Tính toán các bộ truyền trong hộp giảm tốc bánh răng, trục vít - bánh vít.. Tính toán các chi tiết hệ thống truyền động.. Môn học chi tiết máy giúp cho sinh viên Cơ khí có những kiến thứ
PHÂN TÍCH PHƯƠNG ÁN – CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN – PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Tính công suất cần thiết
- Tính hiệu suất truyền động:
Theo bảng 3.3 trang 96, các hệ số hiệu suất được chọn cho các thành phần truyền động như sau: ƞkn = 0,99 (hiệu suất nối trục đàn hồi), ƞol = 0,99 (hiệu suất ổ lăn), ƞbr2 = 0,98 (hiệu suất bánh răng trụ răng nghiêng) và ƞbr1 = 0,95 (hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ).
- Công suất cần thiết trên trục động cơ: Pđc = = = 2,01 kW
Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
- 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: u br1 = 3
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb = n lv u br2 u br1 = 95,5.3,3.3 = 945,45 vg/ph 3
Theo bảng P1.2, Phụ lục tài liệu [1] với Pdc ≥ Pct và ndc ≥ nsb, ta chọn động cơ
4A100L6Y3 với thông số như sau:
4 Phân phối tỉ số truyền:
- Tỷ số truyền của hệ dẫn động: u = ndc / nlv = = 9,95
- Chọn ubr2 = 3,32 , tính: ubr1 = u / ubr2 = = 3
- Tính công suất trên các trục: Pct = 1,8 kW
- Tính tốc độ quay các trục: nđc = 950 vg/ph n I = = = 950 vg/ph n II = = = 286,1 vg/ph nct = = = 95,4 vg/ph
- Tính momen xoắn trên các trục:
T đc T I TII Tct - Tính tốc độ quay các trục: n I = 950 vg/ph n II = = = 286,4 vg/ph n III = = 95,5 vg/ph
Trục Động cơ I II Công tác
Phân phối tỉ số truyền
- Tỷ số truyền của hệ dẫn động: u = ndc / nlv = = 9,95
- Chọn ubr2 = 3,32 , tính: ubr1 = u / ubr2 = = 3
- Tính công suất trên các trục: Pct = 1,8 kW
- Tính tốc độ quay các trục: nđc = 950 vg/ph n I = = = 950 vg/ph n II = = = 286,1 vg/ph nct = = = 95,4 vg/ph
- Tính momen xoắn trên các trục:
T đc T I TII Tct - Tính tốc độ quay các trục: n I = 950 vg/ph n II = = = 286,4 vg/ph n III = = 95,5 vg/ph
Trục Động cơ I II Công tác
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG ĐỂ HỞ
P II = 1,91 kW n II = 286,1 vg/ph ubr1= 3 Công suất truyền Momen xoắn
Số vòng quay trục dẫn
Số vòng quay trục bị dẫn Thời gian làm việc
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) được thiết kế bằng thép C45 để cải thiện độ cứng Độ cứng được nâng lên sẽ có mối liên hệ trực tiếp với giới hạn bền và giới hạn mỏi của bánh lớn, dựa trên các quan hệ kỹ thuật Việc lựa chọn thép C45 và xử lý nhiệt phù hợp giúp tối ưu hóa độ cứng và độ bền, từ đó xác định giới hạn bền, giới hạn chảy và số chu kỳ làm việc cơ sở để dự báo tuổi thọ và hiệu suất của hệ thống bánh truyền động.
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 z1 = 20 răng Số bán răng của bánh bị dẫn: z2 = u.z1 = 3.20 = 60 răng.
- Đối với bánh bị dẫn: YF2 = 3,47 + = 3,47 + = 3,69 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
Trong thiết kế vành răng, cần xác định hai yếu tố quan trọng: hệ số chiều rộng vành răng và hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố tải trọng không đồng đều theo chiều rộng vành răng Việc đánh giá môđun độ bền uốn của vật liệu vành răng cho phép ước lượng khả năng chịu uốn, từ đó tối ưu kích thước vành răng để tăng độ tin cậy của hệ truyền động.
Theo tiêu chuẩn ta chọn m=3mm
- Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng: Đường kính vòng chia d1
- Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng - = 120 mm
- 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
5 Xác định lực tác dụng lên bộ truyền:
- Lực vòng Ft - Lực hướng tâm Fr 6 Kiểm nghiệm bền
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 (aw, mm) 120
Số răng z1 20 z 2 60 Đường kính vòng chia d 1
(mm ) 60 d2 ( 180 mm) Đường kính vòng đỉnh da1
(mm Đường kính vòng đáy df1
(mm Chiều rộng vành răng b1
TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC
= 1,97 kW nI = 950 vg/ph ubr2 3,32 Công suất truyền Momen xoắn
Số vòng quay trục dẫn Số vòng quay trục bị dẫn Thời gian làm việc
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
C(3,32+1) = 79,6 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn
- Môđun răng m= (0,010,02).= (0,010,02).80Theo tiêu chuẩn ta chọn m=1,5mm
Ta chọn z1 = 24 răng Số bán răng của bánh bị dẫn: z2 = u.z1 = 3,32.24 = 79,68 Lấy z2 bằng 80 răng.
Tính lại tỉ số truyền thực tế:
= arccos = arccos - Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng: Đường kính vòng chia d 1
= = = 36,92 mm d2 = = = 123,08 mm Đường kính vòng đỉnh Đường kính vòng đáy
+ Bánh bị dẫn: + Bánh dẫn:
- 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 F2 = 3,47 + = 3,47 + = 3,63 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
- Ứng suất uốn Ta có:
Do đó độ bền trục được thõa
5 Bảng thông số bánh răng:
Khoảng cách trục (aw, mm)
Góc nghiêng răng β ( o) Đường kính vòng chia d 1 (mm ) d 2 - (mm) Đường kính vòng đỉnh da1
(mm) Đường kính vòng đáy df1
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC – THIẾT KẾ THEN
Chọn vật liệu, xác định đường kính trục sơ bộ
- 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 1 = 20 mm, d 2 = 30 mm 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: =>
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 b01 tới bánh răng trụ thứ nhất trên trục:
- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục I:
- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục II:
- Khoảng cách từ gối b 02 tới bộ truyền bánh răng:
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 Frk ( 0.2 0,3) Ftk
Ftk và Tt là mô-men xoắn được tính toán theo công thức Tt = K × T2, trong đó T2 = 20205,79 Nmm là mô-men xoắn danh nghĩa và 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 D0 sơ bộ Suy ra D0 = 63mm
Khi đó lực hướng tâm do nối trực tác dụng lên trục:
F rk ngược chiều với lực vòng F t2 trên bánh răng.
Lực tác dụng lên bánh răng trong hộp giảm tốc:
F a1 = F a2 = = 1072,79 $4,52 N Xác định lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ:
- Lực vòng Ft - Lực hướng tâm Fr
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:
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 (aw, mm) 120
Số răng z1 20 z 2 60 Đường kính vòng chia d 1
(mm ) 60 d2 ( 180 mm) Đường kính vòng đỉnh da1
(mm Đường kính vòng đáy df1
(mm Chiều rộng vành răng b1
III Tính toán, thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc
= 1,97 kW nI = 950 vg/ph ubr2 3,32 Công suất truyền Momen xoắn
Số vòng quay trục dẫn Số vòng quay trục bị dẫn Thời gian làm việc
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
C(3,32+1) = 79,6 mm Theo tiêu chuẩn ta chọn
- Môđun răng m= (0,010,02).= (0,010,02).80Theo tiêu chuẩn ta chọn m=1,5mm
Ta chọn z1 = 24 răng Số bán răng của bánh bị dẫn: z2 = u.z1 = 3,32.24 = 79,68 Lấy z2 bằng 80 răng.
Tính lại tỉ số truyền thực tế:
= arccos = arccos - Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng: Đường kính vòng chia d 1
= = = 36,92 mm d2 = = = 123,08 mm Đường kính vòng đỉnh Đường kính vòng đáy
+ Bánh bị dẫn: + Bánh dẫn:
- 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 F2 = 3,47 + = 3,47 + = 3,63 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
- Ứng suất uốn Ta có:
Do đó độ bền trục được thõa
5 Bảng thông số bánh răng:
Khoảng cách trục (aw, mm)
Góc nghiêng răng β ( o) Đường kính vòng chia d 1 (mm ) d 2 - (mm) Đường kính vòng đỉnh da1
(mm) Đường kính vòng đáy df1
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
- 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 1 = 20 mm, d 2 = 30 mm 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: =>
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 b01 tới bánh răng trụ thứ nhất trên trục:
- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục I:
- Khoảng cách giữa hai ổ lăn trên trục II:
- Khoảng cách từ gối b 02 tới bộ truyền bánh răng:
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 Frk ( 0.2 0,3) Ftk
Ftk Với Tt là mô men xoắn được tính toán theo công thức : Tt = K.T2 Trong đó 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 D0 sơ bộ Suy ra D0 = 63mm
Khi đó lực hướng tâm do nối trực tác dụng lên trục:
F rk ngược chiều với lực vòng F t2 trên bánh răng.
Lực tác dụng lên bánh răng trong hộp giảm tốc:
F a1 = F a2 = = 1072,79 $4,52 N Xác định lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ:
- Lực vòng Ft - Lực hướng tâm Fr 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:
- 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
- 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.
Trục Đường kính d B x h x (mm) (MPa) (MPa)
- 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.
) o Nhận xét: Tất cả các hệ số an toàn trong bảng đều lớn hơn [s] = 3.
Vậy các trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi
Kiểm nghiệm trục về độ bên tĩnh nhằm ngăn ngừa trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc gãy khi chịu quá tải đột ngột Để đảm bảo an toàn và độ tin cậy của hệ thống, trục phải được kiểm nghiệm theo các điều kiện tải trọng thực tế, giới hạn ứng suất và biên độ tải phù hợp với từng ứng dụng, đồng thời căn cứ vào đặc tính vật liệu, thiết kế và yêu cầu vận hành để đánh giá khả năng chống chịu trước mọi tình huống quá tải.
Trong bài viết này, hai loại ứng suất chính là ứng suất uốn và ứng suất xoắn Giá trị của chúng được xác định dựa trên các công thức liên quan đến mômen uốn và mômen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm khi quá tải Ví dụ, 0,8 × 340 = 272 MPa cho thấy mức độ ứng suất ở điều kiện quá tải Bên cạnh đó, các mômen uốn và mômen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm được phân tích để đánh giá khả năng chịu tải của cấu kiện.
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
Xác định phản lực F r tác dụng lên ổ
Chọn sơ bộ ổ lăn, chọn hệ số e
C, kN α ổ mm mm mm mm mm
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 Ta có tỷ số: = 0,037
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, =0,89 > e = 0,34
Theo Bảng 11.3 tài liệu [*] tra được: X = 0,45 ; Y = 1,62 Với
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].
2 - 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 Ctt và kiểm tra điều kiện Ctt < C:
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: L = i5,66 (triệu vòng quay) 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] = 1,3.
- Đường kính tâm con lăn = = = 51 mm.
- Suy ra: [n] = = 2549,02 (vg/ph) > = 381,72 (vg/ph) Trục II:
= = 0,25 < 0,3 Ta chọn ổ bi Đỡ, chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ, theo phụ lục P2.11 tài liệu [1].
C, kN α ổ mm mm mm mm mm
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 Với
V = 1 - hệ số tính đến vòng nào quay, do vòng trong quay.
Trong quá trình đánh giá tuổi thọ ổ đỡ cho hệ thống tải trọng tĩnh, không va đập, cần có hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng theo Bảng 11.3 của tài liệu [1], nhằm ước lượng mức độ mài mòn và thời gian làm việc phù hợp Đồng thời, hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ được mô tả bằng ký hiệu tC = 100, cho phép đánh giá tác động của nhiệt độ lên độ bền của ổ đỡ và tích hợp vào phân tích độ tin cậy và chu kỳ làm việc.
Tải trọng động quy ước trên ổ:
Vì nên ta tính toán ổ theo thông số tại A.
L = = 65,96 (triệu vòng ) 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 các ưu điểm nổi bật như cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo và dễ thay thế, đồng thời có khả năng làm việc tin cậy Chính nhờ các đặc điểm này, nó là lựa chọn phổ biến trong các hệ thống cơ khí và truyền động Nối trục đàn hồi có cấu tạo như Hình 16-6 [2] (trang 67).
-Momen xoắn tại trục II: TII = 609226,69 Nmm = 609,23 Nm
-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 lc/2):
Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
- Chọn loại vỏ hộp giảm tốc, vật liệu
Vỏ hộp giảm tốc đóng vai trò thiết yếu trong hệ truyền động, đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận của máy Nó nhận và truyền tải tải trọng từ các chi tiết lắp trên vỏ, đồng thời chứa dầu bôi trơn để tăng cường ma sát và làm mịn chuyển động Bên cạnh đó, vỏ hộp giảm tốc bảo vệ các chi tiết khỏi bụi bẩn, nhờ đó tăng tuổi thọ và hiệu suất vận hành của toàn bộ hệ thống.
- 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 lắp ráp nắp hộp và thân hộp một cách thuận tiện, chọn bề mặt ghép đi qua đường tâm các trục để các chi tiết được căn chỉnh chính xác Bề mặt ghép nên song song với mặt đế để tăng độ chuẩn xác và dễ dàng trong quá trình gia công và lắp ráp.
Mặt đáy hộp giảm tốc được nghiêng một góc 2 độ về phía lỗ tháo dầu để thuận tiện cho việc tháo dầu Thiết kế này giúp dầu bôi trơn được thay thế sạch sẽ, từ đó tăng hiệu suất vận hành và chất lượng làm việc của hộp giảm tốc.
- Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn mỏng hoặc sơ đặc biệt.
- Xác định các thông số chính của vỏ hộp giảm tốc theo kết cấu:
Gân tăng cứng: Chiều dày e
Chiều cao h Độ dốc Đường kính:
Bulông ghép bích nắp và thân d3
Vít ghép nắp cửa thăm d5
Mặt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân nộp S3
Chiều dày bích nắp hộp S4
= 0,9 = 8,1 mm e = (0,81) = (7,2),chọn e = 8 mm h 5 = 5.9 = 45mm, chọn h = 45 mm
= (0,6) = (8.4 9.6) chọn = 9 mm , lấy theo bảng 18-2 tài liệu 2
Bề rộng bích nắp và thân K3 = –3C–3@
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2
Chiều dày khi không có phần lồi S1 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
1,6 =1,6.14 ",4, chọn = 22 mm 1,3 =1,3.14 ,2, chọn mm h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulong và kích thước mặt tựa
Số lượng bulông nền Z = (L+B)/(200300) = (550+300)/ (200300) (2.834,25); chọn Z = 4
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 thân hộp nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục; lỗ trụ (đường kính D) được gia công trên nắp và thân hộp đồng thời để đảm bảo tính đồng trục giữa hai chi tiết Để duy trì vị trí trục đồng tâm của nắp và thân trước và sau gia công cũng như khi lắp ghép, hai chốt định vị được sử dụng; khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ do sai lệch vị trí tương đối giữa nắp và thân, từ đó loại trừ được một nguyên nhân gây ổ nhanh hỏng.
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]):
Cửa thăm là bộ phận giúp kiểm tra và quan sát các chi tiết máy bên trong hộp khi lắp ghép, đồng thời cho phép đổ dầu vào hộp Trên đỉnh hộp có cửa thăm được đậy bằng nắp, đảm bảo kín và an toàn cho quá trình vận hành Kích thước của cửa thăm được chọn theo kích thước của nắp hộp để đảm bảo tiếp cận thuận tiện và đóng kín một cách phù hợp.
Trong quá trình làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên gây tăng áp suất và làm mất cân bằng giữa không khí bên trong và bên ngoài hộp Để giảm áp suất và cân bằng khí, người ta lắp nút thông hơi trên nắp cửa thăm Kích thước của nút thông hơi được tra bảng 18-6 [1] để chọn loại phù hợp với từng ứng dụng.
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 tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu.
- Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18-7 tài liệu [1] (nút tháo dầu trụ) như sau: d b m f L c q D S
- Que thăm dầu: Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu.
Vòng phớt là loại lót kín động gián tiếp dùng để bảo vệ ổ lăn khỏi bụi, ô nhiễm, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập Những chất này làm tăng mài mòn và gây hoen gỉ cho ổ, làm giảm hiệu suất và tuổi thọ Đồng thời vòng phớt còn ngăn dầu bị rò rỉ ra ngoài Do đó, tuổi thọ của ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào chất lượng và tình trạng vòng phớt.
Vòng phớt được sử dụng rộng rãi nhờ kết cấu đơn giản và dễ thay thế, giúp tối ưu hóa thời gian bảo dưỡng và chi phí vận hành Tuy nhiên, vòng phớt có nhược điểm là dễ mòn và chịu ma sát lớn khi bề mặt tiếp xúc có độ nhám cao, điều này có thể ảnh hưởng đến tuổi thọ và hiệu suất của hệ thống.
- 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 được lắp ghép theo hệ thống trục lắp trung gian để không trượt trên bề mặt trục khi làm việc; do đó phải chọn mối lắp k6 và lắp trung gian có độ dôi nhằm tạo điều kiện mòn đều ổ, giúp vòng trong ổ lăn quay và mòn đều trong quá trình vận hành.
Vòng ngoài của ổ lăn không quay chịu tải cục bộ, vì vậy ta lắp theo hệ thống lỗ để ổ có thể di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc Việc chọn kiểu lắp trung gian H7 giúp cân bằng giữa sự cố định và khả năng giãn nở, đảm bảo ổ lăn hoạt động ổn định mà vẫn hạn chế quá tải ở các điểm tiếp xúc.
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 được tối ưu để dễ tháo lắp bằng cách chọn kiểu lắp trung gian H7/Js6 và lắp chốt định vị nhằm cố định vị trí 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
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
Chi tiết thước ES() EI () es () ei () lớn lắp lớn
Then (bánh răng + nối trục)
Vòng chắn dầu trục và chốt định vị định vị- d = 6 P7/h6 -8 -20 0 -8 20 0 vỏ hộp
Vòng chắn 32 H7/js6 +25 0 +8 -8 8 33 dầu – trục I
Vòng chắn 50 H7/js6 +25 0 +8 -8 8 33 dầu – trục II
Vòng phớt – 48 H7/js6 +25 0 +8 -8 8 33 trục II