Đồ án Chi Tiết Máy Đề số 20 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI hộp giảm tốc bánh răng trục vít bộ truyền xích băng tải .... Lực vòng trên băng tải, F(N) : 25500 N Vận tốc băng tải, v(ms) : 0,44 Đường kính tang dẫn, D (mm) : 300 Thời gian phục vụ, L(năm): 7 Số ngày làmnăm , ngày : 240 Số ca làm trong ngày, ca : 2t1= 32s t2=27s T1=T T2=0,5T
ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHO HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG
CHỌN ĐỘNG CƠ
1.1.1: Chọn hiêu suất của hệ thống
Hiệu suất truyền động η=η br η x η kn η tv η ol 4
η x = 0,92 :Hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn ( hở )
η br = 0,96 :Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ được che kín
η ol =0.99 :Hiệu suất của ổ lăn
η tv =0.8 :Hiệu suất bộ truyền trục vít ( bộ truyền được che kín )
1.1.2: Tính công suất cần thiết
Công suất cần thiết: P ct =P tt η = 9,09
0,665≈13,67(kW) 1.1.3: Xác định vòng quay sơ bộ của động cơ
Số vòng quay trên trục công tác: n lv `000v π D `000.0,44 π.300 ≈28 vg/ph
Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống: u ch =u hộp u x =(30÷200).(2÷5) ¿60÷1000
Với:u hộp 0÷200: tỉ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp trục vít-bánh răng u x =2÷5: tỉ số truyền của bộ truyền xích ống con lăn
Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb =n lv u ch (.(60÷1000)=(1680÷28000)
{ P đc ≥ P ct n ,67 đc ≈ n sb (kW )
Động cơ thông số phải thỏa mãn: Động cơ K180L2 Phụ lục bảng P1.1 tài liệu (*)
{ n P đc đc )50( ,5 (kW vq ph ) )
PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động: u ch =n dc n lv )50
Vì u= 105,36 nên ta chọn u x =3 (để bộ truyền xích có kích thước nhỏ gọn) u hộp = u u x 5,36
Ta chọn utv Nên ta suy ra ubr = uhộp /18 = 35,12 /18 =1,95
BẢNG ĐẶC TRỊ
1.3.1 Phân phối công suất trên các trục o Pct = 11,22 ( kW ) o P 3 = P max η x η ol = 11,22
1.3.2 Tính toán số vòng quay trên các trục o n đc )50(vg ph) o n 1 =n đc u kn )50
3 ((vg ph) 1.3.3 Tính toán momen xoắn trên các trục o T đctt =9,55.10 6 P dctt n đc
Trục Động cơ Trục I Trục II Trục III Trục công tác
Tỷ số truyền u u kn =1 u br =1,95 utv ux =3
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Thông số kĩ thuật của thiết kế bộ truyền xích ống con lăn là:
Công suất bộ truyền: P = 12,32 (kW)
Số vòng quay bánh dẫn: n3 (vòng/phút)
Tải trọng va đập nhẹ, làm việc hai ca, bộ truyền ngoài bôi trơn định kỳ(gián đoạn)
• Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục 3: P 3 ,32 (Kw), với số vòng quay đĩa xích nhỏ n 3 (vòng/phút)
• Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn
2.1.2: Chọn Thông Số Bộ Truyền
* Theo Bảng 5.4 tài liệu (*) với u x =3 chọn số răng đĩa nhỏ z 1 % ( nên chọn số lẻ để đĩa sẽ mòn đều hơn , tăng khả năng sử dụng )
-Do đó số răng đĩa xích lớn
* Theo công thức 5.3 tài liệu (*) , công suất tính toán
Theo công thức (5.4) và bảng số liệu 5.6 tài liệu (*) ta có: k=k 0 k a k dc k đ k c k bt =1.1.1.1,2.1,25.1,3=1.95
Các tham số kỹ thuật được xác định như sau: k0 = 1 (đường nối tâm đĩa xích đến 60 độ); ka = 1 (khoảng cách trục a từ 30–50 cm); kđ = 1 (vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích); kđ = 1,2 (tải trọng động va đập nhẹ); kc = 1,25 (làm việc 2 ca mỗi ngày); kbt = 1,3 (môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn II).
* Theo tài liệu bảng 5.5 tài liệu (*) với n 0 vòng/ phút , chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p c P,8 mm
Pt < [P] = 68,1 ( kw ) Đồng thời theo bảng 5.8 tài liệu (*) ta có bước xích p c = 50,8 < p max = 15.10 3 /200 u ằ Thỏa điều kiện bền mũn
- Khoảng cách trục: a= 40.pc@.50,8 32mm
2032 1.6 Lấy số mắc xích là số chẵn x2 mắc xích, sau đó tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 tài liệu (*) a= 0,25.p c [X c - z 1 +z 2
= 2042,8 mm Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm xích xuống 1 lượng bằng
Số lần va đập của xích : theo công thức 5.14 tài liệu (*) : i=z 1 n 1
2.1.3: Tính kiểm nghiệm xích về độ bền s= Q k d f t +f 0 +f v 5.15 tài liệu (*)
-Theo bảng 5.2 tài liệu (*), tải trọng phá hủy của xích con lăn 1 dãy Q"6,8 KN, khối lượng 1m xích q=9,7kg
-k d =1.2 ( tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng danh nghĩa) v = z 1 p c n 1
- Lực căng do li tâm : f v =qv 2 =9,7.(1,778) 2 0,66 N
- Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:
1,2.6929+775,26+30,66 $,87 Theo bảng 5.10 với n 0 vòng/phút , [s]=9,3.
Vậy s>[s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền
2.1.4: Xác định thông số đĩa xích
* Đường kính đĩa xích : theo công thức (5.17) tài liệu (*) và bảng 14.4b : ᴥ d 1 =p/sin(π/z1)50,8 sin( π
75) 13,12 mm ( đường kính vòng chia ) ᴥ d a1 = p[0.5+cotg(π/z1)]P,8.[0.5+cotg(π/25)]= 427,5 mm d a2 = p[0.5+cotg(π/z2)]P,8.[0.5+cotg(π/75)]= 1237,45mm (đường kính vòng đỉnh răng) ᴥ d f1 = d1-2r B7,5-2.14,41= 398,68 mm d f2 = d2-2r 37,45-2.14,41= 1208,63 mm
Với bán kính đáy r = 0,5025d 1 +0,05= 0,5025 28,58+ 0,05,41 với d 1 (,58 bảng 5.2 tài liệu (*)
Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.18 tài liệu (*): Đĩa xích 1 : σ h1 =0,47√ k r 1 ( F t K đ + F vđ ) E /( A k d )
Với k r =0.41 : hệ số ảnh hưởng đối với răng xích ( z1 % )
K d = 1,2 : hệ số tải trọng động (tải động, va đập nhẹ ) k d =1 : hệ số phân bố không đều tải trọng ( xích 1 dãy )
F vđ1 = 13.10 -7 n1 p 3 m= 13.10 -7 84 12,32 3 1 =0,2 N : lực đập trên m dãy xích ( m=1)
A= 645 mm 2 : diện tích chiếu tựa mặt bản lề ( bảng 5.12 tài liệu (*))
⇒ σh1= 495.16< [σh1] P0MPa do đó ta dùng thép tôi cải thiện có độ rắn bề mặt HB170 có [σh1] P0Mpa sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc răng đĩa 1 Đĩa xích 2 : σ h2 =0,47√ k r 2 ( F t K đ + F vđ ) E /( A k d )
Với kr =0.22 : hệ số ảnh hưởng đối với răng xích ( z2 u )
Kd= 1,2 : hệ số tải trọng động (tải động, va đập nhẹ ) kd =1 : hệ số phân bố không đều tải trọng ( xích 1 dãy )
Fvđ2= 13.10 -7 n2 p 3 m= 13.10 -7 28 12,32 3 1 =0,07 N : lực đập trên m dãy xích ( m=1)
A= 645 mm 2 : diện tích chiếu tựa mặt bản lề ( bảng 5.12 tài liệu (*))
⇒ σh2 < [σh2] = 362,7MPa do đó ta dùng thép tôi cải thiện có độ rắn bề mặt HB170 có [σh2] P0MPa sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc răng đĩa 2
2.1.5: Xác định lực tác dụng lên trục
Lực tác dụng lên trục F r =kx Ft =1,15 6929= 7968,35 N
Với : k x =1.15 hệ số kể đến trọng lượng xích , khi nghiêng 1 góc < 40° hoặc khi bộ truyền nằm ngang
Lực căng do lực li tâm: f v =qv 2 =9,7.(1,778) 2 0,66 N
Lực căng do trọng lượng nhánh bị động sinh ra :
Bảng thông số bộ truyền xích
Số răng đĩa bị động Z1%
Số răng đĩa chủ động Z2u
Số mắc xích X2 Đường kính vòng chia đĩa xích Chủ động : d1= 405,32 mm
Bị động: d2= 1213,12 mm Đường kính vòng đỉnh đĩa xích Chủ động: da1= 427,5 mm
Bị động : da2= 1237,45mm Đường kính vòng chân răng đĩa xích Chủ động: df1= 398,68mm
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG
2.2.1: Thông số kỹ thuật ٭Thời gian phục vụ: 7 năm ٭Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ
(1 năm làm việc 240 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ) ٭Công suất P,36 KW và moment xoắnTR962 Nmm ٭Số vòng quay trục dẫn n1)50 (vg/ph)
Số vòng quay trục bị dẫn n213 (vg/ph) ٭Tỉ số truyền ubr=1,95
Do bộ truyền có tải trọng trung bình , không có yêu cầu gì đặc biệt theo bảng 6.1 tài liệu (*) ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau :
* Bánh chủ động : thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB241…285 có
- Giới hạn chảy σch1 = 580 MPa ằ Chọn độ rắn bỏnh nhỏ HB 1 '0
* Bánh bị động : thép 45 tôi cải thiện độ rắn HB241…285 có
- Giới hạn chảy σch2 = 580 Mpa ằ Chọn độ rắn bỏnh nhỏ HB 2 &0
2.2.3: Xác định ứng suất cho phép ٭ Số chu kì làm việc cơ sở:
- Lh= 7.240.2.8= 26880 ( giờ ): tuổi thọ ٭Số chu kì làm việc tương đương xác định theo sơ đồ tải trọng :
- NHE2 = NHE1 / ubr 62892308 ( chu kì )
- NFE1 `c∑ ¿¿ T i / T max ) m F n i T i với m F =6 khi độ rắn mặt răng HB < 350
- NFE2 = NFE1 / ubr 40769231 ( chu kì )
- NFE2 > NFO2 ằ Nờn ta chọn NHE =NHO để tớnh toỏn
Suy ra KHL1 = KHL2 = KFL1= KFL2 =1 ᴥ Ứng suất cho phép :
Theo bảng tài liệu (*) với thép 45 tôi cải thiện σ o = 2HB+70
Giới hạn mỏi tiếp xúc : ٭Bánh chủ động : σ H lim1 = 2HB1 +70= 2.270+70= 610 MPa ٭ Bánh bị động : σ H lim2 = 2HB2 +70= 2.260+70= 590 MPa
Giới hạn mỏi uốn : ٭ Bánh chủ động : σ F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.270= 486 MPa ٭ Bánh bị động : σ F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.260= 468 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép :
S H với sH =1.1 ( thép 45 tôi cải thiện ) ( công thức 6.1a tài liệu (*))
1,1 S6.36 MPa Với bánh răng nón răng thẳng ta có :
[σ H ] = min ([σ H1 ]; [σ H2 ])= 536.36 MPa Ứng suất uốn cho phép
Với K FL =1 do quay 1 chiều , S F =1.75 tra bảng 6.2 tài liệu (*)
1,75 1= 267.43 (MPa) Ứng suất quá tải cho phép : theo công thức 6.13 và 6.14 tài liệu (*) ta có
2.2.4: Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo công thức 6.15a/96 ta có : a w =K a (u±1)√ 3 [ σ T H 1 ] 2 K u ψ Hβ ba
Ka = 43, hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng Bảng 6.5 trang 96 tài liệu (*)
T1= 52962 Nmm, moment xoắn trục bánh chủ động. ψba=0,3 (H1,H2≤350HB và vị trị bánh răng đối xứng, Bảng 6.15 trang 260 tài liệu (**)).
KHβ=1,01, trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Bảng 6.4 trang 237 tài liệu (**) ψbd=0,4425
Vậy theo tiêu chuẩn ta chọn aw0mm
2.2.5: Xác định các thông số ăn khớp
Dựa theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 trang 99 (*) ta chọn m= 1,5 mm
Số răng bánh lớn: z2=u.z1=1,95.43= 85 (răng)
Ta ưu tiên chọn số răng là số lẻ để tránh xảy ra hiện tượng mòn răng
Tỉ số truyền thực: u=z2/z1 /43 ≈1.977 ( sai số 1,3% chấp nhận được)
Góc nghiêng răng: β=arccos (mn (z1+z2 ))/2aw =arccos 1,5(43+85)/2.100 = 16,26 0
Các tham số hình học chính của bộ truyền bánh răng bao gồm đường kính vòng chia, đường kính đỉnh răng và đường kính đáy răng Đường kính vòng chia d1 và d2 được xác định bằng d1 = z1 m cosβ và d2 = z2 m cosβ, với β = 16,26°, cho kết quả d1 ≈ 67,2 mm và d2 ≈ 132,8 mm Đường kính đỉnh răng được tính da1 = d1 + 2m và da2 = d2 + 2m, còn đường kính đáy răng được tính df1 = d1 − 2,5m và df2 = d2 − 2,5m.
2 cos(16,26) = 100 mm Chiều rộng vành răng:
Bánh bị dẫn: b2=ψab.aw=0,3.1000mm
Vận tốc vòng bánh răng: v=(πd1n1)/60000=(π.67,2.2950)/60000≈ 10,375 m/s
Theo bảng 6.3 trang 230 tài liệu Cơ sở Thiết kế máy- Nguyễn Hữu Lộc ta chọn cấp chính xác 7 với vận tốc giới hạn vgh m/s
Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 trang 239 tài liệu Cơ sở Thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc ta chọn: ( cấp chính xác 7; H1,H2≤350HB; bánh răng trụ răng nghiêng)
Hệ xét đến sự phân bố không đều tải trọng các răng ( tra bảng 6.11 trang 241 tài liệu Cơ sở Thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc (cấp chính xác 7): KHα=1,07
Góc profin răng : at =arctan(tanα/cosβ) =arctan (tan20/cos16,26) ,76°
Góc ăn khớp atw= arccos(acosat/aw) =arccos(100cos(20,76)/100) ,76°
Hệ số KFα xác định theo: KFα=4+(ε α −1)(n cx −5)
4.1,7 = 0,794 Trong đó :Hệ số trùng khớp ngang ε α =[ 1,88−3,2 ( z 1 1 + z 1 2 ) ] cos ( β ) ( tài liệu 2 /228) ¿[ 1,88 −3,2 ( 43 1 + 85 1 ) ] cos (16,26 )=1,7
2.2.6: Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức 6.58 tài liệu (*) ta có: ứng suất trên bề mặt răng làm việc σ H =Z M Z H Z ε d w 1 √ 2 T 1 K b w H u (u ± 1)
Trong đó: zM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số zM được tra trong bảng 6.5 tài liệu (*) ta có z M = 274 MPa 1/3
Z H =√ sin 2cos ( 2 ( α β tw b ) ) = √ 2 cos sin (2.20,76 ( 15,26) ) =1,6
Trong đó :góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở β b =acrtan ( cos ( α t ) tg( β ) )
= arctan( cos(20,76).tan(16,26)),26° z : hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc ¿√ ε 1 a = √ 1,7 1 = 0,767
KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc , xác định theo công thức 6.61 tài liệu (*)
Trong đó : KHβ =1,01: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (6.7 tài liệu (*)
Trong thiết kế truyền động răng đồng thời ăn khớp, K_Hα = 1,07 là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên các đôi răng, được tra từ bảng 6.14 trong tài liệu Hệ số KHv = 1,1 được tra từ bảng 6.6/239 của cùng tài liệu để phản ánh ảnh hưởng của tải trọng vận hành Bw = 30 mm xác định chiều rộng làm việc của bánh răng và các hệ số trên được dùng trong tính toán thiết kế, đánh giá độ bền và phân tích tải trọng của hệ truyền động.
30.1,95 ¿398,9 MpaTheo mục 6.2 tài liệu (*)
Trong đó z v : hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng
ZR : hệ số xét đến độ nhám bề mặt Z R = 0,95
KHL: hệ số xét đến điều kiện bôi trơn ta chọn KHL =1
KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
Kl= 1 : hệ số xét đến điều kiện bôi trơn
SH= 1,1 tra bảng 6.2 tài liệu (*)
Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo
2.2.7: kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo công thức ta có : σ F =Y F F t K F Y ε Y β b w m n ≤ [ σ F ] o Trong đó:
Y F , hệ số dạng răng theo số răng tương đương:
Với số răng tương đương: z td 1 = z 1 cos(β) 3 = 43 cos(16,26) 3 I răng z td 2 = 2 cos(β) 3 = 85 cos(16,26) 3 răng
Và không dịch chỉnh nên x=0
F t ,lực vòng trên bánh dẫn ¿2T 1 d 1
K F , Hệ số tải trọng tính ứng suất uốn ¿K Fα K Fβ K Fv =1,22.1,02.1,32=1,64
Trong đó:K Fβ =1,02, hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng.( tra bảng 6.7 trang 97 tài liệu *)
K Fα =1,22, hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn.( tra bảng 6.14 trang 106 tài liệu * )
K Fv , hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn.
= 1+ 20,8.30 67 2.52962.1,02 1,22 = 1,32 Với: Đường kính vòng lăn nhỏ dw1 = 2aw/u+1 = 2.100/1.977+1 = 67 mm
Bề rộng vành răng bw = aw ψab 0.0,3 = 30 mm v F =δ F g 0 v √ a u w = 0,006.47.10,375 √ 1,977 100 = 20,8
Hệ số δ F = 0,006 bảng 6.15 tài liệu (*) và g 0 G bảng 6.16 tài liệu (*)
- Y ε ,hệ số xét đến sự ảnh hưởng của trùng khớp ngang: Y ε =1 ε α = 1 1,7≈0,588
- Y β , Hệ số xét đến ảnh hưởng của trùng khớp ngang: Y β =1− β
Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:
Trong phân tích thiết kế bánh răng, các hệ số được dùng gồm Y_R = 1 để xem xét ảnh hưởng của độ nhám khi phay và mài răng; Y_x = 1 là hệ số kích thước liên quan đến kích thước bề mặt; Y_δ là hệ số độ nhạy của vật liệu bánh răng đối với sự tập trung tải trọng; K_FC = 1 do đặt tải một phía; và s_F = 1,75 được tra từ bảng 6.2 của tài liệu (*) nhằm xác định điều kiện tải tham khảo.
Y F2 nên ta tính bánh dẫn:
=>σ F1 1,15 5m/s ta dùng đồng thanh thiếc để chế tạo bánh vít
*Bánh vít : Ta chọn đồng thanh không thiếc kẽm chì EpO II 5-5-5 dùng khuôn kim loại đúc
- Giới hạn chảy σch1 = 100 MPa
*Trục vít : ta chọn Thép cacbon trung bình được tôi bề mặt đạt HRC 50
2.3.3: Xác định ứng suất cho phép ٭ Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]
Với bánh vít làm từ đồng thanh thiếc ta có
N HE :hệ số tuổi thọ
NHE: số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Trong hệ thống, mỗi chế độ làm việc i (i = 1, 2, , N) được đặc trưng bởi các tham số n_i, số vòng quay trong 1 phút (rpm) và momen xoắn của bánh vít ở chế độ i, kèm theo t_i là thời gian làm việc ở chế độ đó (đơn vị giờ) T2i là trị số được dựng lên để tính toán, còn T2 là momen xoắn lớn nhất trong tập các trị số T2i N biểu thị tổng số chế độ làm việc Các giá trị này được dùng để phân tích hiệu suất, thiết kế hệ thống và lên kế hoạch vận hành, bảo trì dựa trên tải trọng và thời gian làm việc ở từng chế độ.
Thay số ta có NHE= 60.1513.26880 (( T T ) 4 32+2732 + ( 0.5T T ) 4 32+2727 ) /18 = 77404054
[σH] = 225.0,774 4 MPa ᴥ Ứng suất uốn cho phép [σF]:
Mà do trục vít được tôi để đạt HRC 45 nên [σFO] tăng thêm 25% = 145 Mpa
[σF] =[σFO].KFL = 0,62.145 = 90 MPa Ứng suất quá tải cho phép : với bánh vít đồng thanh thiếc
Chọn sơ bộ KH = 1,2 q : Hệ số đường kính trục vít =(0,25…0,3)Z2 =(0,25…0,3).36=(9…10,8)
T3 : Momen xoắn trên trục bánh vít
T3= 1400666,7: Momen xoắn trên trục bánh vít
Chọn hiệu suất của bộ truyền ƞ = 0,82
Modun dọc của trục vít m= 2aw / (z2 +q) = 2.230/ (36+10) = 10
Lấy m theo tiêu chuẩn = 10 mm aw =m/2.(z2+10) = 10/2 ( 36+10) = 230 mm
Góc vít lăn tg = z1/(q+2x) = 2/(10+2.0) = 0,2 = 11,3 o Đường kính vòng lăn trục vít dw1=(q+2x)5=(10+2.0).5P(mm)
Dựa vào bảng 7.4 tài liệu (*) ta có f= 0,024 và = 1,37 0
KH=K.HV.KH :hệ số tải trọng = 1,2.1,107=1,3284
Chọn hệ số biến dạng trục vít theo bảng 7.5 TKI ta có : = 86
KHv:hệ số tải trọng động
Do VsSD do đó
V F tra B11.4TKI ta được X0=0,43,Y0=1 Tải trọng động quy ước là:
Ta tính tải trọng động tương đương theo Q1
Vậy ổ thoả mãn điều kiện tải động
Tuổi thọ thật sự của ổ
60.2950 B711 giờ ≈5 năm Vậy ổ đũa cần thay sau 5 năm làm việc
Bước 4: kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Qt C 0
Dưạ vào B 11.6 ta tra được X=0,5.Y=0,47
Vậy thỏa mãn điều kiện tải tĩnh
Các thông số ban đầu Đường kính vòng trong d2= 35 mm
Quay 1 chiều , làm việc 2 ca 1 ngày ,tải trọng va đập nhẹ
Lực hướng tâm tại vị trí các ổ đũa côn
Vận tốc trượt cao trên bộ truyền bánh vít-trục vít sinh nhiệt lớn, khiến nhiều trục bị giãn dài và tải trọng trục lớn đè lên cơ cấu truyền động Do vậy ta sử dụng các biện pháp tối ưu hóa thiết kế và vận hành để giảm nhiệt phát sinh và phân bổ tải trọng đồng đều trên các trục, từ đó nâng cao hiệu suất và độ tin cậy của hệ truyền động bánh vít Các biện pháp này bao gồm cải tiến bôi trơn và làm mát, chọn vật liệu chịu nhiệt và tối ưu hóa hình học của bánh vít và trục vít nhằm kéo dài tuổi thọ và đảm bảo vận hành ổn định ở các mức tải và tốc độ khác nhau.
Ta sử dụng ổ tùy động ( ổ bi đỡ ) ở ổ 3 và ổ đũa côn cho ổ 4
Bước 2: Chọn kích thước ổ lăn
Ta chọn sơ bộ ổ lăn sau (phụ lục P.2.11) Ổ 3 ta dùng ổ bi đỡ cỡ trung
) D(mm) B(mm) r(mm) Rbi(mm) C(KN)
306 35 80 21 2,5 14,29 26,2 17,9 Ổ 4 ta dùng ổ đũa côn cỡ rộng
Số hiệu d(mm) D(mm) B(mm) T(mm) r(mm) ∝ C (KN) C0 (KN)
Bước 3: kiểm nghiệm khả năng tải của ổ: Đối với ổ 4
Mỗi ổ chịu lực hướng tâm Fr31=Fr32=0,6Fr3=0,6.1213r7(N)
S32 =S23= e.Fr31= 0,296.727!5 N Ổ 32 chịu lực dọc trục là lớn nhất nên ta chỉ cần kiểm ổ 32
Tra bảng 11.4 ta được X3=0,4,Y3=0,4cotg=0,4.cotg11,17 0 =2,02
Tải trọng quy ước trên ổ
- Kt =1: Hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ
- Kđ =1 : Áp dụng cho chế độ tải làm việc va đập nhẹ, quá tải ngắn hạn ( 11.3 tài liệu (*))
- Ta tính tải trọng động tương đương theo Q1
Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng:
10 6 = 2440( triệu vòng) Khả năng tải động :
3 do sử dụng ổ đũa côn
Do đó ta tăng kích thước đường kính ổ lên thành 55
Số hiệu d(mm) D(mm) B(mm) T(mm) r(mm) ∝ C (KN) C0 (KN)
Tra bảng 11.4 ta được X3=0,4,Y3=0,4cotg=0,4.cotg12,17 0 =1,85
Tải trọng quy ước trên ổ
- Kt =1: hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ
- Kđ =1 : áp dụng cho chế độ tải làm việc va đập nhẹ, quá tải ngắn hạn ( tra bảng 11.3 tài liệu (*))
- Ta tính tải trọng động tương đương theo Q1
Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng:
10 6 = 2440 ( triệu vòng) Khả năng tải động :
3 do sử dụng ổ đũa côn ằ Ổ đảm bảo khả năng tải động
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Đối với ổ đũa côn ta tra bảng 11.6 ta có:
Theo công thức 11.9 tài liệu (*)
Vậy thỏa mãn điều kiện tải tĩnh Đối với ổ 3
Trong đó : QE tải trọng động của ổ
L01 1/m tuổi thọ tính bằng triệu vòng
L01 = Lh.60.n2.10 -6 = 26880.60.1513.10 -6 = 2440 ( triệu vòng ) m= 3 : đối với ổ đũa ( bậc đường cong mỏi )
Tải trọng động quy ước đối với ổ bi đỡ chặn
Trong đó + V=1: hệ số kể đến vòng nào quay (vòng trong quay)
+ kt=1: (t5 0 c)hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ
+ kd=1,1: hệ số kể đến đặc tính tải trọng bảng 11.3(*)
Vậy ổ không thoả mãn điều kiện tải động
Ta tăng đường kính lên
) D(mm) B(mm) r(mm) Rbi(mm) C(KN) C0 (KN)
Vậy ổ thoả mãn điều kiện tải động
Tuổi thọ thật sự của ổ
60.800 Y335,83 giờ ¿6,77 năm Vậy ổ đũa cần thay sau 6,77 năm làm việc
Bước 4: kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh
Theo công thức 11.9 tài liệu (*)
Vậy thỏa mãn điều kiện tải tĩnh
Trên trục 3 có bánh vít; do yêu cầu về ăn khớp bánh vít nên trục 3 cần độ vững cao, vì vậy ta sử dụng cặp đũa côn để tăng độ cứng và đảm bảo liên kết chính xác giữa các thành phần Bước 2: chọn ổ đũa côn cỡ rộng nhằm nâng cao khả năng chịu lực và độ bền của hệ thống, tối ưu hóa việc ăn khớp và vận hành ổn định.
Số hiệu d(mm) D(mm) B(mm) T(mm) r(mm) ∝ C (KN) C0 (KN)
Lực hướng tâm tại vị trí các ổ đũa côn
Lực dọc trục sinh ra do các lực hướng tâm
F I = FsL + Fa4 = 4362 + 1963 = 6325 N > FsI nên X= 0,4 Y= 0,4cot(11,5) =1,97
F L = FsI - Fa4 = 696,2 + 1963 = -1266 N < FsI nên ta có X=1 Y=0
Tải trọng QI = (XVFr + YFa).kt.kd = (0,4.1.2796+2.6325).1.1768 N
QL= (XVFr + YFa).kt.kd = 1.1.17521.1.1521 N
- Kt =1: hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ
- Kđ =1 : áp dụng cho chế độ tải làm việc va đập nhẹ, quá tải ngắn hạn ( tra bảng 11.3 tài liệu (*))
- Tải trọng tương đương QsI = 13768
Vậy thỏa điều kiện tải động
Bước 4: kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Đối với ổ đũa côn ta tra bảng 11.6 ta có:
Theo công thức 11.9 tài liệu (*)
Vậy thỏa mãn điều kiện tải tĩnh
Tuổi thọ thật sự của ổ
60.84 p0000 giờ Vậy ổ đũa cần thay sau 700000 làm việc
Phương pháp nối trục đàn hồi liên kết hai nửa trục bằng một bộ phận đàn hồi, thường làm bằng cao su Nhờ bộ phận đàn hồi, nối trục đàn hồi có khả năng giảm va đập và chấn động, giúp hạn chế sự truyền động rung động trong hệ thống Thiết kế này còn ngăn ngừa cộng hưởng giao động xoắn và bù đắp độ lệch trục, tăng độ ổn định và tuổi thọ của máy Với những lợi ích trên, nối trục đàn hồi là giải pháp hiệu quả cho truyền động mượt mà và vận hành ổn định.
Momen xoắn cần truyền T= 54580,68 Nmm
Momen xoắn tính toán Ti = T.k = 54580,58.2= 109161,36 Nmm
Trong đó k= 2 : hệ số làm việc đối với loại máy có xích tải 16.1(*)
Với d = 25mm ta chọn kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi như sau 16.10(*)
Kích thước vòng đàn hồi 16.10(*) dc d1 D2 l l1 l1 l3 h
Bước 1 : Kiểm tra độ bền dập của vòng đàn hồi: σ d = 2kT
4.90.14 28 =3,1 < [σ d ¿ Trong đó: [σ d ¿ = 4 MPa : ứng suất dập cho phép của cao su
Vậy vòng đàn hồi thỏa độ bền dập
Bước 2: Kiểm tra sức bền của chốt: σ u = kT l 0
0,1 14 3 4 90 U < [σ u ¿ Trong đó : [σ u ¿ = 80 MPa : ứng suất cho phép của chốt l0=l1+l2/24+15
2 = 41,5 Vậy chốt thỏa điều kiện bền
CHỌN THÂN MÁY, BULONG, CÁC CHI TIẾT PHỤ, DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP
CHỌN THÂN MÁY
- Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ và độ cứng cao.
- Vật liệu làm vỏ là gang xám GX15-32.
- Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, …
- Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt.
- Chọn bề mặt ghép nắp và thân: song song mặt đế
- Mặt đáy về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 20 và ngay tại chỗ tháo dầu lõm xuống.
3.1.2: Xác định kích thước vỏ hộp:
Tên gọi Biểu thức tính toán
- nắp hộp ổ kép, d3 d0 = 0,03abvtv + 3 = 0,03.230+3= 10 mm d1 = 0,03awbr +3 =0,03.100+3=6mm lấy d1=8 mm d2 = 0,9 d0 = 0,9.10=9 mm d3= d1 = 8mm Gân tăng cứng: - chiều dày, e
- độ dốc e = (0,8÷1)d0 = 8 mm h = 55 mm khoảng 2 o Đường kính:
- Bulông ghép bích và thân, d3
- Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d1> 0,04.atvbv+10 = 0,04.230+10,2 lấy d1 mm d2 = (0,7÷0,8)d1=(0,7÷0,8).20÷16 lấy d2mm d3 = (0,8÷0,9)d2=(0,8÷0,9).16,8÷14,4 lấy d3= 12mm d4 = (0,6÷0,7)d2=(0,6÷0,7).16=9,6 ÷11,2 lấy d4 = 12mm d5 = (0,5÷0,6)d2=(0,5÷0,6).16= 8 ÷9,6 lấy d4 = 10mm Mặt ghép nắp bích và thân
- Chiều dày bích thân hộp, S3
- Chiều dày bích nắp hộp, S4
- Bề rộng bích nắp và thân, K3
- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ, K2
- Tâm lổ bulông cạnh ổ: E2 và C( k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ).
R2 = 1,3d2 =1,3.16= 20,8 chọn R2 ! Được xác định theo kết cấu
- Chiều dày: khi không có phần lồi,S1
- Khi có phần lồi,Dd; S1; S2
- Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q
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
Số lượng bulông nền, Z Z = (L + B)/(200÷300) = (470+200)/(200÷300)2,267÷3,35 Chọn Z=4 L= l11+l21+2∆= 92+360+2.10= 472mm chọn L = 470mm
Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít
CÁC CHI TIẾT LIÊN QUAN ĐẾN KẾT CẨU VỎ HỘP
- Dùng để di chuyển hộp giảm tốc 1 cách dễ dàng.
- Đường kính lỗ vòng móc: d=(3÷4) δ0 mm
Mặt ghép và nắp nằm trên mặt phẳng chứa đường tâm trục Lỗ trục lắp nằm trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời Để bảo đảm vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng hai chốt định vị Khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, tránh sai lệch tương đối vị trí của nắp và thân, từ đó loại trừ một nguyên nhân làm ổ mòn.
Ta dùng chốt côn có thông số: d c l
Thiết bị này dùng để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy bên trong hộp trong quá trình lắp ghép và để đổ dầu vào hộp Cửa thăm được đậy bằng nắp có nút thông hơi (18.5 (*))
Trong quá trình vận hành, nhiệt độ tăng lên khiến áp suất của không khí bên trong và bên ngoài hộp bị ảnh hưởng Để cân bằng áp suất và duy trì lưu thông khí ổn định, người ta sử dụng nút thông hơi có kích thước được thiết kế phù hợp Kích thước của nút thông hơi ảnh hưởng trực tiếp đến lưu lượng thông gió, hiệu suất làm việc và độ nhạy của hệ thống, vì vậy việc xác định và tối ưu kích thước cho từng loại hộp là yếu tố quyết định cho hiệu quả thông gió và an toàn vận hành.
Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp có thể bị bẩn do bụi và hạt mài hoặc bị biến chất, vì vậy cần phải thay dầu mới để bảo đảm hiệu suất và tuổi thọ hệ thống Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu và trong quá trình vận hành lỗ này được bịt kín bằng nút tháo dầu.
- Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18-8 (*) (nút tháo dầu trụ) như sau: d b m f l c q D S D0
3.2.6: Que thăm dầu Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu.
3.2.7: Cốc lót Được dùng để đỡ ổ kép để tạo thuận lợi trong việc lắp ghép và điều chỉnh bộ phận lót ổ cũng như điều chỉnh sự ăn khớp của trục vít Làm từ gang xám GX 15-32
Vòng phớt là loại lót kín động gián tiếp nhằm mục đích bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ
Những chất gây ăn mòn và gỉ có thể làm ổ lăn nhanh chóng mòn và hỏng Vòng phớt đóng vai trò ngăn dầu bôi trơn bị rò rỉ ra ngoài và bảo vệ ổ lăn khỏi sự tiếp xúc với môi trường bên ngoài Do đó, tuổi thọ của ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào chất lượng và tình trạng của vòng phớt, vì một vòng phớt tốt sẽ kéo dài thời gian vận hành và giảm thiểu nguy cơ hỏng hóc.
Vòng phớt được sử dụng rộng rãi nhờ kết cấu đơn giản và khả năng thay thế dễ dàng, giúp tối ưu hóa quá trình lắp đặt và bảo trì hệ thống Tuy nhiên, vòng phớt có nhược điểm là dễ mòn và sinh ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao, điều này có thể ảnh hưởng đến hiệu suất làm việc và tuổi thọ của hệ thống.
3.2.9: Vòng chắn dầu Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp.
I Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị gỉ cần bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc
1 Bôi trơn các bộ truyền trong hộp
Chọn dầu nhớt bôi trơn cho bộ truyền trục vít Ứng suất tiếp xúc H= 15182 d 2 √ T 2 d K 1 H = 15182 360 √1400,6667.1,3284
100 1 Mpa Χhv = H 2.10 -3 /vs = 181.10 -3 /4,04 = 8,1 theo đồ thị 13.9b (**) chọn dầu có độ nhớt động v= 16cSt (10 -6 m 2 /s) khi t= 100 o khi t0@ o C dầu bôi trơn có độ nhớt
Bảng 13.1 ta chọn dầu bôi trơn ISO VG 220
Chọn dầu nhớt bôi trơn cho bộ truyền bánh răng
Vận tốc vòng bánh răng 10m/s ta chọn dầu độ nhớt 80/11, bánh răng ngâm trong dầu
Ta chọn dầu công nghiệp 50 engle
Việc bôi trơn ổ bi đúng kỹ thuật giúp ngăn mài mòn bằng cách hình thành lớp chất bôi trơn ngăn các chi tiết kim loại tiếp xúc trực tiếp với nhau Nhờ đó ma sát bên trong ổ giảm mạnh, tăng khả năng chống mòn, thoát nhiệt hiệu quả và bảo vệ bề mặt kim loại, đồng thời giảm tiếng ồn khi vận hành.
Dựa vào 15.15a (*) ta dựng LGMT2, mỡ tra ẵ thể tớch ổ
3 Điều chỉnh ăn khớp: a Bánh răng: sai số về chế tạo và lắp ghép làm cho vị trí bánh răng trên trục không chính xác ta lấy chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với bánh răng lớn b Cặp bánh vít-trục vít: sai số làm sai lệch vị trí trục vít và bánh vít sai số này là nguyên nhân làm tăng mòn, tăng ma sát và tăng ứng suất dọc theo chiều dài bánh vít Do đó để đảm bảo sự ăn khớp cần đảm bảo khoảng cách trục , góc giữa trục vít và bánh vít Sai số về vị trí giữa bánh vít và trục vít có thể điều chỉnh khi lắp vỏ vào hộp
DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP
1 Lắp ghép bánh răng- trục vít :
Do bánh răng - trục vít không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, hệ thống cần được định vị và ổn định ở mức cao Khả năng định tâm phải được đảm bảo và không cho phép di trượt dọc trục, vì vậy ta chọn kiểu lắp trung gian H7 để đạt được sự cân bằng giữa độ khít và tính ổn định Việc dùng lắp trung gian H7 còn giúp giảm rung động, hạn chế mài mòn và tăng tuổi thọ của cơ cấu truyền động, đồng thời vẫn đảm bảo thuận tiện tháo lắp khi cần thiết mà không làm lệch tâm.
Trong lắp ghép ổ lăn ta lắp vòng trong của ổ lên trục theo hệ thống lỗ k6 và vòng ngoài của ổ lên vỏ hộp hoặc cốc lót H7
3 Lắp ghép nắp và thân hộp: Để dễ dàng tháo lắp ta chọn lắp lỏng H7/e8
4 Lắp ghép vòng chắn đầu tiên lên trục Để dễ dàng cho tháo lắp, ta chọn kiểu lắp trung gian H7/Js6
5 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/h8 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h8 Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h11.
Theo chiếu dài, sai lệch giới hạn kích thước then là h14.
Bảng dung sai lắp ghép
Thứ tự Tên mối ghép Kiểu lắp
1 Trục I và khớp nối trục ϕ20H7 k6 +15 +2 +21 0
2 Trục I và vòng trong ổ lăn ϕ25k6 +15 +2
3 Vòng ngoài ổ lăn và vỏ hộp ϕ62H7 +21 +2 Trên trục I
5 Trục I và vòng chắn dầu ϕ25H7 k6 +15 +2 +25 0
6 Trục II và bánh răng ϕ50H7 k6 +18 +15 +21 0
7 Vòng ngoài ổ lăn và vỏ hộp ϕ72H7 +30 0 Trên trục II
8 Trục II và vòng trong ổ lăn ϕ55k6 +18 +2
9 Trục II và vòng chắn dầu ϕ30H7 k6 +15 +2 +21 0 Ổ đũa côn
10 Trục III và bánh vít ϕ65H7 k6 +21 +2 +30 0 b x h = 22 x 14
11 Trục III và vòng trong ổ lăn ϕ60H7 k6 +21 +2 +30 0
12 Vòng ngoài ổ lăn và vỏ hộp ϕ120H7 +40 0 Trên trục III
13 Trục III và đĩa xích ϕ55H7 k6 +21 +2 +30 0 Nối đĩa xích
14 Trục III và vòng chắn dầu ϕ60H7 k6 +21 +2 +30 0
Bánh răng và bánh vít
Then Then trên trục bxh
Sai lệch gới hạn của chiều rộng rãnh then trên trục
Sai lệch giới hạn chiều sâu rãnh then
Then trên bánh răng bánh vít
27 18x11 Js9 ±0,021 +0,2 Đĩa xích Ổ lăn Ổ vòng ngoài
Trục Kiểu lắp Dung sai trục Dung sai lỗ Ghi chú
30 Trục III ϕ130H7 h6 0 -25 0 +40 Ổ đũa côn Ổ vòng trong