Lực kéo trên xích tải P ( kG): 700 Vận tốc xích tải V (ms): 0,12 Bước xích tải t (mm): 100 Số răng đĩa xích tải z: 10 Chiều cao tâm đĩa xích :500 Thời gian phục vụ (năm) : 4 Sai số vận tốc cho phép (%) 4
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
Xác định công suất động cơ
- Công suất cần thiết được xác định theo công thức
Trong đó: Pct Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW)
P Là cụng suất tính toán trên trục máy công tác (kW)
Do tải trọng thay đổi nên : P t P td P 1 (P / P ) t / i 1 2 i t i
Ta Có Kngày=0.67=tp/24 tp$.0,67h
- Hiệu suất truyền động: = ol 3
𝜂 𝑜𝑙 = 0,99 : Là hiệu suất 1 cặp ổ lăn
tv = 0,82 : Hiệu suất bộ truyền trục vít
kn = 1 : Hiệu suất của khớp nối
Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
10∗100 = 7,2(v/p) Trong đó: v-Vận tốc xích tải (m/s) z-Số rằng đĩa xích tải t-Bước xích của xích tải (mm)
Theo bảng 2.4/Trang 20 sách Tính toán thiết kế - tập 1 ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp trục vít: Utp0
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
𝑛 𝑠𝑏 : Là số vòng quay sơ bộ
𝑛 𝑙𝑣 ∶ Là số vòng quay của trục máy công tác
𝑢 𝑡 ∶ Là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống
*Chọn quy cách động cơ Động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện:
PđcPct ; nđc nsb Đồng thời mômen mở máy phải thoả mãn điều kiện:
Ta chọn động cơ có các thông số như sau :
* Xác định tỷ số truyền động 𝒖 𝒕 của toàn hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ phận của hệ thống dẫn động
𝑛 đ𝑐 : Là số vòng quay của động cơ
𝑛 𝑙𝑣 : Là số vòng quay của trục máy công tác
- Phân phối tỷ số truyền hệ dẫn động u cho các bộ truyền
𝑢 𝑡 = 𝑢 ℎ = 390,27 Đây là hộp giảm tốc trục vít 2 cấp với 𝑢 ℎ = 390,27
Trong đó : 𝑢 1 - tỉ số truyền bộ truyền cấp nhanh
𝑢 2 - tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm
Hộp giảm tốc 2 cấp trục vít có thiết kế tối ưu dựa trên khoảng cách trục, trong đó khoảng cách trục cấp chậm bằng hai lần khoảng cách trục cấp nhanh (a2*1) Chính vì vậy, việc chọn tỷ số truyền của cấp nhanh cần nhỏ hơn một chút so với cấp chậm để đảm bảo hợp lý về cấu trúc và hiệu suất hoạt động của hộp giảm tốc.
Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục
Dựa vào P1v và sơ đồ hệ thống dẫn động, chúng ta có thể xác định công suất, mômen xoắn và số vòng quay trên các trục để phục vụ quá trình tính toán thiết kế các bộ truyền, trục và ổ đỡ Cụ thể, trong bước tính toán đối với trục III, các thông số kỹ thuật này được xác định chính xác để đảm bảo hiệu quả hoạt động của hệ thống truyền động, từ đó tối ưu hóa quá trình thiết kế và lựa chọn linh kiện phù hợp.
7,3 = 1110004 (Nmm) b.Tính toán đối với trục II ta được :
154 = 64803,57 (Nmm) c.Tính toán đối với trục I ta được :
2850 = 4313,9 (Nmm) d.Đối với động cơ :
BẢNG 1 : CÔNG SUẤT - TỈ SỐ TRUYỀN - SỐ VÒNG QUAY - MÔMEN
Thông số Động cơ I II III
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
Tính toán bộ truyền trục vít bánh vít cấp nhanh
- Chọn vật liệu của bộ truyền trục vít dựa vào vận tốc trượt được tính theo công thức 7.1/ Trang 146 v s = 4.5.10 -5 * n 1cn * 3 √𝑇 2𝑐𝑛 =4.5.10 -5 *2850*64803,57 =5,15 (m/s)
T2cn : Là momen xoắn trên trục bánh vít cấp nhanh n1cn : Là số vòng quay của trục vít cấp nhanh
-Do 𝑣 𝑠 >5 (m/s) => bánh vít cấp nhanh được chế tạo từ vật liệu đồng thanh thiết kẻm chì Ὲ𝑝𝑂𝑙𝑇 5 − 5 − 5
Ta có: 𝜎 𝑏 = 250 (MPa) ; 𝜎 𝑐ℎ = 100 (MPa) Đối với trục vít ta chọn vật liệu là thép 45, tôi bề mặt đạt độ rắn HRC > 45
2.1.2.Xác định ứng suất cho phép
2.1.2.1.Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
Do bánh vít làm bằng đồng thanh thiếc nên H = [𝜎 𝐻𝑜 ] K HL (MPa)
2.1.2.2.Xác định ứng suất uốn cho phép
[𝜎 𝐹 ] : ứng suất uốn cho phép ứng với 10 6 chu kì phụ thuộc vào số chiều quay
+ Với bộ truyền quay 1 chiều, ta có:
: Hệ số tuổi thọ (7.9/Trang 148)
2.1.2.3.Xác định ứng suất cho phép khi quá tải
Do bánh vít làm bằng đồng thanh thiếc nên ta chọn:
2.1.3.Tính thiết kế truyền động trục vít về độ bền:
Chọn số mối ren z 1 = 2 sao cho z 2 = u 1 *z 1 ,5*2 = 37 ( thỏa z2 > zmin = 26~28 để tránh cắt chân răng và z2 < 80 tránh gây nên biến dạng lớn của trục vít và kích thước quá lớn )
- Chọn sơ bộ hiệu suất : 𝜂 = 0.8
Tra bảng 7.3 trị số tiêu chuẩn của hệ đường kính: q = 10
+ Khoảng cách trục tính theo công thức a w1 = (z 2 + q)*√(
+ Modun bánh vít m theo (7.17) m = 2∗ aw1 z2 + q = 2∗ 135
37+10= 5,47 (mm) Tra bảng (7.3/ Trang 149) chọn theo tiêu chuẩn: m =6,3 (mm)
+ Tính hệ số dịch chỉnh: (7.18/Trang 150) x m a w1 - 0,5.(q + z2) = 150
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc là bước quan trọng để đảm bảo sự chịu lực của các bánh răng trong bộ truyền Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít cần phải thoả mãn các điều kiện kỹ thuật nhằm tránh biến dạng hoặc hỏng hóc Việc thiết kế bánh răng phải đảm bảo rằng ứng suất tiếp xúc không vượt quá giới hạn cho phép, từ đó nâng cao độ bền và tuổi thọ của bộ truyền Kiểm tra độ bền tiếp xúc giúp đảm bảo hiệu suất vận hành ổn định và giảm thiểu rủi ro hỏng hóc trong quá trình sử dụng.
* d * n 60000cos (7.20/ Trang 150) Trong đó : góc vít lăn w được tính theo (7.21) w =arctan ( 1 2 ) z q x = arctan
60000 * cos 60000 * cos10,66 Với vs,14 (m/s) theo( bảng 7.6 trang 153) ta chọn cấp chính xác 6
Với cấp chính xác 6và vs,14 (m/s) theo( bảng 7.7/Trang 153) ta chọn
KHv = 1.1 – Hệ số tải trọng động
+ Tính hệ số tải trọng : KH=KH*KHv =1,01.1,1=1,1
KH - Hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
: Hệ số biến dạng trục vít phụ thuộc z1, q1 Tra (bảng 7.5/Trang 153) ta có: = 190
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít thỏa mãn độ bền tiếp xúc
Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít, cần kiểm nghiệm và đánh giá ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít, đảm bảo không vượt quá giới hạn cho phép Việc này giúp tăng tuổi thọ và độ tin cậy của hệ thống truyền động, đồng thời giảm thiểu nguy cơ hỏng hóc do quá tải Kiểm nghiệm độ bền uốn là bước quan trọng trong quá trình thiết kế và kiểm tra răng bánh vít nhằm đảm bảo khả năng chịu lực tốt trong các điều kiện hoạt động thực tế.
1, 4 * T * Y * K b * d * m ≤ [𝜎 𝐹 ] (7.26)/Trang 154) Trong đó : mn - môđun pháp của bánh vít : mn = m*cos(𝛾) = 6,3*cos(10,66) = 6,19
- Hệ số tải trọng: K F K F * K Fv K H * K Hv 1,01*1,1 1,1 d 2 m * z 2 6,3* 37 233,1(mm) - Đường kính vòng chia bánh vít b2- chiều rộng vành răng bánh vít, được xác định theo công thức(bảng 7.9/155)
YF = 1.4- Hệ số dạng răng, tra bảng 7.8/154 dựa vào zv
56,7 * 233,1* 6,19 Thỏa mãn điều kiện bền uốn
+ Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải
*) Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép
Theo công thức (7.19) và (7.14) phần trục
Vậy H max 68 * 1,5 83, 28MPa H max 400MPa
+Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít, ứng suất uốn cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép
20,13MPa 42,825MPa Vậy: F max 20,15 *1,5 30,195MPa F max 42,825MPa
Vậy răng bánh vít thoả mãn điều kiện về quá tải
-Các thông số cơ bản của bộ truyền
Khoảng cách trục (mm) aw1= 150
Góc vít ,66 o Đường kính vòng chia (mm) d1 = 63 d2 = 233,1 Đường kính vòng đỉnh (mm) da1 = 75,6 da2 = 249,5 Đường kính vòng đáy (mm) df1 = 47,8 df2 = 221,8 Đường kính ngoài bánh vít (mm) daM2 = 258,95
Chiều rộng bánh vít (mm) b2 = 56,7
+ Tính nhiệt truyền động trục vít :
Trong trường hợp không thực hiện làm nguội nhân tạo mà để nhiệt lượng từ toa nhiệt đi qua vách hộp giảm tốc độ, nhiệt độ của dầu tₙ trong hộp giảm tốc phải đảm bảo đáp ứng điều kiện nhất định để duy trì hiệu quả hoạt động.
Trong đó: to- Nhệt độ môi trường xung quanh.(to o C)
-Hiệu suất của bộ truyền, theo (7.22) o w o o w
Tra theo bảng 7.4/Trang 152 dựa vào vs chọn = 1.43
P1-Công suất trên trục vít(kW).P 1 P 2 0.455 0.61
K t -Hệ số toả nhiệt,ta chọn :K t 13w / m 2 o C
A - Diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc(m 2 ) : A = A1 + A2
+ Mặt hộp giảm tốc không có gân:
+ Diện tích tính toán của bề mặt gân:
= 0.25- Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy
Hệ số (-β) phản ánh mức độ giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian do hoạt động ngắt quãng hoặc tải trọng giảm so với tải trọng danh nghĩa P1 Chỉ số này là yếu tố quan trọng để đánh giá hiệu quả làm mát và tối ưu hóa quá trình quản lý nhiệt trong hệ thống Hiểu rõ hệ số (-β) giúp thiết kế các giải pháp kỹ thuật phù hợp nhằm duy trì nhiệt độ làm việc ổn định, đảm bảo tuổi thọ và hiệu suất của thiết bị.
P t d : Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu, chọn t d p o C (vì trục vít đặt trên )
Tính toán bộ truyền trục vít bánh vít cấp chậm
- Chọn vật liệu của bộ truyền trục vít dựa vào vận tốc trượt được tính theo công thức ở trang 147
T2cc: Là momen xoắn trên trục bánh vít cấp chậm n1cc: Là số vòng quay của trục vít cấp chậm
Theo bảng 7.1/Trang 146 ta chọn bánh vít:
-Do vs bánh vít cấp chậm được chế tạo bằng gang xám như CЧ 12-28, cách đúc là dùng khuôn cát
Ta có: b = 120 (MPa) ; ch (0 (MPa)- Là giới hạn bền uốn Đối với trục vít ta chọn vật liệu là thép 45, trục vít có độ rắn HB Tránh được hiện tượng cắt chân răng và nhọn răng bánh vít
+ Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của bộ truyền được thiết kế phải thoả mãn (7.19) :
Vận tốc trượt vs được tính theo (7.20)/Trang 151: vs = w 2 2
-Góc vít lăn g w được tính theo (7.21)/Trang 151
60000 * cosg 60000 * cos8,764 Với vs=1,06 (m/s) theo bảng 7.6/Trang 153, ta chọn cấp chính xác 9
Với cấp chính xác 9 và vs=0.39 (m/s) theo bảng 7.7 ta chọn K Hv 1.3
Theo 7.23/Trang 152 : KH=KH*KHv = 1.3
+ : Hệ số biến dạng trục vít phụ thuộc z1, q1,Theo bảng 7.5/Trang 153 ta có: = 190
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít thỏa mãn độ bền tiếp xúc
Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn là bước quan trọng để đảm bảo độ bền của chi tiết Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít không được vượt quá giới hạn cho phép, nhằm duy trì khả năng chịu lực và độ bền của bánh vít trong quá trình sử dụng Việc xác định và kiểm tra chính xác độ bền uốn giúp tối ưu hóa hiệu suất vận hành và kéo dài tuổi thọ của bánh vít.
1, 4 * T * Y * K b * d * m (7.26/ Trang 154) Trong đó : mn-môđun pháp của bánh vít , mn = m*cosgw = 10*cos(8,476) = 9,8907
K F K F * K Fv K H * K Hv 1,017 *1.3 1.322 d 2 m * z 2 10 * 43 430mm- đường kính vòng chia bánh vít b2- chiều rộng vành răng bánh vít, được xác định theo công thức trong (bảng 7.9/ Trang 155)
YF- hệ số dạng răng, tra bảng 7.8/Trang 154 theo số răng tương đương
108,75 * 430 * 9,8907 Thỏa mãn điều kiện bền uốn.
Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải là yếu tố quan trọng để đảm bảo độ bền và tuổi thọ của bộ truyền động Để tránh biến dạng dư hoặc dính bề mặt răng, cần thiết phải kiểm tra và kiểm soát ứng suất tiếp xúc cực đại, không được vượt quá giới hạn cho phép Việc này giúp duy trì hiệu suất hoạt động ổn định và ngăn ngừa hư hỏng sớm của các bộ phận truyền động.
Theo (7.27)/Trang 154: H max H * K qt H max
Vậy H max 119,53 * 1.5 146,39MPa H max 210MPa
+ Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít, ứng suất uốn cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép
Theo 7.28/Trang 154 : F max F *K qt F max
6,5738MPa 72MPa Vậy: F max 6,5738 *1.5 9,8607MPa F max 72MPa
Vậy răng bánh vít thoả mãn điều kiện về quá tải
-Các thông số cơ bản của bộ truyền
Theo công thức bảng (7.9)/155/[1] và bảng 7.10/ 156/[1]ta có:
Khoảng cách trục (mm) aw2= 280
Hệ số dịch chỉnh (mm) x1= 0.25
Góc vít g = 8,746 o Đường kính vòng chia (mm) d1 = 125 d2 = 430 Đường kính vòng đỉnh (mm) da1 = 145 da2 = 455 Đường kính vòng đáy (mm) df1 = 101 df2 = 401 Đường kính ngoài bánh vít (mm) daM2 = 470
Chiều rộng bánh vít (mm) b2 = 108,75
+ Hiệu suất của bộ truyền tính theo (7.22/Trang 151) do bánh răng làm bằng gang xám nhóm 3
- Là góc ma sát Tra bảng 7.4/Trang 152 ta có: 3,15 o
*) Trường hợp: không làm nguội nhân tạo khi đó nhiệt độ của dầu t d phải thỏa mãn điều kiện sau :
Trong đó: to- Nhệt độ môi trường xung quanh (to o C)
P 1 - Công suất trên trục vít (kW) : P 1 P 3 0.84 1, 22
K t - Hệ số toả nhiệt , ta chọn :K t 13w / m 2 o C
A - Diện tích bề mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc(m 2 ) : A = A 1 + A 2
+ Mặt hộp giảm tốc không có gân:
+ Diện tích tính toán của bề mặt gân:
= 0.25 - Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy
Hệ số β phản ánh mức độ giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian do làm việc ngắt quãng hoặc tải trọng làm việc giảm so với tải trọng danh nghĩa Việc xác định hệ số này giúp đánh giá hiệu quả của quá trình làm việc và tối ưu hóa các hệ thống kỹ thuật liên quan Chức năng chính của hệ số β là điều chỉnh lượng nhiệt sinh ra thực tế so với dự kiến trong các điều kiện không liên tục hoặc tải trọng thay đổi Áp dụng hệ số này giúp nâng cao độ chính xác trong thiết kế và vận hành các thiết bị nhiệt, giảm hao phí năng lượng và cải thiện hiệu suất hoạt động.
t d o C : Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu ( vì trục vít đặt dưới bánh vít)
TOÁN TRỤC
Chọn vật liệu
- Vì tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu là thép C45 thường hóa cho cả bả trục có:
- Ứng suất xoắn cho phép đối với thép 45 là: []…30 Mpa
Tính sơ bộ đường kính trục
- Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức : d 3 T
- [] : Ứng suất xoắn cho phép, [] = 15…30MPa ( lấy giá trị nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc trị số lớn đối với trục ra)
+ Đường kính trục vào của hộp giảm tốc được tính theo công thức: d1 3 T 1 3 4313,9
11, 28 0.2 * 0.2 *15 mm , Chọn sơ bộ d1 = 20 (mm) + Đường kính trung gian của hộp giảm tốc d2 3 T 2 3 64803,57
0.2 * 0.2 * 20 25,3mm , Chọn sơ bộ d2 = 30 (mm) Đường kính trục ra của hộp giảm tốc: d3 3 T 2 3 64803,57
0.2 * 0.2 * 20 25,3mm , Chọn sơ bộ d3 = 60 (mm)
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn, theo bảng 10.2/Trang 189
Với d1 mm tra bảng (10.2) ,ta được chiều rộng ổ lăn b01 = 15 mm
Với d2 0mm tra bảng (10.2) ,ta được chiều rộng ổ lăn b02 mm
Với d3 `mm tra bảng (10.2) ,ta được chiều rộng ổ lăn b03 = 31mm
Tên gọi Kí hiệu và giá trị
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết đến thành trong của hộp k1mm
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp k2= 10mm
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết đến nắp ổ k3= 15mm
Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông hn mm
Theo bảng 10.4/Trang 191 ta có :
Với d aM 2 - Đường kính ngoài bánh vít c12 m12 0 3 n l 0.5 * l b k h (10.14/Trang 190)
- Chiều dài mayơ nửa khớp nối đối với trục vòng đàn hồi: m12 1 l (1.4 2.5)d (1.4 2.5) * 20 28 50mm
- Khoảng côngxôn trên trục I : lc12 0.5 * (45 15) 15 20 65mm
Xác định trị số và chiều của lực từ chi tiết tác dụng lên trục I
Lực từ khớp nối tác dụng lên trục hướng theo phương x và bằng :
Trong đó: Do cmm - Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi (tra bảng 16.10/Trang 68/[II]) : x12
63 Chọn Fx12 = 30 (N) Áp dụng (10.2/Trang 184 ta có :
Fa1; Fa2 : Lần lượt là lực dọc trục trên trục vít và bánh vít t1 t 2
F ; F : Lần lượt là lực vòng trên trục vít và bánh vít r1 r 2
F ; F : Lần lượt là lực hướng tâm trên trục vít và bánh vít d2 : Đường kính vòng chia bánh vít
T2 : Momen xoắn trên trục bánh vít
: là góc profin trong mặt cắt dọc của trục vít 20o
: Góc vít j : Góc ma sát
Do j < 3° nên ta có thể sử dụng công thức tương đương :
Các phản lực tại các ổ lăn
Chiều của các lực cho trong hình vẽ
Vẽ biểu đồ mômen uốn Mx và My trong các mp z0y, z0x và vẽ biểu đồ mômen xoắn T
+ Tính momen uốn tổng M j và momen tương đương M tđj tại các tiến diện j trên chiều dài trục Áp dụng (10.15) và (10.16)/Trang 194
+ Tính đường kính trục tại các tiết diện j
Theo (10.17)/Trang 194 ta có : d j 3 M tdj / (0.1* )
= 63MPa- Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục(theo bảng 10.5/Trang 195)
Trị số dj được xác định theo tiêu chuẩn (10.17/Trang 195), phù hợp với các yêu cầu về độ bền, khả năng lắp ghép và công nghệ Dựa trên những yêu cầu này, ta đã chọn đường kính trục I với các kích thước phù hợp như sau: d10 = 10 mm, d11 = 20 mm, d12 = 40 mm, và d13 = 20 mm.
Tính thiết kế trục II
3.5.1.Xác định khảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực của trục II
Theo bảng 10.3/ Trang 189 ta chọn k1 =8mm, k2 =5mm, k3 mm, hn mm
Theo bảng 10.4/Trang 191 ta có: 22 0.9 1 d aM2 0.9 1 * 470 l 211,5 235
3.4.2.Xác định trị số và chiều của lực từ chi tiết tác dụng lên trục II
- Áp dụng (10.2/Trang 184) ta có:
Fa3; Fa4 : Lần lượt là lực dọc trục trên trục vít và bánh vít t3 t 4
F ; F : Lần lượt là lực vòng trên trục vít và bánh vít r3 r 4
F ; F : Lần lượt là lực hướng tâm trên trục vít và bánh vít d2 : Đường kính vòng chia bánh vít
T2 : Momen xoắn trên trục bánh vít
: Là góc profin trong mặt cắt dọc của trục vít, 𝛼 = 20o g : Góc vít j : Góc ma sát a3 t4 3
Vẽ biểu đồ mômen uốn Mx và My trong mặt phẳng z0y và z0x, và biểu đồ mômen xoắn T
+ Tính mômen uốn tổng Mj và mômen tương ứng M tđj tại các tiết diện j trên chiều dài trục Áp dụng (10.15) và (10.16)/Trang 194 ta có :
+ Tính đường kính trục tại tiết diện thứ j
Theo (10.17/Trang 194) ta có : j 3 tdj d M / (0.1* ) cMPa - Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục ( theo bảng 10.5/Trang 195)
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính trục II như sau : d 20 = 30 (mm), d 21 = 60 (mm), d 22 = 50 (mm), d 23 = 30 (mm)
Tính thiết kế trục III
3.6.1.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực của trục III
Theo bảng 10.3/ Trang 189 ta chọn k1 mm, k2 =5mm, k3 mm, hn mm
Theo bảng (10.4/Trang 191) và (10.11/Trang 189) ta có
Chiều dài mayo bánh vít: m32 3 l (1.2 1.8)d 1.2 1.8 * 60 72 108mm
Theo (10.13/Trang 189) ta có: m33 3 l 1.4 2.5 d 1.4 2.5 * 60 84 150mm
Theo (10.14/Trang 190) ta có: c33 m33 0 3 n l 0.5 l b k h 0.5 140 31 15 20 120,5mm
Theo công thức bảng (10.4/Trang 191) ta có :
3.6.2.Xác định đường kính và chiều dài trục III
Theo công thức 5.20 ta có:
Các phản lực tại các ổ lăn:
Vẽ biểu đồ momen uốn Mx và My trong mặt phẳng z0y và z0x, và biểu đồ mômen xoắn T
+ Tính mômen uốn tổng Mj và mômen tương đương Mtdj tại các tiết diện j trên chiều dài trục Áp dụng (10.15) và (10.16)/Trang 194 ta có :
+ Tính đường kính trục tại các tiết diện j
Theo (10.17/Trang 194) ta có : j 3 tdj d M / (0.1* )
PMPa -Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục (theo bảng 10.5)
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính trục III như sau :
Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
a) Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục
Dựa trên kết cấu trục và biểu đồ mômen tương ứng, các tiết diện sau đây được xác định là những điểm nguy hiểm cần kiểm tra độ bền mỏi để đảm bảo tính an toàn của kết cấu trục Việc phân tích kỹ các tiết diện này giúp xác định khả năng chịu tải của trục và giảm thiểu rủi ro hỏng hóc do mỏi trong quá trình vận hành Kiểm tra độ bền mỏi các tiết diện quan trọng là bước cần thiết trong quá trình thiết kế và kiểm tra theo tiêu chuẩn kỹ thuật, nhằm đảm bảo độ bền và độ tin cậy của kết cấu trục.
Trục 1: tiết diện lắp nối trục 10, lắp ổ lăn 11, trục vít 12
Trục 2 : tiết diện trục vít 21, lắp bánh vít 22
Trục 3 : tiết diện lắp bánh vít 31, ổ lăn 32, lắp với đĩa xích 33 b) Chọn lắp ghép : các ổ lăn lắp trên trục theo k6 ; lắp bánh vít, đĩa xích, nối trục theo k6 kết hợp lắp then
+) Từ đường kính trục ta chọn kích thước của then bằng theo bảng 9.1/Trang 173
Và trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn của trục có 1 rãnh then theo công thức bảng 10.6/Trang 196 :
Với b,h là kích thước tiết diện then (mm) t1 là chiều sâu rãnh then trên trục (mm)
Ta suy ra bảng 3.7.1 như sau :
Tiết diện Đường kính trục bxh t1 W(mm 3 ) W 0 (mm 3 )
33 65 18x11 7 23700 50662 a) Xác định các hệ số d j k và k dj đối với các tiết diện theo công thức (10.25) và
+) K x : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt
Tra bảng 10.8/Trang 197, ta chọn phương pháp tiện tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu
Hệ số K_y đo lường khả năng tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp gia cường bề mặt và đặc tính cơ của vật liệu Việc lựa chọn phương pháp tăng bền bề mặt phù hợp đóng vai trò quan trọng để đảm bảo hiệu quả nâng cao độ bền của trục Nếu không sử dụng phương pháp tăng bền bề mặt, cần xem xét các phương án khác phù hợp để đảm bảo độ bền và chất lượng của sản phẩm.
+) Theo bảng 10.12/Trang 199, khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có b 600MPalà k 1, 76và k 1,54
Hệ số kích thước ; phản ánh ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, đặc biệt với các đường kính trục tại các vị trí nguy hiểm Khi vật liệu của trục là thép cacbon, bạn có thể tra bảng 10.10 trên trang 198 để xác định các giá trị của ; phù hợp theo bảng 3.7.2 trong phần A Điều này giúp đảm bảo tính chính xác trong thiết kế và kiểm tra khả năng chịu tải của trục.
+) Với đường kính trục của các tiết diện nguy hiểm và b 600(MPa)ta tra bảng
10.11/Trang 198 tìm các tỉ số k
đối với lắp căng (lắp có độ dôi) (phần B bảng số liệu 3.7.2)
Dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị của
k để tính k d và giá trị lớn hơn trong hai giá trị của
44 d) Dựa vào bảng 10.7/Ttrang 197 ta có hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi: 0, 05 ; 0
Các trục của hộp giảm tốc đều quay và chịu ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng Do đó, tính toán giá trị aj dựa trên công thức (10.22) và bảng số liệu 3.7.1 trang 196 để đánh giá độ bền và độ tin cậy của các trục trong quá trình làm việc liên tục.
W 11 0 j 1571 +) Vì đề cho trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó theo công thức (10.23/Trang 196) (bảng số liệu 3.7.1) max j j mj aj
Với W oj : momen cản xoắn tại tiết diện j
Trục tiết diện nguy hiểm aj max j mj aj
3.7.1 Hệ số an toàn s j ứng với các tiết diện nguy hiểm (công thức 10.19/Trang 195) :
+) [s]: Hệ số an toàn cho phép, thông thường s 1.5 2.5
+) s j: Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất pháp tại tiết diện j, xác định theo công thức 10.20/Trang 195: ( với mj 0 ) j
+) s j : Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện j, xác định theo công thức 10.21/Trang 195 : (với
Trục tiết diện nguy hiểm s j s j s j
Ta thấy sj s 1,5 2,5cả 3 trục đều đảm bảo an toàn về mỏi
3.7.2 Tính kiểm nghiệm độ bền của then
Then phải thỏa mãn điều kiền bền dập và điều kiện bền cắt ( theo 9.1 và 9.2/Trang 173) d t 1 d
+) d : Ứng suất dập tính toán(MPa)
+) c : Ứng suát cắt tính toán(MPa)
+) T : momen xoắn trên trục(Nmm)
+) Đối với then bằng: l t (0,8 0,9)l m (l m là chiều dài mayơ)
+) [ d ]: ứng suất dập cho phép Tra bảng 9.5/Trang 178, với vật liệu thép, va đập nhẹ ta chọn [ d ] 100(MPa)
Ứng suất cắt cho phép (MPa) của thép 45 khi chịu tải trọng tĩnh nằm trong khoảng 60-90 MPa Trong trường hợp tải trọng va đập nhẹ, ta cần giảm giá trị này đi để đảm bảo an toàn.
*Kết quả kiểm nghiệm then đối với các tiết diện của 3 trục như sau:
Tiết diện d bxh t1 T(mm) lt đ (MPa ) c (MPa )
Từ bảng số liệu ta thấy điều kiện bền dập và bền cắt của then đã thỏa
TÍNH CHỌN CÁC Ổ LĂN
Tính chọn ổ lăn cho trục II
- Tổng lực dọc trục: F at2 F a 32 -F a 22 Q62,8-110,47 5052,33N
- Lực hướng tâm tại các ổ: F r 20 F lx 20 2 F ly20 2 541, 25 2 1659,65 2 1745,76N
Theo trang 212 quyển 1, ta chọn ổ đũa côn cho cả 2 gối
Do không có yêu cầu đặc biệt về độ chính xác nên chọn cấp chính xác 0
Theo bảng P2.11 quyển 1 trang 261, ta chọn sơ bộ ổ đũa côn cỡ trung rộng kí hiệu 7606 có các thông số sau: d0mm ; Drmm ; C 61.3kN; C 0 51kN; 12 o bảng (P2.11) phụ lục-[1]
4.2.3.2 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
+) Theo bảng 11.4 quyển 1 trang 215 với ổ đũa chặn e 1.5*tan 12 o 0.32
+) Theo (11.7)/Tập [I] lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ: s20 20 s21 r 21
Hình 4.2:Sơ đồ bố trí ổ
- Theo bảng (11.5)/Tập [I] ta có: a 20 s21 at 2 s20 a 20 s20
- Xác định X và Y: Theo bảng (11.4)-Tâp [I]
Vậy chỉ cần tính cho ổ O là được
- Theo (11.12) ta tính được tải trọng động tương đương là:
- Khả năng tải động của ổ C d , theo công thức (11.1) quyển I/ Trang 213
Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động
4.2.3.3 Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ
- Theo bảng (11.6)-Tập [I] với ổ đũa côn ta có:
- Theo(11.19)-Tập [I] khả năng tải tĩnh:
Nên ổ đảm bảo khả năng tải tính.
Tính chọn ổ lăn cho trục III
- Tổng lực dọc trục: F at4 1061,64N
- Lực hướng tâm tại các ổ:
-Do có yêu cầu cao về độ cứng của ổ => Ta chọn ổ đũa côn cho cả 2 gối
Do không có yêu cầu đặc biệt về độ chính xác nên chọn cấp chính xác 0
Chọn sơ bộ ổ cỡ trung có Kí hiệu: 7313 có d = 65mm, D 0mm, 11,5 o , C = 134kN, Co = 111kN
4.3.3.2 Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Theo bảng 11.4/Tập [I] với ổ đũa chặn e 1.5*tan 11,5 o 0.305
- Theo (11.7)/Tập [I] lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ:
Hình 4.3: Sơ đồ bố trí ổ
- Theo bảng (11.5)/Tập [I] ta có: a 30 s31 at 4 s30 a 30
- Xác định X và Y: Theo bảng (11.4)-Tập [1]/Trang 216
Vậy chỉ cần tính cho ổ 1 là được
- Theo (11.12) ta tính được tải trọng động tương đương là:
- Theo (11.1)-[1] ta có khả năng tải của ổ là:
Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động
4.2.3.3 Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ
- Theo bảng (11.6)-Tập [1]/Trang 221 với ổ đũa côn ta có:
- Theo(11.19)-Tập [1] khả năng tải tĩnh:
Nên ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh.
TÍNH TOÁN, CHỌN CÁC YẾU TỐ CỦA VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ BÔI TRƠN
Tính toán chọn các yếu tố của vỏ hộp
Vỏ hộp giảm tốc đúc được lựa chọn phổ biến nhờ vào đa dạng dạng mẫu mã, nhưng tất cả đều có chung nhiệm vụ quan trọng là đảm bảo sự chính xác về vị trí giữa các chi tiết và bộ phận máy móc Vật liệu đúc giúp tăng độ bền và khả năng chịu lực của vỏ hộp giảm tốc, mang lại hiệu quả vận hành ổn định Việc chọn vỏ hộp giảm tốc đúc phù hợp không chỉ nâng cao hiệu suất làm việc của máy móc mà còn kéo dài tuổi thọ của toàn bộ hệ thống truyền động.
56 tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm
Hộp giảm tốc bao gồm : thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ…
Vật liệu dùng để đúc vỏ hộp là gang xám GX15-32
5.1.1 Chọn bề mặt ghép nắp và thân
Bề mặt ghép nắp và thân là bề mặt đi qua trục bánh vít để việc lắp bánh vít và các chi tiết khác lên trục dễ dàng
5.1.2 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp
- Thân hộp: 0.03 a 3 6 (a- khoảng cách tâm)
0.03 280 3 11.4 6 (Bảng 18.1/Trang 85/Tập(II).Chọn 12mm
- Độ dốc: khoảng 2 o Đường kính
- Bulông ghép bích nắp và thân:
- Bu lông nắp cửa thăm:
Mặt bích ghép nắp và thân
- Chiều dày bích thân hộp: S 3 (1.4 1.8) d 3 (1.4 1.8) *14 19.6 25.2 Lấy S 3 20 mm
- Chiều dày bích nắp hộp: S 4 (0.9 1) S 3 (0.9 1) * 20 18 20
K2 : Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2 = E2 + R2 + (35)
- Bề rộng nắp và thân: K 3 K 2 (3 5) 50 (3 5) 45 47 mm
- Đường kính ngoài & tâm lỗ vít:
Vì đường kính trục vít lớn hơn đường kính lỗ gối trục nên
Trong đó : - D là đường kính ngoài ổ lăn
- C là hệ số phụ thuộc đường kính ổ bảng 15-14
Ta chọn theo bảng 18-2/Trang 88/[I]
Ta chọn theo bảng 18-2/Trang 88/[I]
Do da1 ( cấp chậm ) = 145mm > Dr.5mm nên phải dùng cốt lót
(C tra bảng 15-14/Trang 42/Tập (II))
Ta chọn theo bảng 18-2/Tramg 88/[I]
- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ:
- Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E 2 1.6 d 2 1.6 *16 25.6 mm và
- Khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ: k 1.2 d 2 1.2 *16 19.2
- Chiều cao h: Xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông & kích thước mặt tựa
Mặt đế hộp(theo bảng 18-2/Trang 88/[I])
+ Khi không có phần lồi: S 1 (1.3 1.5) d 1 (1.3 1.5) * 22 28.6 33 Lấy S 1 32
+ Khi có phần lồi: D d được xác định theo đường kính dao khoét
- Bề rộng mặt đế hộp: K 1 3 d 1 3 * 22 66
Khe hở giữa các chi tiết theo bảng 18-2/Trang 88/[I]
- Giữa bánh vít với thành trong hộp: (1 1.2) 9.36 11.232mm
- Giữa đỉnh bánh vít lớn với đáy hộp: 1 (35) 28.0846.8mm (tùy HGT
& chất lượng dầu bôi trơn trong hộp)
- Giữa mặt bên các bánh vít với nhau: 9.36 mm
Các thông số của một số chi tiết phụ khác
Nắp quan sát là bộ phận quan trọng giúp kiểm tra các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp trên đỉnh hộp Để đảm bảo quá trình thao tác thuận tiện, ta làm cửa thăm có nắp quan sát theo kích thước được tra trong bảng 18.5 trang 92 tập (II), giúp dễ dàng kiểm tra và thao tác sửa chữa khi cần thiết Hình vẽ minh họa trên trang 92 cung cấp rõ ràng các kích thước của nắp quan sát, đảm bảo đúng tiêu chuẩn kỹ thuật và thuận tiện trong quá trình thi công.
Theo bảng 18.7/Tập [II], ta có hình dạng và các kích thước của nút tháo dầu trụ M22x2:
Các thông số: b; m; f=3; L); c=2,5; q.8; D2; S"; D 0 %.4 c Nút thông hơi
Trong quá trình làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên gây áp suất cao, do đó cần lắp đặt nút thông hơi để giảm áp lực và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Việc lựa chọn nút thông hơi phụ thuộc vào hình dạng và kích thước phù hợp theo bảng 18.6/Tập II, trong đó loại phù hợp là M27x2 Các kích thước của nút thông hơi cần tuân thủ quy định để đảm bảo hiệu quả làm việc và an toàn cho hệ thống.
Kích thước bu lông vòng tra theo bảng 18.3a/Tập [II]
Trọng lượng nâng được : 550(a); 500(b); 250(c) e Chốt định vị
Tra bảng 18.4b/Tập [II], ta có hình dạng và kích thước chốt định vị hình côn: d = 6 mm; c = 1 mm ; l = 20 ÷ 110 mm
Để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc, chúng ta sử dụng que thăm dầu có hình dạng và kích thước như hình vẽ g Việc kiểm tra đúng mức dầu giúp đảm bảo hoạt động trơn tru và bền bỉ của hộp giảm tốc Bôi trơn hộp giảm tốc đúng quy trình là bước quan trọng để duy trì hiệu suất hoạt động và kéo dài tuổi thọ của thiết bị.
– Bôi trơn ngầm dầu: bánh vít, trục vít được ngâm trong dầu chứa ở hộp Cách bôi trơn này thường dùng khi vận tốc v ≤ 10 m/s
Khi vận tốc bộ truyền gần các trị số trên, bánh vít cần được ngâm trong dầu từ 0.75 đến 2 giờ, với chiều sâu ngâm dầu ít nhất là 10mm hoặc bằng chiều cao răng Trục vít đặt dưới mức dầu phải ngập ren trục vít nhưng không vượt quá đường tâm ngang cuối cùng để đảm bảo quá trình bôi trơn hiệu quả Trong trường hợp không ngâm hết chiều cao ren trục vít trong dầu, cần lắp vòng vung dầu trên trục vít để dầu được vung lên bánh vít, giúp bôi trơn đúng chỗ ăn khớp, từ đó nâng cao độ bền và hiệu suất truyền động.
– Bôi trơn các bộ truyền trong hộp : Chọn độ nhớt của dầu ở 50 0 C(100 0 C) để bôi trơn bộ truyền trục vít : Bảng 18.11/Tập (II)
Với vận tốc trượt