Trần Anh Phát-Nhóm 03CLC-Thuyết minh

CHỌN ĐỘNG CƠ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Chọn động cơ điện

Với công suất và tốc độ trục công tác đã xác định ở phần 1 , cụ thể là

Công suất trên trục động cơ điện xác định theo công thức: t ct

Công suất tính : Pt = Plv do tải trọng không đổi

Hiệu suất của hệ thống:

  br = 0,98 (bộ truyền bánh răng trụ được che kín);

  ô = 0,99 (hiệu suất của 1 cặp ổ lăn);

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Phân phối tỷ số truyền

Chọn tỉ số truyền sơ bộ

Tra bảng 2.4 tài liệu [1] ta có:

 Truyền động bằng đai thang ud = 3 ÷ 5, chọn ud = 4

 Truyền động bánh răng trụ, hộp giảm tốc 1 cấp uh = 3 ÷ 5, chọn uh = 3,5

Tỉ số truyền sơ bộ được tính theo công thức:

Số vòng quay sơ bộ động cơ tính theo công thức 2.18 tài liệu [1]:

Chọn số vòng quay đồng bộ n sb 1000 v ph/  Động cơ điện được chọn phải thỏa điều kiện 2.19 và 2.6 tài liệu [1] dc dc ct sb 1000  / 

Từ điều kiện trên ta chọn được động cơ M2QA160M6A 380V 50Hz có Pđc = 7,5 (kW), số vòng quay nđc

= 950 (v/ph) a Xác định tỉ số truyền u t của hệ dẫn động:

66,9 n dc u n   chọn trước tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng uh = 4,5

  u   b Kiểm tra sai số cho phép về tỉ số truyền

Tính toán các thông số trên trục tham khảo c Công suất trên các trục

5,84 6,14 0, 96.0, 99 lv lv nt o o br ct o d

    d Số vòng quay trên các trục

67 / dc d h lv n n vg ph u n n vg ph u n n vg ph

  e Momen xoắn trên các trục

799634 67 ct ct dc lv lv

Bảng thông số

Trục thông số Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục làm việc

Tỉ số truyền u ud = 3,15 uh = 4,5 ukn = 1

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI

Thông số đầu vào

Công suất trên bánh đai dẫn P1 = 6,14 (kW)

Tốc độ quay của bánh đai dẫn n1 = 950 (v/ph)

Công suất trên bánh đai dẫn uđ = 3,15

Tính toán

a Chọn loại tiết diện đai

Từ P1 = 6,14 (kW) và n1 = 950 (v/ph) và hình 4.1 [1] ta chọn được tiến diện đai loại Ƃ b Chọn đường kính bánh đai d 1

Theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai dẫn d1 = 180mm

→ Dùng đai thang thường c Chọn đường kính bánh đai d 2

Với  0, 02 , đường kính bánh đai bị dẫn:

→ Chọn đường kính d2 = 560(mm) d Tỉ số truyền thực tế:

Theo tỉ số truyền u = 3,17 và bảng 4.14 [1] ta tính được:

Kiểm tra a theo công thức 4.14 [1]

Vì đai bảng Ƃ, ta có h = 10.5

Như vậy a = 555 ( mm) thõa điều kiện công thúc 4.14 [1]

Chọn theo tiêu chuẩn l = 2500 (mm) bảng 4.13 [1]

Tính lại khoảng cách trục theo công thức 4.16 [1]

    g Tính góc ôm α trên bánh đai:

    a          → thỏa điều kiện h Tính số đại z

Số đại z được tính theo công thức 4.16 [1]

 Kđ – hệ số tải trọng tĩnh, Kđ = 1 tải tĩnh, Bảng 4.7 [1]

 P1 – công suất trên trục bánh đại chủ động, P1 = 6,14 (kW)

 [P0] – công suất cho phép xác định bằng thưc nghiệm với bộ truyền có số đai z = 1, chiều dài đai l0, tỉ số truyền u = 1 và tải trọng tĩnh, [P0] = 3,1175 (kW), v = 8,95 m/s bảng 4.19 [1]

 Cα – hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1, Cα = 0,908 với α1 = 146º, Bảng 4.15 [1]

 Cu – hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, Cu = 1,14 với u = 3,15, Bảng 4.17 [1]

 Cl – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, Cl = 1,024 với 2500

 Cz – hệ số kể đến ảnh hưởng cuả sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai

Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: số vòng chạy của đai trong 1 giây

Chiều rộng bánh đai được tính theo công thức 4.17 [1]

Do đai bảng Ƃ nên có t = 19; e = 12,5 i Lực tác dụng lên trục

Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức 4.19, 4.20, 4.21 [1]

Fv – lực căng do lực li tâm sinh ra qm – khối lượng 1 mét chiều dài đai, qm = 0,178 do đai bảng Ƃ theo bảng 4.22 [1]

Bảng thông số bộ truyền đai thang

Loại tiết diện đai Ƃ Đường kính bánh đai nhỏ d1 180 (mm) Đường kính bánh đai lớn d2 560 (mm)

Tỉ số truyền thực tế utt = 3,17

Chiều rộng bánh đai Bđ = 44 (mm)

Góc ôm bánh đai nhỏ α1 146 º

Lực tác dụng lên trục Fr 1182 (N)

BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Trình tự tính toán

a Chọn vật liệu bánh răng:

Việc lựa chọn vật liệu cho chế tạo bánh răng phụ thuộc vào các yêu cầu cụ thể như tải trọng, khả năng công nghệ, thiết bị chế tạo và kích thước Đối với hộp giảm tốc bánh răng nón 1 cấp chịu công suất nhỏ và vừa, nên chọn vật liệu thuộc nhóm I, cụ thể theo bảng 6.1.

- Bánh răng dẫn: thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB 241 ÷ 285 có giới hạn bền b1 = 850 MPa , giới hạn bền chảy ch1 = 580 MPa chọn độ rắn bánh răng dẫn HB1 = 270

Bánh răng bị dẫn được chế tạo từ thép 45 đã qua tôi, đạt độ rắn từ HB 192 đến 240, với giới hạn bền kéo là 750 MPa và giới hạn bền chảy là 450 MPa Đối với bánh răng dẫn, độ rắn được chọn là HB2 = 235 Việc xác định ứng suất cho phép là bước quan trọng trong quá trình thiết kế và sản xuất bánh răng.

Theo bảng 6.2 [1] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180 ÷ 350

  lim lim lim1 lim1 lim 2 lim 2

Vì làm việc với tải trọng tĩnh ta áp dụng công thức 6.6 [1]

 NHE, NFE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

 c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, c =1

 n là số vòng quay trong 1 phút

 tΣ là tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét tổng số giờ làm việc của bánh răng:

Vì NHE1 > NHo1, lấy NHE1 = NHo1 → KHL1 =1 tương tự có NHE2 > NHo2, lấy NHE2 = NHo2 →KHL2 =1

Ta có: NFo1 = NFo2 = 4.10 6 đối với mọi loại thép

Vì NFE1 > NFo → KFL1 = 1, tương tự có NFE2 > NFo → KFL2 = 1

Như vậy theo công thức 6.1a [1], sơ bộ xác định được:

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, do đó theo công thức 6.12 [1]

Bộ truyền bánh trụ răng nghiên nên chọn   H có trị só nhỏ hơn của   H 1 và   H 2 nên

Bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1, theo công thức 6.2a [1]

   Ứng suất quá tải cho phép:

  H max 2,8 ch 2 2,8.450 1260 ( MPa) (bánh răng thường hóa hoặc tôi cải thiện)

Đối với bộ truyền hợp giảm tốc bánh trụ răng nghiên, thông số cơ bản cần xác định là khoảng cách trục aw, được tính theo công thức 6.15a.

 Ka - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

 T1 - momen xoắn trên trục bánh chủ động

 [ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép

 K H  - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

 a , bw là chiều rộng vành răng Tra bảng 6.5 [1] ta có Ka = 43 (MPa) 1/3 do bánh trụ răng nghiêng

Tra bảng 6.6 [1] chọn được  ba 0, 3 do H1 và H2 ≤ HB 350, vị trí bánh răng đối với các ổ trong hộp giảm tốc đối xứng

       Ứng với  bd 0,8745 và tra bảng 6.7 [1], sơ đồ 6 ta chọn được K H  1, 037

Từ đó ta tính được

Modun được xác định dựa trên điều kiện bền uốn Để thuận tiện trong thiết kế, sau khi xác định khoảng cách trục aw, có thể áp dụng công thức tương ứng.

Theo công thức 6.17 [1] ta có m0, 01 0, 02  a w 0, 01 0, 02 190  1,9 3,8 

Chọn theo modun tiêu của bảng 6,8 [1] ta có m = 3

Xác định các thông số ăn khớp Để xác định số răng z1, z2

Chọn trước góc  15  , theo công thức 6.31 [1]

Lấy z1 nguyên nên ta có z1 = 22

Tỉ số truyền thực tế 99

Sai số tỉ số tỉ số truyền 4,5 4,5

  a      Thỏa điều kiện 8    20  d Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau :

 ZM hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5 [1] ta có ZM = 274 (MPa) 1/3

 ZH hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

 βb – góc nghiên của răng trên hình trụ cơ sở

  đối với bánh trụ răng nghiên không dịch chỉnh   20 arc 20 51' cos 0,955 tw t tg tg tg  arc tg

      Đường kính vòng lăng nhỏ

KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

Từ v = 1,09 (m/s) tra bảng 6.13 [1] ta chọn được cấp chính xác là 9

Từ cấp chính xác là 9 và v = 1,09 (m/s) tra bảng 6.14 [1] ta có K H  1,13

Với  H 0, 002 bảng 6.15 [1] , g o 73 cấp chính xác = 9, modun = 3 (mm)

Từ các thông số trên ta tính được:

Theo công thức 6.1 với vận tốc v = 1,09 m/s (nhỏ hơn 5 m/s) và hệ số Zv = 1, cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 Do đó, độ nhám cần đạt được là R a = 2,5 đến 1,25 µm, với Z R = 0,95 khi đường kính da nhỏ hơn 700 mm.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, cần chọn kích thước bw = 60(mm) và kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Ứng suất sinh ra tại chân răng không được vượt quá giá trị cho phép theo công thức 6.43 và 6.44.

 Chiều rộng vành răng bw = 60 (mm)

 Đường kính vòng lăn bánh chủ động 1  

 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng 1 1 0, 625

 Hệ số kể đến độ nghiêng của răng 17

 Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2

Từ zv1 và zv2 tra bảng 6.18 [1], với hệ số dịch chỉnh x = 0Y F 1 3, 9,Y F 2 3, 60

 Hệ số tải trọng khi tính về uốn K F K F  K F  K Fv 1, 08.1,37.1, 02 1,5

Hệ số K F  được sử dụng để tính toán sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng khi xem xét về uốn Theo bảng 6.7 [1] và với giá trị  bd 0,8745, ứng với sơ đồ 6, ta có K F  1,08.

Hệ số K F  phản ánh sự phân bố không đồng đều của tải trọng trên các đôi răng ăn khớp khi tính toán về uốn Đối với vận tốc 1,08 m/s và cấp chính xác là 9, có thể tham khảo bảng 6.14 để có những thông số chính xác hơn.

 K Fv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn theo công thức 6.46 và 6.47 [1] ta có

Tra bảng 6.15 [1] theo dạng răng nghiêng, HB2 ≤ 350HB ta có  F 0, 006 Tra bảng 6.16 [1] từ m = 3 và cấp chính xác là 9, g o 73

Từ các số liệu trên ta tính được:

 YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng,Y R 1

 K xF - hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn K xF 1  d a 400 mm 

→Thỏa điều kiện về độ bền uốn f Kiểm nghiệm răng về quá tải

Hệ số quá tải qt T max 1

K  T  , do tải trọng tĩnh Để tránh biến dạng dư hoặc gãy giòn bề mặt , ứng suất tiếp cực đại phải thỏa điều kiện 6.48 [1] và 6.49

Bảng thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Chiều rộng vành răng bánh dẫn b w 1 60  mm

Chiều rộng vành răng bánh bị dẫn b w 2 60  mm

Hệ số dịch chỉnh x 1 x 2 0 Đường kính vòng chia  

Góc ăn khớp  tw 20 51'  Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng  H 515  MPa 

TÍNH TOÁN SAI SỐ TỶ SỐ TRUYỀN CHUNG CỦA HỆ THỐNG

Do bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền đai thang mắc nối tiếp

CHỌN NỐI TRỤC

Khớp nối là chi tiết tiêu chuẩn, vì vậy trong thiết kế thường dựa vào momen xoắn tính toán T, được xác định theo công thức 16-1 [2]

T- momen xoắn danh nghĩa, do nối trục lắp ở trục 2

 n   k- hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác, với thùng trộn chọn k= 2

Chúng tôi chọn nối trục vòng đàn hồi, một loại nối trục sử dụng bộ phận đàn hồi làm từ vật liệu không kim loại, tiết kiệm và đơn giản Loại nối trục này thích hợp để truyền momen xoắn nhỏ và trung bình, lên đến 10.000 N.m Để tham khảo kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi, vui lòng tra bảng 16-10a [2] (mm).

Tra bảng 16-10b kích thước cơ bản của vòng đàn hồi (mm)

Kiểm nghiệm độ bền của vòng đàn hồi và chốt Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi theo công thức

      Điều kiện sức bền của chốt

  d - ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy   d  2 4  MPa

   u  60 80  MPa - ứng suất cho phép của chốt

Phân tích lực tác dụng của khớp nối

Nếu trục có lắp nối trục, do sự không đồng tâm của các trục sẽ có lực hướng tâm Fnt

F   F với F t là lực vòng trên khớp nối

Chiều của lực Fnt phải được xác định sao cho nó làm tăng ứng suất và biến dạng của trục, tức là chiều của Fnt phải ngược lại với lực vòng Ft tác động từ bánh răng.

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

Chọn vật liệu

Chọn thép 45 thường hóa hoặc tôi cải thiện σb = 600 MPa để chế tạo trục Ứng suất xoắn cho phép     15 30 (  MPa ) ( trị số nhỏ - trục vào, trị số lớn – trục ra)

Xác định tải trọng lên trục

a Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng

Bộ truyền bánh trụ răng nghiêng theo công thức 10.1 [1] ta có:

    b Lực tác dụng từ bộ truyền đai

Theo công thức 10.8 [1] ta có

  Đường nối tâm tạo với trục y một góc 30  c Lực tác dụng lên khớp nối

K hệ số chế độ làm việc, k = 2  T t k T 2.808,187 1616,374  N m 

Ta chọn được từ bảng 16-10a [2] Do = 200 (mm)

Tính sơ bộ trục

Ứng suất xoắn cho phép, với vật liệu trục là thép 45

Chọn    20 ( MPa )cho trục vào của hợp giảm tốc

Chọn   30 ( MPa )cho trục ra của hợp giảm tốc

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Từ d1 và d2, ta chọn được từ bảng 10.2 [1] gần đúng chiều rộng ổ lăn bo d1 = 36 (mm) → bo = 23 (mm), d2 = 52 (mm) → bo = 29(mm)

Từ bảng 10.3 [1] ta chọn được các khoảng cách k1,k2,k3 và hn

 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay, k1= 12 (mm)

 Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp, k2 = 8 (mm)

 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 (mm)

 Chiều cao nắp ổ và đầu bulong, hn = 17 (mm)

Chiều dài mayơ bánh đai, vì bánh đai nằm trên trục 1, vì vậy theo công thức 10.10 [1] ta có:

Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiên trục 1, theo công thức 10.10 [1] ta có:

Chiều dài mayơ bánh trụ răng nghiên trục 2, theo công thức [1] ta có:

Chiều dài mayơ khớp nối, khớp nối vòng đàn hồi năm trên trục 2, theo công thức 10.13 [1] ta có:

Xác định chiều dài các đoạn trục

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 cũng như loại chi tiết được lắp trên trục.

Theo hình 10.6 [1] Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp

 Sơ đồ tình khoảng cách trục 1

2 113 c o n c o l lm b k h mm l l l lm b k k mm l l mm

 Sơ đồ tính khoảng cách trục 2

2 139 c o n c o l lm b k h mm l l l lm b k k mm l l mm

Trong hộp giảm tốc 1 cấp, k đại diện cho số thứ tự của trục, với k = 1, 2, trong khi i là số thứ tự của tiết diện trục nơi lắp đặt các chi tiết tham gia vào việc truyền tải trọng.

+i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ;

Trong hệ thống cơ khí, ký hiệu +i = 2…s đại diện cho số lượng chi tiết quay như đĩa xích, bánh răng và khớp nối Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k được ký hiệu là lk1, trong khi 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 (lắp trên tiết diện i) trên trục k được tính theo các công thức (10.10)…(10.13) tùy thuộc vào loại chi tiết quay, với d được thay bằng dk tính theo Tk Cuối cùng, khoảng công xôn (khoảng chìa) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ, được ký hiệu là lcki.

  3 cki 0,5 mki o n l  l b  k h bki : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục thứ k.

Xác định đường kính và chiều dài các trục

 Sơ đồ phân tích lực trục 1

 Tính phản lực tác dụng lên trục 1

 Tính toán các tiết diện của trục 1

Từ biểu đổ nội lực ta tính đường kính tại các tiết diện

Mặt cắt tại tiết diện 10

Do d 136  mm   63 MPa theo bảng 10.5 [1] với vật liệu là thép C45 có  b 600

Chọn theo tiêu chuẩn ta chọn được đường kính tiết diện 10= 30 (mm)

Từ các đường kính tại 10,11,12 ta vẽ được kết cấu trục

Tiết diện 10 11 12 13 Đường kính 30 (mm) 35(mm) 40 (mm) 35(mm)

 Biểu đồ nội lực trục 1: ỉ 3 5 11

 Sơ đồ phân tích lực trục 2

 Tính phản lực tác dụng lên trục 2

 Tính toán các tiết diện của trục 2

Từ biểu đổ nội lực ta tính đường kính tại các tiết diện

Do d 2 52  mm   50 MPa theo bảng 10.5 [1] với vật liệu là thép C45 có  b 600 Chọn theo tiêu chuẩn ta chọn được đường kính tiết diện 21= 60 (mm)

Từ các đường kính mặt cắt tại các điểm 21,22,23 ta vẽ được kết cấu trục như hình

Tiết diện 20 21 22 23 Đường kính 55 (mm) 60(mm) 55 (mm) 52(mm)

 Biểu đồ nội lực trục 2

Then

Tính mối ghép then Điều kiện bền dập và điều kiện cắt theo công thức 9.1 và 9.1 [1]

  a Tính mối ghép then bằng cho trục 1

 Tính mối ghép then bằng cho trục lắp bánh đai

Theo bảng 9.1a, với đường kính d = 30 mm, kích thước tiết diện then được chọn là b = 8 mm, h = 7 mm, và chiều dài lt = 40 mm Chiều sâu rãnh then lần lượt là t1 = 4 mm và t2 = 2,8 mm Dựa vào bảng 9.5, với dạng lắp cố định, vật liệu thép và tải trọng tĩnh, ứng suất dập cho phép được xác định là σd = 150 MPa, trong khi ứng suất cắt cho phép là τc = 60 đến 90 MPa.

 Tính mối ghép then bằng cho trục lắp bánh răng

Khi chọn kích thước tiết diện cho d = 40 mm, ta có b = 12 mm, h = 8 mm, và lt = 45 mm Chiều sâu rãnh then được xác định là t1 = 5 mm và t2 = 3,3 mm Dựa vào bảng 9.5 với dạng lắp cố định và vật liệu thép dưới tải trọng tĩnh, ứng suất dập cho phép được chọn là σd = 150 MPa, trong khi ứng suất cắt cho phép nằm trong khoảng τc = 60 ÷ 90 MPa.

      b Tính mối ghép then bằng cho trục 2

 Tính mối ghép then bằng cho trục lắp bánh răng

Với kích thước d = 60 mm, theo bảng 9.1a, ta chọn tiết diện then có b = 18 mm, h = 11 mm và lt = 63 mm Chiều sâu rãnh then được xác định là t1 = 7 mm và t2 = 4,4 mm Dựa vào bảng 9.5, với dạng lắp cố định, vật liệu thép và tải trọng tĩnh, ứng suất dập cho phép được chọn là σd = 150 MPa, trong khi ứng suất cắt cho phép nằm trong khoảng τc = 60 ÷ 90 MPa.

 Tính mối ghép then bằng cho trục lắp nối trục

Khi chọn kích thước tiết diện cho d = 52 mm, ta xác định được b = 16 mm, h = 10 mm và lt = 70 mm Chiều sâu rãnh then được xác định là t1 = 6 mm và t2 = 4,3 mm Dựa vào bảng 9.5 với dạng lắp cố định, vật liệu thép và tải trọng tĩnh, ứng suất dập cho phép được chọn là σd = 150 MPa, trong khi đó ứng suất cắt cho phép nằm trong khoảng τc = 60-90 MPa.

Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Khi xác định đường kính trục, cần xem xét các yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi như đặc tính biến đổi theo chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước và chất lượng bề mặt Do đó, sau khi thiết kế kết cấu trục, việc kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục là cần thiết để đảm bảo tính an toàn và hiệu quả trong quá trình sử dụng.

Kết cấu trục vừa thiết kể đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn của các tiết diện thỏa mãn điều kiện theo công thức 10.19 [1]

[s] – hệ số an toàn cho phép,   s  1,5 2,5 

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j theo công thức 10.20 và 10.21

. j dj aj mj j dj aj mj s K s K

Trong đó   10, 436. b 0, 436.600261, 6 MPa (với thép cacbon)

Theo công thức 10.22 [1] khi trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, dó đó

Theo công thức 10.23 [1] khi trục quay 1 chiều thì ứng suất xoắn thay đổi theo chy kỳ mạch động, do đó max

Theo bảng 10.6 [1] công thức tính momen cảm uốn Wj và momen xoắn Woj

Tiết diện Momen chống cảm uốn

Bảng ứng suất xoắn thay đổi theo chy kỳ mạch động

Bảng tính ứng suất theo chu kỳ đối xứng

Tra bảng 10.7 trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của ứng suât trung bình đến độ bền mỏi ta có

K  K  - hệ số, xác định theo công thức 10.25 và 10.26 [1]

Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt theo bảng 10.8, chọn phương pháp Tiện

Ra  ,  b 600  MPa  ta chọn được Kx = 1,06

Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó Ky = 1

Tra bảng 10.10 [1] trị số của hệ số kích thước    , 

Tra bảng 10.12 [1] trị số K  ,K  đối với trục có rãnh then,  b 600  MPa , cắt bằng dao phay ngón

Bảng kết quả tính K  dj ,K  dj

Ta có với trục 1 ta có

→ Điều kiện bền mỏi được đảm bảo.

Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Để ngăn ngừa hiện tượng biến dạng dẻo quá mức hoặc hư hỏng do quá tải đột ngột khi khởi động máy, việc kiểm nghiệm độ bền tĩnh của trục là rất cần thiết Theo công thức kiểm nghiệm được nêu trong tài liệu [1], quy trình này giúp đảm bảo an toàn và hiệu suất hoạt động của thiết bị.

Xét trục 1, tiết diện nguy hiểm nhất về uốn xoắn là tiết diện 12 lắp bánh răng trụ

→Như vậy trục 1 đạt yêu cầu về độ bền tĩnh

Xét trục 2, tiết diện nguy hiểm nhất về uốn xoắn là tiết diện 21 lắp bánh răng trụ

→Như vậy trục 2 đạt yêu cầu về độ bền tĩnh

Số vòng quay của trục 1, n 1 301, 6 v ph/ 

Thời gian làm việc 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca), tải trọng tĩnh

L h   h Đường kính ngõng trục lắp ổ d = 35 (mm)

Phản lực tác dụng tại các gối đỡ

F    , theo tài liệu [1] ta chọn loại ổ lăn là ổ bi đỡ chặn, góc tiếp xúc  26 

Với kết cấu trục 1, đường kính ngõng trục d = 35 (mm), chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp theo tiêu chuẩn GOST tra bảng P2.12 [1]

Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) b = T (mm) r (mm) r1 (mm) C (kN) Co (kN)

Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

Theo công thức 11.3 [1] đối với ổ bi đỡ - chặn Q XVF r YF k k a  t d

F F - tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục (kN)

Hệ số V thể hiện ảnh hưởng của vòng quay, với V = 1 Hệ số k, với giá trị k = 1, được sử dụng khi nhiệt độ làm việc dưới 100 °C Hệ số k d phản ánh đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3, có giá trị k d = 1 do tải trọng tĩnh và không có va đập.

X – hệ số tải trọng hướng tâm

Y – hệ số tải trọng dọc trục

C   , trong đó i = 1 là số dãy con lăn

Từ đó ta tra bảng 11.4 [1], 26   e 0, 68

Theo công thức 11.1 khả năng tải động C d Q L m 2, 7453 325, 7 3 18,8  kN  C 22, 7  kN

Q – tải trọng động quy ước (kN)

L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay Đối với ổ bi m = 3

Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì: 6   60 6 18000.60.301, 6 6

L  L n  L   triệu vòng Đối với hợp giảm tốc, trị số L h 10 25 10 ( ) 3 h

→Vậy khả năng tải động của ổ được đảm bảo

Để kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ lăn không quay hoặc hoạt động với vòng quay n < 1 (v ph / ), cần chọn ô dựa trên khả năng tải tĩnh nhằm ngăn ngừa biến dạng dư Theo điều kiện 11.18 [1], yêu cầu Q t < C o.

Tra bảng 11.6 [1] hệ số tải trọng hướng tâm Xo và hệ số tải trọng dọc trục Yo đối với ổ bi đỡ chặn góc

→Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

Số vòng quay của trục 2 n 2 67 v ph/ 

Thời gian làm việc 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca), tải trọng tĩnh

L h   h Đường kính ngõng trục lắp ổ d = 55 (mm)

Phản lực tại các gối đỡ

Để đảm bảo hiệu suất tối ưu cho trục có lắp nối trục vòng đàn hồi, cần chọn chiều của lực Fnt ngược lại với chiều đã sử dụng để tính trục, tức là phải cùng chiều với Ft2.

Trong khi đó theo đầu bài phản lực tại hai gối đỡ khi tính trục là

Vậy ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho ổ chịu tải trọng lớn hơn với

F    , theo tài liệu [1] ta chọn loại ổ lăn là ổ bi đỡ chặn, góc tiếp xúc 12 

Với kết cấu trục 2, đường kính ngõng trục d = 55 (mm), chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ hẹp theo tiêu chuẩn GOST tra bảng P2.12 [1]

Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

Theo công thức 11.3 [1] đối với ổ bi đỡ - chặn Q XVF r YF k k a  t d

F F - tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục (kN)

Hệ số V thể hiện ảnh hưởng của vòng quay, với V = 1 Hệ số k phản ánh tác động của nhiệt độ, trong đó k = 1 khi nhiệt độ làm việc dưới 100 °C Hệ số k_d cho thấy đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3, k_d = 1 do tải trọng tĩnh và không có va đập.

X – hệ số tải trọng hướng tâm

Y – hệ số tải trọng dọc trục

C   , trong đó i = 1 là số dãy con lăn

Từ đó ta tra bảng 11.4 [1], 12   e 0, 37

Theo công thức 11.1 khả năng tải động C d Q L m 5,3962 72,36 3 22,5  kN  C 34,9  kN

Q – tải trọng động quy ước (kN)

L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay Đối với ổ bi m = 3

Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì: 6   60 6 18000.60.67 6

L  L n  L   triệu vòng Đối với hợp giảm tốc, trị số L h 10 25 10 ( ) 3 h

→Vậy khả năng tải động của ổ được đảm bảo

Để kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ lăn không quay hoặc làm việc với vòng quay nhỏ hơn 1, cần chọn ổ dựa trên khả năng tải tĩnh nhằm ngăn ngừa biến dạng dư Điều này phải tuân thủ điều kiện 11.18, trong đó yêu cầu rằng Q t phải nhỏ hơn C o.

Tra bảng 11.6 [1] hệ số tải trọng hướng tâm Xo và hệ số tải trọng dọc trục Yo đối với ổ bi đỡ chặn góc

→Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

Vỏ hộp giảm tốc có 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 Ngoài ra, vỏ hộp còn chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết khỏi bụi bẩn Vật liệu chính được sử dụng để chế tạo vỏ hộp là gang xám, GX 15-32.

Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp theo đường tâm các trục để thuận tiện và dễ dàng lắp ráp các chi tiết Đồng thời, bề mặt lắp ghép cần phải song song với mặt đế để đảm bảo tính chính xác trong quá trình lắp đặt.

Mặt đáy hộp được thiết kế nghiêng 10° về phía lỗ tháo dầu, giúp việc tháo dầu bôi trơn trở nên dễ dàng hơn Điều này không chỉ đảm bảo dầu được thay thế sạch sẽ mà còn nâng cao chất lượng hoạt động của hộp giảm tốc.

Hộp giảm tốc được đúc, có kết cầu gồm các thông số cơ bản sao:

Tên gọi Biểu thức tính toán

Bulong ghép bích nắp và thân, d3

Vít ghép nắp cửa thăm, d5

0, 5 0, 6 0, 5 0, 6 14 7 8, 4 8 d d mm d mm d d mm d mm d d mm d mm d d mm d mm

  Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp, S3

Chiều dày bích nắp hộp, S4

Bề rộng bích nắp và thân, K3

Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D3, D2

Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ, K2

Tâm lỗ bulong cạn ổ E2 và C

Khi không có phần lồi S1

Khi có phần lồi Dd, S1 và S2

Bề rộng mặt đế hộp K1 và q

D d xác định theo đường kính dao khoét Khi có phần lồi

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp,

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp,

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau,

MỘT SỐ CHI TIẾT PHỤ KHÁC

Khoảng cách trụ a w 190  mm tra bảng 18-3b [2] ta chọn được Q  140   kg

Chốt định vị giúp ngăn ngừa biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bulong, do đó loại bỏ một trong những nguyên nhân chính gây hỏng hóc ổ Kích thước chốt định vị là d 6 (mm), c 1,0 (mm), và chiều dài từ 20 đến 100 (mm).

Cửa thăm là một phần quan trọng để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép, cũng như để đổ dầu vào hộp Cửa thăm được đậy kín bằng nắp, và trên nắp có thể lắp thêm nút thông hơi để đảm bảo thông thoáng.

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, vì vậy để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta sử dụng nút thông hơi Nút thông hơi thường được lắp đặt trên nắp cửa hoặc ở vị trí cao nhất của hộp.

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn hoặc biến chất, vì vậy cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, bạn có thể sử dụng lỗ tháo dầu ở đáy hộp.

Mặt đáy hộp nên làm dốc về phía lỗ tháo dầu với độ dốc 1 2  và ngay tại chỗ tháo dầu nên lõm xuống

Để dễ dàng kiểm tra mức dầu trong máy hoạt động liên tục 3 ca, que thăm dầu thường được thiết kế với vỏ bọc bên ngoài, giúp tránh những khó khăn do sự tích tụ dầu gây ra.

Bôi trơn hộp giảm tốc là cần thiết để giảm thiểu tổn thất công suất do ma sát, ngăn ngừa mài mòn răng và đảm bảo khả năng thoát nhiệt hiệu quả Việc bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc còn giúp phòng tránh hiện tượng han gỉ ở các chi tiết máy.

Có hai phương pháp bôi trơn chính cho các chi tiết máy: bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông Đối với những máy không quan trọng, các bộ truyền hở có thể được bôi trơn định kỳ bằng mỡ.

TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT VÀ TỐC ĐỘ TRỤC CÔNG TÁC

Tốc độ quay của thùng n (v/ph):

F  D   m là tiết diện ngang của thùng

P1 (kW): công suất nâng vật liệu lên độ cao thích hợp

P2 (kW): Công suất trộn vật liệu

P3 (kW): công suất mất mát do ma sát ở ổ trục thùng trộn

Công suất P trên thùng trộn (kW) Plv= 5,61 (kW)

Số vòng quay n trên trục thùng trộn ( vòng/phút) nlv = 66,9 (v/ph)

CHỌN ĐỘNG CƠ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1 Bảng thông số động cơ điện Động cơ (KÝ HIỆU) M2QA160M6A

Số vòng quay (v/ph) 950 (v/ph)

Hệ số quá tải (Tk/Tdn) 2

Khối lượng (kg) 119 Đường kính trục động cơ (mm) 42

2 Bảng phân phối tỉ số truyền

Trục thông số Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục làm việc

Tỉ số truyền u ud = 3,15 uh = 4,5 ukn = 1

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI

Công suất trên bánh đai dẫn P1 = 6,14 (kW)

Tốc độ quay của bánh đai dẫn n1 = 950 (v/ph)

Công suất trên bánh đai dẫn uđ = 3,15

2 Thông số tổng hợp của đai

Thông số Ký hiệu (đơn vị) Giá trị

Loại tiết diện đai Ƃ Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm) 180 Đường kính bánh đai lớn d2 (mm) 560

Tỉ số truyền thực tế utt 3,17

Chiều rộng bánh đai Bđ (mm) 44

Góc ôm bánh đai nhỏ α1 α1 (º) 146

Lực tác dụng lên trục Fr Fr (N) 1182

BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Công suất trên trục bánh răng dẫn P1 P1 = 5,84 (kW)

Tốc độ quay trục bánh răng dẫn n1 n1 = 301,6 (v/ph)

2 Các thông số của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị

Chiều rộng vành răng bánh dẫn b 1 60 (mm)

Chiều rộng vành răng bánh bị dẫn b 2 60 (mm)

Góc ăn khớp  tw 20 º51’ (độ)

Số răng bánh dẫn Z 1 22 (răng)

Bánh răng dẫn có 99 răng với đường kính vòng lăn là 69 mm, trong khi bánh răng bị dẫn có đường kính vòng lăn là 311 mm Đường kính vòng đỉnh của bánh dẫn là 75 mm, còn bánh bị dẫn là 317 mm Đường kính vòng đáy của bánh dẫn là 61.5 mm, và bánh bị dẫn có đường kính vòng đáy là 303.5 mm Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đạt 515 MPa.

Lực ăn khớp trên bánh chủ động

KIỂM TRA SAI SỐ TRUYỀN THỰC TẾ

 Tỉ số truyền tính ban đầu

 Tỉ số truyền thực thế

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

1 Sơ đồ phân tích lực trên bánh răng

2 Biểu đồ nội lực các trục

3 Thông số tính toán tiết diện các trục

Ô LĂN

DUNG SAI

- Vòng trong ổ bi đỡ chặn dùng k6 35 6k  35   0,018 0,002

- Vòng ngoài ổ bi đỡ chặn dùng H7 72 7H  72 0  0,03

- Vòng trong ổ bi đỡ chặn dùng k6 35 6k  35   0,018 0,002

- Vòng ngoài ổ bi đỡ chặn dùng dung H7 100 7H  100 0  0,035

- Lắp bánh răng bị dẫn dùng H7 / 6k 60 7 / 6H k

3 Thông số dung sai vị trí lắp của các trục

Tiêu đề	Tính Toán Công Suất Và Tốc Độ Trục Công Tác
Thể loại	Đồ Án Tốt Nghiệp

Định dạng
Số trang	64
Dung lượng	2,03 MB