ĐẠI HỌC QUỐC GIA ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HỒ CHÍ MINHKHOA CƠ KHÍ BÀI TẬP LỚN: CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XE TẢI TRÊN ĐƯỜNG RAY LỚP L04 --- HK211 Giảng viên hướng dẫn: GS.TS NGUY
PHÂN TÍCH PHƯƠNG ÁN – CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Tính công suất cần thiết
- Công suất trên xích tải:
- Tính hiệu suất truyền động:
Theo bảng 3.3 trang 96, hiệu suất nối trục đàn hồi (ƞkn) đạt 0,99, thể hiện khả năng truyền năng lượng hiệu quả trong kết cấu đàn hồi Hiệu suất ổ lăn (ƞol) cũng cao tới 0,99, đảm bảo giảm thiểu tổn thất khi truyền động qua ổ lăn Trong khi đó, hiệu suất bánh răng trụ răng nghiêng (ƞbr2) đạt 0,98, phản ánh độ chính xác và hiệu quả của truyền động bánh răng nghiêng Cuối cùng, hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (ƞbr1) là 0,95, thể hiện khả năng truyền năng lượng gần như tối ưu của hệ thống truyền động này.
- Công suất cần thiết trên trục động cơ:
Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
- Số vòng quay của trục công tác: nct = = = 95,5 vg/ph
- Tỉ số truyền hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ: ubr2 = 3,3
- Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng thẳng để hở: ubr1 = 3
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = n u u = 95,5.3,3.3 = 945,45 vg/phlv br2 br1
Chọn động cơ
Theo bảng P1.2, Phụ lục tài liệu [1] với P ≥ P và n ≥ n , ta chọn động dc ct dc sb cơ 4A100L6Y3 với thông số như sau:
Vận tốc quay nđc(v/ph)
Phân phối tỉ số truyền
- Tỷ số truyền của hệ dẫn động: u = n / n = = 9,95dc lv
- Chọn ubr2 = 3,32 , tính: u = u / u = = 3br1 br2
- Tính công suất trên các trục:
- Tính tốc độ quay các trục: nđc = 950 vg/ph nI = = = 950 vg/ph nII = = = 286,1 vg/ph nct = = = 95,4 vg/ph
- Tính momen xoắn trên các trục:
Tđc TI TII Tct - Tính tốc độ quay các trục: nI = 950 vg/ph nII = = = 286,4 vg/ph nIII = = = 95,5 vg/ph
Thông số Trục Động cơ I II Công tác
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG ĐỂ HỞ
PII = 1,91 kW nII = 286,1 vg/ph ubr1= 3
Số vòng quay trục dẫn
Số vòng quay trục bị dẫn
Quay 1 chiều, làm việc 1 ca, tải tĩnh
1 Chọn vật liệu bánh răng
Bánh nhỏ (bánh dẫn) : chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn ; giới hạn bền MPa giới hạn chày
Bánh lớn (bánh bị dẫn): chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn , theo quan hệ nên độ rắn bánh lớn ; giới hạn bền ; giới hạn chày
Số chu kỳ làm việc cơ sở
Số chu kỳ làm việc tương đương:
- Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng được xác định :
- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Tra bảng 6.13 ta có =1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép tính toán:
- Ứng suất uốn cho phép
2 Chọn số răng trên bánh dẫn
Ta chọn số răng bánh dẫn z = 20 răng Số bán răng của bánh bị dẫn:1 z = u.z = 3.20 = 60 răng.2 1
- Đối với bánh bị dẫn: Y = 3,47 + = 3,47 + = 3,69F2 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):
Ta tính toán thiết kế theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn.
3 Tính lại tỉ số truyền thực tế:
Sai số tỉ số truyền:
4 Xác định thông số bánh răng
Chọn hệ số chiều rộng vành răng và hệ số xét đến ảnh hưởng sự phân bố tải trọng không đồng đều theo chiều rộng vành răng
Theo tiêu chuẩn ta chọn m=3mm
- Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:
Đường kính vòng chia d1 = = 20.3 = 60 mm d2 = = 60.3 = 180 mm
- Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng
- Vận tốc vòng bánh răng v = = = 0,90 m/s
Ta có: theo bảng 6.3, bánh răng trụ thẳng và v =0,9 nên ta chọn cấp chính xác 9 với
5 Xác định lực tác dụng lên bộ truyền:
Kiểm nghiệm ứng suất uốn với hệ số , Độ bền uốn được thõa
Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
7 Bảng thông số bánh răng:
Thông số bánh răng bánh răng thẳng Khoảng cách trục (a ,w mm) 120
18060 Đường kính vòng đỉnh da1
TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC
PI = 1,97 kW nI = 950 vg/ph ubr2= 3,32
Số vòng quay trục dẫn
Số vòng quay trục bị dẫn
Quay 1 chiều, làm việc 1 ca, tải tĩnh
1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng, phương pháp nhiệt luyện, cơ tính vật liệu
Bánh nhỏ (bánh dẫn) : chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn ; giới hạn bền MPa giới hạn chày
Bánh lớn (bánh bị dẫn): chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn , theo quan hệ nên độ rắn bánh lớn ; giới hạn bền ; giới hạn chày
2 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phép
Số chu kỳ làm việc tương đương:
- Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng được xác định :
- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Với bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép
- Ứng suất uốn cho phép
3 Xác định thông số bộ truyền
Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên , chọn theo tiêu chuẩn khi đó:
Theo bảng 6.4 và độ cứng HB < 350 nên ta nội suy được : và
- Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng
Theo tiêu chuẩn ta chọn
- Môđun răng m= (0,010,02).= (0,010,02).80Theo tiêu chuẩn ta chọn m=1,5mm
Ta chọn z = 24 răng Số bán răng của bánh bị dẫn:1 z = u.z = 3,32.24 = 79,68 Lấy z bằng 80 răng.2 1 2
Tính lại tỉ số truyền thực tế:
= arccos = arccos - Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:
Đường kính vòng chia d1 = = = 36,92 mm d2 = = = 123,08 mm
- Vận tốc vòng bánh răng v = = = 1,84 m/s
Ta có: theo bảng 6.3, bánh răng trụ nghiêng và v =1,84 nên ta chọn cấp chính xác 9
- Hệ số tải trọng động
Theo bảng 6.7, HB< 350HB và v =1,22 m/s nên ta chọn:
- Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
Với bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép
Do đó điều kiện ứng suất tiếp xúc được thỏa
- Đối với bánh bị dẫn: Y = 3,47 + = 3,47 + = 3,63F2 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):
Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn
Do đó độ bền trục được thõa
5 Bảng thông số bánh răng:
Thông số bánh răng bánh răng nghiêng Khoảng cách trục (a , w mm) 80
2480 Góc nghiêng răng β ( o ) 12,84 Đường kính vòng chia d 1
36,92 123,08 Đường kính vòng đỉnh da1
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC – THIẾT KẾ THEN
Chọn vật liệu, xác định đường kính trục sơ bộ
- Chọn vật liệu trục theo bảng 10.1-tài liệu [1]
- Xác định đường kính trục sơ bộ
Chọn thép C45 có các ứng suất theo bảng 7.1 tài liệu [1] : = 785 Mpa ;
= 540 Mpa ; = 324 Mpa; = 65 Mpa ; Chọn = 20 Mpa đối với trục vào và trục ra.
Ta có đường kính sơ bộ trục được tính theo công thức : d ≥
Theo tiêu chuẩn ta chọn d = 20 mm, d = 30 mm1 2 o Từ đường kính trục ở trên theo bảng 10.2 tài liệu [3] ta xác định chiều rộng ổ lăn:
Tra bảng 10.3 tài liệu [2] ta có các thông số như sau:
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong hộp:
Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp:
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: = 12mm.
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: = 18 mm.
Chiều dài mayơ khớp nối :
Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I: => Chọn
Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ hai trên trục II:
Chiều dài mayơ bộ truyền bánh răng :
- Khoảng cách từ khớp nối đến gối đỡ:
- Khoảng cách từ gối b tới bánh răng trụ thứ nhất trên trục:01
- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục I:
- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục II:
- Khoảng cách từ gối b tới bộ truyền bánh răng:02
Xác định lực tác dụng lên các trục từ các chi tiết máy lắp trên nó
- Xác định lực tác dụng lên các trục tại các chi tiết máy
Ftk Với T là mô men xoắn được tính toán theo công thức : T = K.T Trong đó t t 2
T2 = 20205,79 Nmm là mô men xoắn danh nghĩa , K=1,5 là hệ số làm việc ứng với bộ phận công tác là xích tải
Tại D có khớp nối đàn hồi ta chọn D sơ bộ Suy ra D = 63mm 0 0
Khi đó lực hướng tâm do nối trực tác dụng lên trục:
Frk ngược chiều với lực vòng F trên bánh răng.t2
Lực tác dụng lên bánh răng trong hộp giảm tốc:
Xác định lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ:
Xác định lực tác dụng lên gối đỡ
-Momen do lực dọc trục gây ra:
-Trong mặt phẳng Oyz (thẳng đứng):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Oy:
+Momen cân bằng quanh điểm C:
-Trong mặt phẳng Oxz (nằm ngang):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Ox:
+Momen cân bằng quanh điểm C:
-Momen do lực dọc trục gây ra:
-Trong mặt phẳng Oyz (thẳng đứng):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Oy:
+Momen cân bằng quanh điểm D:
-Trong mặt phẳng Oxz (nằm ngang):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Ox:
+Momen cân bằng quanh điểm D:
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: [] = 65 MPa
- Mômen tương đương tại tiết diện j:
= ; Với và 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:
- = = 0 Chọn = = 20 mm cho trùng với đường kính ổ lăn tại tiết diện C.
- Theo biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại B:
- = =0= Chọn = = 30 mm cho trùng với đường kính ổ lăn tại tiết diện C.
Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn
Kiểm nghiệm ứng suất uốn với hệ số , Độ bền uốn được thõa
Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
7 Bảng thông số bánh răng:
Thông số bánh răng bánh răng thẳng Khoảng cách trục (a ,w mm) 120
18060 Đường kính vòng đỉnh da1
III Tính toán, thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc
PI = 1,97 kW nI = 950 vg/ph ubr2= 3,32
Số vòng quay trục dẫn
Số vòng quay trục bị dẫn
Quay 1 chiều, làm việc 1 ca, tải tĩnh
1 Chọn vật liệu chế tạo bánh răng, phương pháp nhiệt luyện, cơ tính vật liệu
Bánh nhỏ (bánh dẫn) : chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn ; giới hạn bền MPa giới hạn chày
Bánh lớn (bánh bị dẫn): chọn thép C45 tôi cải thiện; độ rắn , theo quan hệ nên độ rắn bánh lớn ; giới hạn bền ; giới hạn chày
2 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất cho phép
Số chu kỳ làm việc tương đương:
- Giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn các bánh răng được xác định :
- Ứng suất tiếp xúc cho phép
Với bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép
- Ứng suất uốn cho phép
3 Xác định thông số bộ truyền
Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm đối xứng các ổ trục nên , chọn theo tiêu chuẩn khi đó:
Theo bảng 6.4 và độ cứng HB < 350 nên ta nội suy được : và
- Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng
Theo tiêu chuẩn ta chọn
- Môđun răng m= (0,010,02).= (0,010,02).80Theo tiêu chuẩn ta chọn m=1,5mm
Ta chọn z = 24 răng Số bán răng của bánh bị dẫn:1 z = u.z = 3,32.24 = 79,68 Lấy z bằng 80 răng.2 1 2
Tính lại tỉ số truyền thực tế:
= arccos = arccos - Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng:
Đường kính vòng chia d1 = = = 36,92 mm d2 = = = 123,08 mm
- Vận tốc vòng bánh răng v = = = 1,84 m/s
Ta có: theo bảng 6.3, bánh răng trụ nghiêng và v =1,84 nên ta chọn cấp chính xác 9
- Hệ số tải trọng động
Theo bảng 6.7, HB< 350HB và v =1,22 m/s nên ta chọn:
- Tính toán kiểm nghiệm giá trị ứng suất tiếp xúc:
Với bánh răng nghiêng, ứng suất tiếp cho phép
Do đó điều kiện ứng suất tiếp xúc được thỏa
- Đối với bánh bị dẫn: Y = 3,47 + = 3,47 + = 3,63F2 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng ( độ bền uốn):
Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh dẫn có độ bền thấp hơn
Do đó độ bền trục được thõa
5 Bảng thông số bánh răng:
Thông số bánh răng bánh răng nghiêng Khoảng cách trục (a , w mm) 80
2480 Góc nghiêng răng β ( o ) 12,84 Đường kính vòng chia d 1
36,92 123,08 Đường kính vòng đỉnh da1
IV Tính toán thiết kế trục – Thiết kế then
1 Chọn vật liệu, xác định đường kính trục sơ bộ:
- Chọn vật liệu trục theo bảng 10.1-tài liệu [1]
- Xác định đường kính trục sơ bộ
Chọn thép C45 có các ứng suất theo bảng 7.1 tài liệu [1] : = 785 Mpa ;
= 540 Mpa ; = 324 Mpa; = 65 Mpa ; Chọn = 20 Mpa đối với trục vào và trục ra.
Ta có đường kính sơ bộ trục được tính theo công thức : d ≥
Theo tiêu chuẩn ta chọn d = 20 mm, d = 30 mm1 2 o Từ đường kính trục ở trên theo bảng 10.2 tài liệu [3] ta xác định chiều rộng ổ lăn:
Tra bảng 10.3 tài liệu [2] ta có các thông số như sau:
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong hộp:
Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp:
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: = 12mm.
Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: = 18 mm.
Chiều dài mayơ khớp nối :
Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I: => Chọn
Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ hai trên trục II:
Chiều dài mayơ bộ truyền bánh răng :
- Khoảng cách từ khớp nối đến gối đỡ:
- Khoảng cách từ gối b tới bánh răng trụ thứ nhất trên trục:01
- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục I:
- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục II:
- Khoảng cách từ gối b tới bộ truyền bánh răng:02
2 Xác định lực tác dụng lên các trục từ các chi tiết máy lắp trên nó:- Thiết lập sơ đồ phân tích lực
- Xác định lực tác dụng lên các trục tại các chi tiết máy
Ftk Với T là mô men xoắn được tính toán theo công thức : T = K.T Trong đó t t 2
T2 = 20205,79 Nmm là mô men xoắn danh nghĩa , K=1,5 là hệ số làm việc ứng với bộ phận công tác là xích tải
Tại D có khớp nối đàn hồi ta chọn D sơ bộ Suy ra D = 63mm 0 0
Khi đó lực hướng tâm do nối trực tác dụng lên trục:
Frk ngược chiều với lực vòng F trên bánh răng.t2
Lực tác dụng lên bánh răng trong hộp giảm tốc:
Xác định lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ:
3 Xác định lực tác dụng lên gối đỡ
-Momen do lực dọc trục gây ra:
-Trong mặt phẳng Oyz (thẳng đứng):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Oy:
+Momen cân bằng quanh điểm C:
-Trong mặt phẳng Oxz (nằm ngang):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Ox:
+Momen cân bằng quanh điểm C:
-Momen do lực dọc trục gây ra:
-Trong mặt phẳng Oyz (thẳng đứng):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Oy:
+Momen cân bằng quanh điểm D:
-Trong mặt phẳng Oxz (nằm ngang):
+Phương trình cân bằng lực theo trục Ox:
+Momen cân bằng quanh điểm D:
4 Tính toán đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm: 1
- 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: [] = 65 MPa
- Mômen tương đương tại tiết diện j:
= ; Với và 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:
- = = 0 Chọn = = 20 mm cho trùng với đường kính ổ lăn tại tiết diện C.
- Theo biểu đồ mômen thì tiết diện nguy hiểm nhất tại B:
- = =0= Chọn = = 30 mm cho trùng với đường kính ổ lăn tại tiết diện C.
Thông số của then được tra theo Bảng 9.1a tài liệu [1] Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt có dạng:
- 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;
- chiều sâu rãnh then, mm.
- Nhận xét: Tất cả giá trị ứng suất trên then đều đạt yêu cầu.
6 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.
- 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:
= 0,43 = 258 MPa Giới hạn xoắn uốn là:
= 0,23 = 138 MPa o Trong đó: - giới hạn bền vật liệu.
- biên độ và giá trị trung bình của ứng suất.
Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:
= = , = 0 o Trong đó: - là mômen uốn tổng - 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:
= = o Trong đó: - là mômen xoắn tại tiết diện j.
- là mômen cản xoắn được tính cho trục có 1 then:
= - o Với: - chiều sâu rãnh then; b - chiều rộng then
= 0,05; = 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.
- hệ số kích thước tra theo Bảng 10.3 tài liệu [1].
= 1,7 - hệ số tăng bền bề mặt tra theo Bảng 10.4 tài liệu [1] đối với phương pháp tăng bền Phun bi.
- 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.
2 x 6,48 x 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
Để đảm bảo an toàn cho trục, cần kiểm nghiệm trục về độ bên tĩnh nhằm phòng tránh hiện tượng biến dạng dẻo quá mức hoặc gãy vỡ khi chịu quá tải đột ngột Việc kiểm nghiệm này giúp phát hiện các vết nứt hoặc suy giảm khả năng chịu lực của trục trước khi gặp phải sự cố Thực hiện kiểm tra định kỳ theo điều kiện kỹ thuật sẽ giúp nâng cao độ bền và độ tin cậy của hệ thống cơ khí, đảm bảo hoạt động ổn định và an toàn.
Trong đó, là ứng suất uốn và xoắn, được xác định theo các công thức phù hợp để đảm bảo độ chính xác trong tính toán kết cấu Giá trị ứng suất được quy đổi theo hệ số nhất định, cụ thể là 0,8, và áp dụng công thức tính với hằng số 340 MPa, cho ra giá trị ứng suất tối đa là 272 MPa Các mômen uốn và mômen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm khi kết cấu chịu quá tải đều được tính toán chính xác nhằm đảm bảo an toàn và độ bền của cấu trúc.
Như vậy các trục thỏa mãn độ bền tĩnh.
TÍNH CHỌN Ổ LĂN TRONG VÀ NGOÀI HỘP GIẢM TỐC VÀ NỐI TRỤC VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY PHỤ
Thiết lập sơ đồ bố trí ổ lăn
Xác định phản lực F tác dụng lên ổ r
Chọn sơ bộ ổ lăn, chọn hệ số e
46306 30 72 19 19 2 25,6 18,17 12 o Thành phần lực dọc trục sinh ra do lực hướng tâm gây nên
Với theo bảng 11.4, tài liệu [1], ta chọn e = 0,34
Tổng lực dọc trục tại B:
Tổng lực dọc trục tại D:
Theo Bảng 11.3 tài liệu [*] tra được: X = 1;Y = 0,
Theo Bảng 11.3 tài liệu [*] tra được: X = 0,45 ; Y = 1,62
V = 1 - hệ số tính đến vòng nào quay, do vòng trong quay.
- hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ, chọn theo Bảng 11.3 tài liệu [1].
1 - hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ, tC 100
5.Tính các thông số ổ lăn
Tải trọng quy ước tác dụng lên ổ Q:
Tải trọng động quy ước trên ổ:
Vì nên ta tính toán ổ theo thông số tại D.
Tính khả năng tải động tính toán C và kiểm tra điều kiện C < C:tt tt
Trong đó:m =3 - chỉ số mũ đối với ổ bi
Chọn ổ bi như ổ đã chọn sơ bộ.
Xác định lại tuổi thọ và kiểm tra khả năng tải tĩnh:
Tuổi thọ ổ xác định theo công thức:
Tuổi thọ tính bằng giờ:
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Đối với ổ bi Đỡ - Chặn, tra từ Bảng 11.6 tài liệu [1] ta có:
Tải trọng tĩnh quy ước xác định theo công thức:
Vậy ổ thỏa khả năng tải tĩnh.
Số vòng quay tới hạn của ổ:
Theo bảng 11.7, tài liệu [1], với ổ bi Đỡ - Chặn bôi trơn bằng mỡ:[n]
- Đường kính tâm con lăn = = = 51 mm.
- Suy ra: [n] = = 2549,02 (vg/ph) > = 381,72 (vg/ph)
= = 0,25 < 0,3 Ta chọn ổ bi Đỡ, chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ, theo phụ lục P2.11 tài liệu [1].
Sơ đồ phân bố lực:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:
Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ C:
Với theo bảng 11.4, tài liệu [1], ta chọn e = 0,22
- Đối với ổ đỡ, lực dọc trục là tổng lực dọc trục ngoài do chi tiết quay bánh răng trụ răng nghiêng truyền đến ổ nên ta có:
Tổng lực dọc trục tại A:
Tổng lực dọc trục tại C:
Theo Bảng 11.3 tài liệu [*] tra được: X = 0,56; Y = 1,99
Theo Bảng 11.3 tài liệu [1] tra được: X = 0,56 ; Y = 1,99
V = 1 - hệ số tính đến vòng nào quay, do vòng trong quay.
- hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ, áp dụng cho hệ thống tải trọng tĩnh, không va đập theo Bảng 11.3 tài liệu [1].
1 - hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ, tC 100
Tải trọng động quy ước trên ổ:
Vì nên ta tính toán ổ theo thông số tại A.
Khả năng tải động tính toán:
= = = 11474,75 < C = 25700 N Trong đó:m =3 - chỉ số mũ đối với ổ bi
Chọn ổ bi như ổ bi sơ bộ.
Tuổi thọ ổ xác định theo công thức:
L = = = 741,06 (triệu vòng quay) Tuổi thọ tính bằng giờ:
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Đối với ổ bi Đỡ, tra từ Bảng 11.6 tài liệu [1] ta có:
Tải trọng tĩnh quy ước xác định theo công thức:
Vậy ổ thỏa khả năng tải tĩnh.
Số vòng quay tới hạn của ổ:
Theo bảng 11.7, tài liệu [*], với ổ bi Đỡ - Chặn bôi trơn bằng mỡ:[n] = 1,3.
- Đường kính tâm con lăn = = = 65 m.
- Suy ra: [n] = = 2000 (vg/ph) > = 76,344 (vg/ph)
Tính chọn khớp nối trục
Nối trục đàn hồi được sử dụng rộng rãi nhờ vào ưu điểm vượt trội như cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo và thay thế, đồng thời có khả năng làm việc một cách tin cậy Cấu tạo của nối trục đàn hồi được thể hiện rõ nét trong Hình 16-6 [2] (trang 67), giúp dễ dàng ứng dụng trong các hệ thống cơ khí.
-Momen xoắn tại trục II: T = 609226,69 Nmm = 609,23 NmII
-Đường kính trục đầu vào: d = 55 mm
-Theo Bảng 16.10a và 16.10b [2] (trang 68), ta có bảng thông số nối trục như sau:
-Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:
MPa : ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy MPa k = 1,5 : hệ số chế độ làm việc, tra Bảng 16-1 [2] (trang 58)
Vậy nối trục thỏa sức bền dập
-Kiểm nghiệm sức bền của chốt:
MPa : ứng suất dập cho phép của chốt, có thể lấy MPa
-Kiểm tra chốt theo độ bền uốn (do lực tập trung giữa chốt vị trí đặt lực tại l /2):c
Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
- Chọn loại vỏ hộp giảm tốc, vật liệu
Vỏ hộp giảm tốc có vai trò giữ vị trí chính xác giữa các bộ phận của máy, đảm bảo độ chính xác và ổn định hoạt động Nó còn chịu trách nhiệm tiếp nhận và truyền tải tải trọng từ các chi tiết lắp đặt bên trong, giúp duy trì khả năng vận hành liên tục và bền bỉ Ngoài ra, vỏ hộp giảm tốc còn chứa dầu bôi trơn nhằm giảm ma sát, nâng cao tuổi thọ các chi tiết máy Bên cạnh đó, nó còn bảo vệ các bộ phận bên trong khỏi bụi bẩn, hạn chế hao mòn và sự cố không mong muốn trong quá trình vận hành.
- 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
Để thuận tiện và dễ dàng trong quá trình lắp đặt, chọn bề mặt ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua đường tâm các trục Bề mặt ghép cần song song với mặt đế nhằm đảm bảo độ chính xác và ổn định của sản phẩm Việc lựa chọn vị trí ghép phù hợp giúp quá trình lắp ráp diễn ra nhanh chóng, hiệu quả hơn Tuân thủ nguyên tắc này còn giúp giảm thiểu sai lệch trong quá trình gia công và lắp ráp các chi tiết của hộp.
Mặt đáy hộp giảm tốc được thiết kế nghiêng một góc từ 2 độ về phía lỗ tháo dầu giúp quá trình xả dầu trở nên thuận tiện và dễ dàng hơn Thiết kế này giúp dầu bôi trơn được thay thế sạch sẽ, giảm thiểu rủi ro rò rỉ và ô nhiễm trong quá trình bảo trì Nhờ đó, quá trình thay dầu diễn ra nhanh chóng, sạch sẽ hơn, từ đó nâng cao chất lượng làm việc và tuổi thọ 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:
= 0,9 = 8,1 mm Gân tăng cứng: Chiều dày e
Chiều cao h Độ dốc e = (0,81) = (7,2),chọn e = 8 mm h 5 = 5.9 = 45mm, chọn h = 45 Đường kính: mm
Bulông ghép bích nắp và thân d3
Vít ghép nắp cửa thăm d5
= (0,6) = (8.4 9.6) chọn = 9 mm , lấy theo bảng 18-2 tài liệu 2
= (0,5) = (7 8.4) chọn = 8 mm Mặt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân nộp S3
Chiều dày bích nắp hộp S4
Bề rộng bích nắp và thân K3
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2
Chiều dày khi không có phần lồi S1
Bề rộng mặt đế hộp K1 và q ++ (3) được tính tổng là 22 + 18 + (3) = 43 mm, do đó chọn kích thước là 43 mm Chiều rộng 1,6 được xác định là 1,6 × 14 = 22 mm, phù hợp với yêu cầu kỹ thuật Độ dày 1,3 đạt 1,3 × 14,2 mm, được chọn dựa trên kết cấu cụ thể, phụ thuộc vào tâm lỗ bulong và kích thước mặt tựa Khe hở giữa các chi tiết cần được kiểm tra chính xác để đảm bảo tính liên kết và an toàn trong cấu trúc.
Giữa bánh răng với thành trong hộp
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau
(3 ) =(27 ) chọn = 30 mm = 9 mm, lấy = 10 mm
Sơ bộ chọn L = 550 mm và B = 300 mm ( L,B chiều dài và rộng của hộp.)
Các chi tiết phụ
Mặt ghép giữa nắp và than nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục, đảm bảo sự chính xác trong quá trình lắp đặt Lỗ trụ có đường kính D được gia công đồng thời trên nắp và than hộp để giữ độ chính xác cao Để đảm bảo vị trí trung đối của nắp và than trước và sau khi gia công cũng như trong quá trình lắp ghép, sử dụng 2 chốt định vị giúp giữ cố định chắc chắn Khi xiết bulông, không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, nhằm tránh sai lệch vị trí tương đối giữa nắp và than, qua đó loại trừ một nguyên nhân gây hỏng ổ nhanh.
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]):
Nắp cửa thăm đóng vai trò quan trọng trong việc kiểm tra và quan sát các chi tiết máy bên trong hộp khi lắp ghép Để đổ dầu vào trong hộp, người dùng cần mở cửa thăm, được đậy bằng nắp phù hợp với kích thước của cửa thăm Việc chọn kích thước cửa thăm phù hợp giúp thuận tiện trong quá trình bảo trì và kiểm tra, đảm bảo quá trình vận hành của thiết bị diễn ra hiệu quả.
Trong quá trình làm việc, nhiệt độ trong hộp thường tăng lên, gây áp suất bên trong cũng tăng theo Để giảm áp suất và duy trì điều kiện không khí ổn định bên trong và bên ngoài hộp, người ta sử dụng nút thông hơi Nút thông hơi được lắp đặt trên nắp cửa thăm, giúp điều hòa và cân bằng áp suất hiệu quả.
Kích thước nút thông hơi tra bảng 18-6 [1]:
Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn do bụi và hạt mài gây biến chất, khiến cần thay dầu mới để đảm bảo hiệu suất vận hành Việc tháo dầu cũ dễ dàng thực hiện qua lỗ tháo dầu nằm ở đáy hộp, lỗ này thường được bịt kín bằng nút tháo dầu trong quá trình sử dụng Thay dầu đúng định kỳ giúp duy trì độ bôi trơn tốt và kéo dài tuổi thọ cho thiết bị.
- 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
- Que thăm dầu: Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu.
Vòng phớt là loại lót kín động gián tiếp nhằm bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác gây mài mòn và hoen gỉ cho ổ Ngoài ra, vòng phớt còn ngăn dầu chảy ra ngoài, giúp giữ dầu trong ổ lăn Tuổi thọ của ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào chất lượng và hiệu quả của vòng phớt trong việc bảo vệ và chống bụi, bụi bẩn.
Vòng phớt được sử dụng phổ biến nhờ vào kết cấu đơn giản và khả năng thay thế dễ dàng Tuy nhiên, chúng có nhược điểm là dễ bị mài mòn nhanh chóng và gặp vấn đề về ma sát lớn khi tiếp xúc với bề mặt có độ nhám cao, ảnh hưởng đến hiệu quả hoạt động.
- Vòng chắn dầu: Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp.
Dung sai lắp ghép
Vòng trong ổ lăn chịu tải hoàn toàn, do đó việc lắp ghép theo hệ thống trục trung gian là cần thiết để đảm bảo vòng ổ không trượt trên bề mặt trục khi vận hành Chúng ta phải chọn mối lắp k6 phù hợp và sử dụng lắp trung gian có độ dôi để tạo điều kiện mòn đều ổ trong quá trình làm việc Điều này giúp đảm bảo sự ổn định, giảm thiểu hao mòn và tăng tuổi thọ của ổ lăn, đồng thời duy trì hiệu suất hoạt động tối ưu của hệ thống.
Vòng ngoài của ổ lăn không quay nên chịu tải cục bộ, gây ảnh hưởng đến độ bền của ổ Để đảm bảo ổ có thể di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình vận hành, chúng tôi lắp hệ thống lỗ cho phép điều chỉnh Việc lựa chọn kiểu lắp trung gian H7 giúp giảm thiểu tác động của nhiệt độ và duy trì hoạt động ổn định của hệ thống.
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
Mối lắp ES() EI () es () ei () Độ dôi lớn nhất Độ hở lớn nhất
Trục II 45 H7/k6 +25 0 +18 +2 18 23 bxh Then (trục)
Then (bánh răng + nối trục) Nối trục 12x8 Js9/h9 +18 -18 0 -36 18 18
Vòng chắn dầu trục và chốt định vị Chốt định vị- vỏ hộp d = 6 P7/h6 -8 -20 0 -8 20 0
Vòng chắn dầu – trục II