LỜI MỞ ĐẦU Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí… Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
Chọn động cơ
1.1.1 Công suất làm việc động cơ:
1.1.2 Hiệu suất hệ dẫn động:
Hiệu suất hệ dẫn động 𝜂 = 𝜂 𝑏𝑟 𝜂 𝑜𝑙 2 𝜂 đ 𝜂 𝑘𝑛
Trong đó tra Bảng 2.3 Trang 19, sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí- Tập 1”-
Hiệu suất bộ truyền bánh răng: 𝜂 𝑏𝑟 = 0,97
Hiệu suất bộ truyền đai: 𝜂 đ = 0,96
1.1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ
1.1.4 Số vòng quay trên trục công tác n lv = 60000.v π.D = 60000.0,97
1.1.5 Chọn tỉ số truyền sơ bộ
Theo bảng Bảng 2.4 Trang 21, sách “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí- Tập 1” ta sẽ chọn sơ bộ:
Tỷ số truyền bộ truyền đai: 𝑢 đ = (2;3)
Tỷ số truyền bộ truyền bánh răng 𝑢 𝑏𝑟 = (3,5;4)
1.1.6 Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ
Tra bảng phụ lục tài liệu [1], chọn động cơ thoả mãn:
Tra theo phụ lục của trang web Động cơ Hà Nội, ta chọn được động cơ phù hợp có thông số:
Kí hiệu động cơ: 3K132S6; 𝑃 đ𝑐 = 3 (𝑘𝑊) ; 𝑛 đ𝑐 = 945 (vg/ph) ; cos𝜑 = 0,76; η = 81 % ; 𝐼 𝑘đ
Phân phối tỷ số truyền
1.2.1 Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động
Tỷ số truyền của hệ: 𝑢 𝑐ℎ = 𝑛 đ𝑐
1.2.2 Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền
Chọn tỷ số truyền của bộ truyền đai: 𝑢 đ = 2,24
Tỷ số truyền của hộp giảm tốc ubr = 𝑢 𝑐ℎ
Vậy ta có các tỉ số truyền: {
Tính toán công suất, số vòng quay và momen xoắn trên các trục
Công suất trên trục II:
0,99.1 = 2,47 (KW) Công suất trên trục I:
0,99.0,97 = 2,57 (KW) Công suất trên trục động cơ:
Số vòng quay trên trục động cơ: 𝑛 đ𝑐 = 945 (vg/ph)
Số vòng quay trên trục I:
Số vòng quay trên trục II:
Số vòng quay trên trục công tác:
1 = 115,9 (vg/ph) Qua tính toán, số vòng quay trên trục công tác có giá trị gần bằng giá trị yêu cầu khi chọn động cơ
Môment xoắn trên trục động cơ:
945 = 27285,71 (N.mm) Môment xoắn trên trục I:
Môment xoắn trên trục II:
115,9 = 203524,59 (N.mm) Môment xoắn trên trục công tác:
Lập bảng tổng hợp kết quả tính toán động học
Bảng 1.2 Kết quả tính toán động lực học
Thông số Động cơ I II Công tác
Tỉ số truyền u uđ = 2,24 ubr = 3,64 uk = 1
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
Đặc tính kỹ thuật yêu cầu của bộ truyền đai
Bảng 2.1 Đặc tính kỹ thuật yêu cầu của bộ truyền đai
Thông số Đơn vị Giá trị
Số vòng quay trục dẫn n1 v/ph 945
Công suất trục dẫn P1 kW 2,72
Số dây đai tối đa zmax - 3
Góc ôm tối thiểu trên bánh dẫn α 1,min độ 120
Thiết kế bộ truyền đai thang bằng Inventor
Hình 2.1 Nhập tiết diện đai và thông số các đai
Hình 2.2 Kết quả kiểm nghiệm đai
Kết quả thiết kế
Hình 2.3 Thông số bánh đai dẫn
Hình 2.4 Thông số bánh đai bị dẫn
Hình 2.5 Mô hình 3D bộ truyền đai
Bảng 2.2 Bảng tổng hợp kết quả tính bộ truyền đai thang
Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
Chiều dài đai L mm 1530 Đường kính bánh đai dẫn d1 mm 125 Đường kính bánh đai bị dẫn d2 mm 280
Tỉ số truyền thực tế ut - 2,278
Sai lệch so với yêu cầu Δu = 100.|(ut – u|/u Δu % 1,7
Khoảng cách trục chính xác a mm 440,072
Góc ôm nhỏ trên bánh nhỏ 𝛼 1 độ 159,71
Lực tác dụng lên trục Fr N 775,01
Lực căng đai ban đầu Ft N 130,56
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN
Đặc tính kỹ thuật yêu cầu của bộ truyền
Bảng 3.1 Đặc tính kỹ thuật yêu cầu của bộ truyền bánh răng
Thông số Đơn vị Giá trị
Tiêu chuẩn thiết kế - ISO 6336:1996
Loại bánh răng - Răng thẳng
Số vòng quay trục dẫn n1 v/ph 421,87
Công suất trục dẫn P1 kW 2,57
Thời hạn làm việc Lh giờ 19000
Hệ số an toàn theo độ bền tiếp xúc SH - 1,10 - 1,15
Hệ số an toàn theo độ bền uốn SF - ≥ 1,3
Thiết kế bộ truyền bánh răng côn bằng Inventor
Hình 3.1 Nhập thông số thiết kế của cửa sổ Design
Hình 3.2 Chọn cấp chính xác
Hình 3.3 Cửa sổ Calculation sau khi đã điều chỉnh thiết kế đạt yêu cầu đặt ra
Kết quả thiết kế
Hình 3.4 Kích thước bánh răng dẫn
Hình 3.5 Kích thước bánh răng bị dẫn
Hình 3.6 Mô hình 3D bộ truyền bánh răng côn
Bảng 3.2 Bảng tổng hợp kết quả tính bộ truyền bánh răng côn
Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
Chiều dài côn ngoài Re mm 165,94
Chiều rộng vành khăn b mm 40
Mô đun pháp (vòng ngoài) mne mm 4
Sai lệch tỉ số truyền 𝛥𝑢 % 0,27
Thông số các bánh răng BR1 BR2
Góc côn chia 𝛿 độ 15,38 74,62 Đường kính chia ngoài de mm 88 320 Đường kính đỉnh răng ngoài dae mm 98,66 321,31
Chiều cao đỉnh răng ngoài hae mm 5,52 2,48
Chiều cao chân răng ngoài haf mm 3,28 6,32
Lực ăn khớp trên bánh chủ động
LỰC TÁC DỤNG VÀ SƠ ĐỒ TÍNH CHUNG
Tính chọn khớp nối
Mômen cần truyền: T = T II = 203524(N mm) Đường kính trục cần nối d t = √ 𝑇 𝐼𝐼
Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục
Chọn khớp nối theo điều kiện:{T t ≤ T kn cf d t ≤ d kn cf Trong đó d t - Đường kính trục cần nối d t = d đc = 32,27 (mm)
T t –Mômen xoắn tính toán T t = k T k -Hệ số chế độ làm việc tra bảng 16.1 trang 58 [2] lấy k=1,2
T- Momen xoắn danh nghĩa trên trục: T = T II = 203524 (N mm)
Tra bảng 16.10a trang 68 [2]với điều kiện
{T t = 244,23 N m ≤ T kn cf d t = 32,27 mm ≤ d kn cf
T kn cf = 250 N m d kn cf = 36 mm
D o = 105 mm Tra bảng 16.10b trang 69 [2] với T kn cf = 250 (N m)ta được
Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện: a) Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi σ d = 2k T
Z D o d c l 3 ≤ [σ d ] σ d -Ứng suất dập cho phép của vòng cao su [σ d ] = 2 ÷ 4 Mpa
Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi: σ d = 2kT
→ Thỏa mãn b) Điều kiện bền của chốt: σ u = k T l 0 0,1 d c 3 D 0 Z≤ [σ u ] Trong đó:
2 = 41,5 [σ u ]- Ứng suất uốn cho phép của chốt, [σ u ]=(60÷ 80) MPa;
Do vậy, ứng suất sinh ra trên chốt: σ u = k T l 0 0,1 d c 3 D 0 Z =1,2 203524 41,5
4.1.3 Lực tác dụng lên trục
Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:
Bảng 4.1 Thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi
Thông số Kí hiệu Giá trị
Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được T kn cf 250 (N.m) Đường kính lớn nhất có thể của nối trục d kn cf 36 (mm)
Số chốt Z 6 Đường kính vòng tâm chốt D 0 105 (mm)
Chiều dài phần tử đàn hồi l 3 28 (mm)
Chiều dài đoạn công xôn của chốt l 1 34 (mm) Đường kính của chôt đàn hồi d 𝑐 14 (mm)
Lực tác dụng lên trục Fk 775,33 (N)
Tính trục
4.2.1 Chọn vật liệu chế tạo trục
Vật liệu làm trục chọn là thép 45 tôi cải thiện có σb= 600 Mpa
4.2.2 Tính sơ bộ đường kính trục theo momen xoắn
Theo công thức 10.9 trang 188[1], ta có: d sb1 ≥ √ T I
⇒ Chọn{d 1 = d sb1 = 25 (mm) d 2 = d sb2 = 40 (mm)
Chiều rộng ổ lăn trên trục: Tra bảng 10.2
189 [1]: với {d sb1 = 25 (mm) d sb2 = 40 (mm)⇒ {b 01 = 17 (mm) b 02 = 23 (mm)
4.2.3 Xác định các lực tác dụng lên trục
Hình 4.1 Sơ đồ đặt lực chung
Lực tác dụng lên trục I
Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai: F r = 775,01 (N)
Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền bánh răng côn răng thẳng :
Lực tác dụng lên trục II
Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền bánh răng côn răng thẳng :
F a2 = F r1 = 527,58 (N) Lực tác dụng lên trục từ khớp nối:
4.2.4 Xác định sơ bộ đường kính trục
Sơ đồ khoảng cách giữa các điểm đặt lực như hình vẽ phác họa kết cấu hộp giảm tốc sau:
Hình 4.2 Sơ đồ kết cấu tổng thể của hộp giảm tốc
❖ Chọn chiều dài may-ơ và các khoảng cách k1, k2, k3, hn
➢ Chiều dài moay-ơ bánh răng côn:
- Theo công thức: 10.12Tr189[1] ta có: lm13 = (1,2 ÷ 1,4).d1 = (1,2 ÷ 1,4).25 = 30 ÷ 35 (mm)
Chọn lm13 = 35 (mm) lm23 = (1,2 ÷ 1,4).d2 = (1,2 ÷ 1,4).40 = 48 ÷ 56 (mm)
➢ Chiều dài moay-ơ bánh đai:
- Theo công thức: 10.10Tr189 [1] ta có: lm12 = (1,2 ÷ 1,5).d1 = (1,2 ÷ 1,5).25 = 30 ÷ 37.5 (mm)
➢ Chiều dài moay-ơ nửa khớp nối:
- Theo công thức: 10.13Tr189[1] ta có: lm22 = (1,4 ÷ 2,5).d2 = (1,4 ÷ 2,5).40 = 56 ÷ 100 (mm)
➢ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: k1 = 8 ÷ 15, ta chọn k1 = 10
➢ Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: k2 = 5 ÷ 15, ta chọn k2 = 10
➢ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 10 ÷ 20, ta chọn k3 = 10
➢ Chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông: hn = 15 ÷ 20 ta chọn hn = 20
(các giá trị k1, k2, k3, hn chọn theo bảng B10.3Tr189[1])
➢ Khoảng cách các điểm đặt lực trên các trục
Khoảng công-xôn (khoảng chìa): theo công thức 10.14Tr190[1] lcki = 0,5(lmki + b0) + k3 + hn
Chiều rộng vành răng bki thứ i trên trục k: b13 = b23 = b = 40 (mm)
Khoảng cách đặt lực trên trục I: l12 = − lc12 = − 56,5(mm) l11 = (2,5 ÷ 3).d1 = (2,5 ÷ 3).25 = 62,5 ÷ 75 (mm)
Khoảng cách đặt lực trên trên trục II:
= 0,5.23 + 10 + 10 + 48 − 0,5.40 cos (74,62) = 74,19 (mm) Chọn l 22 = l 24 = 75(mm) l 21 = 2 l 22 + d m1 = 2.75 + 77,4 = 227,4(mm) Chọn l 21 = 227 (mm)
THIẾT KẾ TRỤC, THEN, Ổ LĂN, CHO CỤM TRỤC I 26
Tính phản lực tại các gối tựa
Các lực tác dụng lên trục I có chiều như hình vẽ:
Hình 5.1 Sơ đồ lực tác dụng lên trục I
Thay số vào ta được:
Giải hệ phương trình ta được:
Xác định chính xác đường kính các đoạn trên trục I
Chọn vật liệu làm trục: thép 45, tra bảng 10.5(tr195) ta có [σ] = 60MPa
Tính chính xác đường kính trục :
Theo công thức 10.15Tr194[1] và 10.16tr194[1] ta có:
Chọn lại đường kính các đoạn trục
Ta chọn đường kính theo tiêu chuẩn và đảm bảo điều kiện lắp ghép:
Suy ra ta chọn được: d2 ( mm d0 = d1 = 30 mm d3 = 28 mm
Chọn và kiểm nghiệm then
Trên trục I then được lắp tại bánh răng (vị trí 3) và bánh đai (vị trí 2)
Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng côn: d 3 = 28 mm
Chọn then bằng, tra bảng B9.1aTr173[1] ta được: { b = 8 mm h = 7 mm t 1 = 4 mm
Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng côn (vị trí 3) l t3 = (0,8 ÷ 0,9) l m13 = (0,8 ÷ 0,9) 35 = 28 ÷ 31,5mm
Then lắp trên trục vị trí lắp bánh đai: d 2 = 28 mm
Chọn then bằng, tra bảng B9.1aTr173[1] ta được: { b = 8 mm h = 7 mm t 1 = 4 mm
Chiều dài then trên đoạn trục lắp bánh đai: l t0 = (0,8 ÷ 0,9) l m12 = (0,8 ÷ 0,9) 36 = 28,8 ÷ 32,4 mm
5.5.2 Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt
Theo công thức 9.1 và 9.2Tr173[1] ta có:
Với bảng B9.5Tr178[1] ta có: dạng lắp cố định, vật liệu may-ơ bằng thép và chế độ tải trọng làm việc êm
Kiểm tra độ bền then tại vị trí lắp với bánh răng côn
⇒ Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí bánh đai
⇒ Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt
Kiểm nghiệm trục (trục I) theo độ bền mỏi
Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện:
Hệ số an toàn cho phép, ký hiệu là [𝑠], thường có giá trị từ 1,5 đến 2,5 Trong trường hợp cần tăng độ cứng, giá trị [𝑠] có thể dao động từ 2,5 đến 3, cho phép không cần kiểm nghiệm độ cứng của trục Các hệ số an toàn sσj và sτj được xác định riêng cho ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j.
𝐾 𝜏𝑑𝑗 𝜏 𝑎𝑗 + 𝜓 𝜏 𝜏 𝑚𝑗 trong đó : 𝜎 −1 và 𝜏 −1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng
𝜎 aj ,𝜏 aj ,𝜏 𝑚𝑗 ,𝜎 𝑚𝑗 là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j,do quay trục một chiều:
2.𝑊 0𝑗 với 𝑊 𝑗 , 𝑊 0𝑗 là momen cản uốn và momen cả xoắn tại tiết diện j của trục
𝜓 𝜎 , 𝜓 𝜏 là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi
𝐾 𝜎𝑑𝑗 và 𝐾 𝜏𝑑𝑗 - hệ số xác định theo công thức sau :
Hệ số tập trung ứng suất Kx, phụ thuộc vào trạng thái bề mặt, phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, được xác định trong bảng 10.8 trang 197 của tài liệu “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1”, với giá trị Kx = 1,06.
Hệ số tăng bề mặt trục Ky, được trình bày trong bảng 10.9, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính của vật liệu Trong trường hợp này, chúng ta không áp dụng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó giá trị của Ky không được sử dụng.
𝜀 𝜎 và 𝜀 𝜏 - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi
𝐾 𝜎 và 𝐾 𝜏 - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất
*Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp bánh đai:
Do M2=0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính tính tiêng ứng suất tiếp,tra bảng B 10.6
Ta thấy sự tập trung ứng suất tại trục lắp bánh đai là do rãnh then và do lắp ghép có độ dôi Tra bảng B 10.11
+Ảnh hưởng của độ dôi:
+ Ảnh hưởng của rãnh then: tra bảng 10.10(tr198)
* Kiểm nghiệm tại tiết diện ở ổ lăn:
𝜎 𝑚 𝑜𝑙 = 0 (ứng suất uốn thay đổi theo chu kì) τ a ol = τ m ol = T
Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra Chọn kiểu lỗ
*Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh răng côn:
𝜎 𝑚 3 = 0 (ứng suất uốn thay đổi theo chu kì)
Ta thấy sự tập trung ứng suất tại trục lắp bánh răng côn là do rãnh then và do lắp ghép có độ dôi Tra bảng B 10.11
+Ảnh hưởng của độ dôi:
+ Ảnh hưởng của rãnh then: tra bảng 10.10(tr198)
Thay vào công thức ta được:
Kết luận: vậy trục an toàn về độ bền mỏi
Chọn, kiểm nghiệm ổ lăn
Hình 5.3 Sơ đồ bố trí ổ lăn
Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:
Ta có lực dọc trục ngoài (lực dọc tác dụng lên bánh răng côn):
Do có lực dọc trục (do bánh răng côn sinh ra) và nhằm đảm bảo cứng,vững nên ta chọn ổ lăn là loại ổ đũa côn
Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ đũa côn cỡ nhẹ tra bảng P2.11Tr262[1] ta có:
Với d = 30 mm ⇒ chọn ổ lăn có:
5.7.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn
Khả năng tải động C d được tính theo công thức: 11.1Tr213[1]
m – bậc của đường cong mỏi: m = 10 3 ⁄ (ổ đũa)
Q – tải trọng động quy ước (KN) được xác định theo công thức 11.3Tr114[1]
Hệ số V được xác định dựa trên vòng quay, trong đó vòng trong quay có giá trị V = 1 Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ được ký hiệu là k t = 1, trong khi hệ số k d phản ánh đặc tính tải trọng tĩnh của hộp giảm tốc công suất nhỏ, cũng có giá trị k d = 1.
Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ lăn (hình vẽ) là:
Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 0 là:
Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 là:
Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 0 là:
Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 là:
X – hệ số tải trọng hướng tâm
Y – hệ số tải trọng dọc trục
Theo bảng B11.4Tr216[1] ta có:
Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:
Ta thấy Q 0 < Q 1 nên ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ lăn 1
Khả năng tải động của ổ lăn 2
⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động
5.7.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn
Tra bảng B11.6Tr221[1] cho ổ đũa côn 1 dãy ta được:
Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh
THIẾT KẾ TRỤC, THEN, Ổ LĂN CHO CỤM TRỤC II
Tính phản lực tại các gối tựa
Các lực tác dụng lên trục II có chiều như hình vẽ:
Hình 6.1 Sơ đồ lực tác dụng lên trục II
Cần xác định phản lực tại các gối tựa: R x1, R y1 RX0 , R Y0
Vẽ biểu đồ momen
Hình 6.2 Biểu đồ momen trục II
Xác định chính xác đường kính các đoạn trên trục II
Chọn vật liệu làm trục: thép 45, tôi cải thiện ta có [σ] = 60MPa
Tính chính xác đường kính trục :
Chọn lại đường kính các đoạn trục
+ Ta chọn đường kính theo tiêu chuẩn và đảm bảo điều kiện lắp ghép:
Suy ra ta chọn được: d3 = 40 mm d0 = d1 = 35 mm d2 = 34 mm
Chọn và kiểm nghiệm then
Trên trục II then được lắp tại bánh răng (vị trí 3) và khớp nối
Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng côn: d 3 = 40 mm
Chọn then bằng , tra bảng B9.1a Tr173[I] ta được: { b = 12 mm h = 8 mm t 1 = 5 mm
Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng côn (vị trí 3) l t3 = (0,8 ÷ 0,9) l m23 =(0,8 ÷ 0,9) 48 = 38,4 ÷ 43,2 mm
Then lắp trên trục vị trí lắp khớp nối: d 2 = 34 mm
Chọn then bằng, tra bảng B9.1a Tr173[I] ta được: { b = 10 mm h = 8 mm t 1 = 5 mm
Chiều dài then trên đoạn trục lắp khớp nối: l t2 = (0,8 ÷ 0,9) l m22 = (0,8 ÷ 0,9) 80 = 64 ÷ 72 mm
6.5.2 Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt
Theo công thức 9.1 và 9.2Tr173[I] ta có:
Với bảng B9.5Tr178[I] ta có: dạng lắp cố định, vật liệu may-ơ bằng thép và chế độ tải trọng êm
Kiểm tra độ bền then tại vị trí lắp khớp nối
⇒ Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí lắp bánh răng côn (vị trí 3)
⇒ Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt
Kiểm nghiệm trục (trục II) theo độ bền mỏi
Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện:
Để đảm bảo an toàn, điều kiện cần thiết là \$\sqrt{s \sigma_j^2 + s \tau_j^2} \geq [s]\$, trong đó \$[s]\$ là hệ số an toàn cho phép, thường nằm trong khoảng từ 1,5 đến 2,5 Khi cần tăng độ cứng, giá trị của \$[s]\$ có thể tăng lên từ 2,5 đến 3, cho phép không cần kiểm nghiệm độ cứng của trục Các hệ số \$s \sigma_j\$ và \$s \tau_j\$ chỉ xét đến ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j.
𝐾 𝜏𝑑𝑗 𝜏 𝑎𝑗 + 𝜓 𝜏 𝜏 𝑚𝑗 trong đó : 𝜎 −1 và 𝜏 −1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng
𝜎 aj ,𝜏 aj ,𝜏 𝑚𝑗 ,𝜎 𝑚𝑗 là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j, do trục quay một chiều:
2.𝑊 0𝑗 với 𝑊 𝑗 , 𝑊 0𝑗 là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục
𝜓 𝜎 , 𝜓 𝜏 là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi
𝐾 𝜎𝑑𝑗 và 𝐾 𝜏𝑑𝑗 - hệ số xác định theo công thức sau :
Hệ số tập trung ứng suất Kx, phụ thuộc vào trạng thái bề mặt, phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, được xác định trong bảng 10.8 trang 197 của tài liệu “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1”, với giá trị Kx = 1,06.
Hệ số tăng bề mặt trục Ky, được trình bày trong bảng 10.9, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính của vật liệu Trong trường hợp này, chúng ta không áp dụng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó giá trị của Ky không được sử dụng.
𝜀 𝜎 và 𝜀 𝜏 - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi
𝐾 𝜎 và 𝐾 𝜏 - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất
Kiểm nghiệm tại tiết diện khớp nối:
Do M0=0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính riêng ứng suất tiếp,tra bảng
Ta thấy sự tập trung ứng suất tại trục lắp bánh đai là do rãnh then và do lắp ghép có độ dôi Tra bảng B 10.11
198 [1] ảnh hưởng của độ dôi:
𝐾 𝜏 /𝜀 𝜏 = 1,64 (k6) Ảnh hưởng của rãnh then :
Kiểm nghiệm tại tiết diện ở ổ lăn:
Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lỗ.Tra bẳng B 10.11
Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp bánh răng:
Do tiết diện này nằm ở bánh răng nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lỗ.Tra bẳng B 10.11
𝐾 𝜏 /𝜀 𝜏 = 2,64 ảnh hưởng của rãnh then :
Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi
Tính toán ổ lăn cho trục II
Hình 6.3 Sơ đồ bố trí ổ lăn
Trường hợp 1: F kn cùng chiều F t2
Ta có phường trình cân bằng:
Trong việc so sánh hai trường hợp Fk, trường hợp Fk cùng chiều với Ft2 sẽ phải chịu phản lực lớn hơn Do đó, chúng ta sẽ tính ổ lăn theo trường hợp 1 với đường kính đoạn trục lắp ổ là d = d_0 = d_1 = 35 mm.
Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:
Ta có lực dọc trục ngoài (lực dọc tác dụng lên bánh răng côn):
Do có lực dọc trục (do bánh răng côn sinh ra) và nhằm đảm bảo cứng,vững nên ta chọn ổ lăn là loại ổ đũa côn
Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ đũa côn cỡ nhẹ tra bảng P2.11 Tr262[1] ta có:
Với d = 35 mm ⇒ chọn ổ lăn có:
6.7.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn
Khả năng tải động C d được tính theo công thức: 11.1Tr213[1]
m – bậc của đường cong mỏi: m = 10 3 ⁄ (ổ đũa)
Q – tải trọng động quy ước (KN) được xác định theo công thức 11.3Tr114[1]
Hệ số V được xác định dựa trên vòng quay, trong đó vòng trong quay được tính bằng công thức: \$V = 1 + k_t\$, với \$k_t = 1 + k_d\$ là hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ Hệ số \$k_d\$ phản ánh đặc tính tải trọng, bao gồm tải trọng tĩnh và hộp giảm tốc công.
Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ lăn (hình vẽ) là:
Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 0 là:
Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 là:
Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 0 là:
Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 là:
X – hệ số tải trọng hướng tâm
Y – hệ số tải trọng dọc trục
Theo bảng B11.4Tr216[1] ta có:
Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:
Ta thấy Q 0 > Q 1 nên ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ lăn 0
Khả năng tải động của ổ lăn 2
⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động
6.7.3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn
Tra bảng B11.6Tr221[1] cho ổ đũa côn 1 dãy ta được:
Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh
THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC
Vỏ hộp
7.1.1 Tính kết cấu của vỏ hộp
Hộp giảm tốc cần có độ cứng cao và khối lượng nhỏ, vì vậy vật liệu được chọn để đúc là gang xám với ký hiệu GX15-32.
Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục
Bảng 7.1 Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc
Nắp hộp, δ1 δ = 0,03a + 3 = 0,03.165,94 + 3 = 7,98 (mm) Chọn δ = 9 (mm) δ1 = 0,9.δ = 0,9 9 = 8,1 (mm) chọn δ1 = 9 (mm) Gân tăng cứng: Chiều dày, e
Chiều cao, h Độ dốc e = (0,8÷1).δ = 7,2 ÷ 9 mm Chọn e = 9 (mm) h < 58 mm khoảng 2 0 Đường kính:
Vít ghép nắp của thăm, d5 d1 > 0,04a + 10 = 0,04.165,94 + 10 = 16,64 (mm) Chọn d1 = 18 (mm) d2 = (0,7 ÷ 0,8).d1 = 12,6 ÷ 14,4mm Chọn d2 = 14 (mm) d3 = (0,8 ÷ 0,9).d2 = 11,2 ÷ 12,6mm Chọn d3 = 12 (mm) d4 = (0,6 ÷ 0,7)d2 = 8,4 ÷ 9,8 chọn d4 = 8 (mm) d5 = (0,5 ÷ 0,6)d2 = 7 ÷ 8,4 chọn d2 = 8 (mm) Mặt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân hộp, S3
Chiều dày bích nắp hộp, S4
Chiều rộng bích nắp và thân, K3
Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít,
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ,
Tâm lỗ bulông cạnh ổ, E2 và C (K là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)
K > 1,2.d2 = 1,2.14 = 16,8 Phụ thuộc lỗ bulong Mặt đế hộp:
Chiều dày: khi không có phần lồi S1
Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q
K1 = 3d1 = 3.18 = 54 (mm), q ≥ K1 + 2δ = 54 + 2.9 = 72 (mm) Khe hở giữa các chi tiết:
Giữa bánh răng với thành trong hộp
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp
Giữa mặt bên của các bánh răng với nhau Δ ≥ (1÷1,2)δ = (11,2).9 = (9÷10,8) chọn Δ = 10 (mm) Δ1 ≥ (3÷5)δ = (35).9 = (27÷45) chọn Δ1 = 33 (mm) Δ2 ≥ δ = 9 chọn Δ2 = 9 (mm)
Một số chi tiết khác
Hình 7.1 Nắp ổ Đường kính nắp ổ được xác định theo công thức :
Bảng 7.2 Thông số kích thước nắp ổ
Vị trí D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm) d4(mm) z h
Tên chi tiết: Bu lông vòng
Chức năng: để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép…) trên nắp và thân thường lắp them bu lông vòng
Tra bảng B18.3bTr89 [2] với R e = 165,94 mm ta được trọng lượng hộp Q = 60 Kg
Thông số bu lông vòng tra bảng B18.3aTr89[2] ta được:
Bảng 7.3 Sơ đồ bố trí ổ lăn
Tên chi tiết: Chốt định vị
Chốt định vị giúp ngăn chặn biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bu lông, nhờ đó loại bỏ các nguyên nhân gây hỏng hóc cho ổ.
Chọn loại chốt định vị là chốt côn
Thông số kích thước: B18.4aTr90[2] ta được:
Hình 7.3 Chốt côn d = 6 mm, c = 1 mm, L = 20 ÷ 110mm
Tên chi tiết: cửa thăm
Hộp được thiết kế với chức năng kiểm tra và quan sát các chi tiết bên trong khi lắp ghép, đồng thời cho phép đổ dầu vào hộp Trên đỉnh hộp có cửa thăm được đậy bằng nắp, kèm theo nút thông hơi để đảm bảo thông khí.
Thông số kích thước: tra bảng 18.5Tr93[2] ta được
Hình 7.4 Cửa thăm Bảng 7.4 Thông số kích thước ổ thăm
Tên chi tiết: nút thông hơi
Khi nhiệt độ trong hộp tăng lên trong quá trình làm việc, nút thông hơi được sử dụng để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp.
Thông số kích thước: tra bảng 18.6Tr93[2] ta được
Hình 7.5 Nút thông hơi Bảng 7.5 Thông số kích thước nút thông hơi
Tên chi tiết: nút tháo dầu
Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn do bụi hoặc hư hại, hoặc bị biến chất Do đó, cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, có lỗ tháo dầu ở đáy hộp, và lỗ này được bít kín bằng nút tháo dầu trong quá trình làm việc.
Thông số kích thước (số lượng 1 chiếc): tra bảng 18.7Tr93[2] ta được
Hình 7.6 Nút tháo dầu Bảng 7.6 Thông số kích thước nút tháo dầu d b m f L c q D S D 0
Tên chi tiết: que thăm dầu
Que thăm dầu có chức năng kiểm tra mức và chất lượng dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc Để giảm thiểu sóng dầu gây khó khăn trong quá trình kiểm tra, đặc biệt khi máy hoạt động liên tục 3 ca, que thăm dầu thường được trang bị vỏ bọc bên ngoài.
Hình 7.7 Que thăm dầu 7.2.8 Lót ổ lăn Ổ lăn làm việc trung bình và bôi trơn bằng mỡ ta chọn làm kín động gián tiếp bằng vòng phớt
Chức năng của ổ lăn là bảo vệ khỏi bụi bẩn, chất lỏng, hạt cứng và các tạp chất xâm nhập, những yếu tố này có thể gây mài mòn và han gỉ cho ổ.
Thông số kích thước: tra bảng 15.17Tr50[2] ta được
Hình 7.8 Vòng phớt Bảng 7.7 Thông số kích thước vòng phớt d d 1 d 2 D a b S 0
Chi tiết vòng chắn dầu
Chức năng: vòng chắn dầu quay cùng với trục, ngăn cách mỡ bôi trơn với dầu trong hộp, không cho dầu thoát ra ngoài
Thông số kích thước vòng chắn dầu
Hình 7.9 Vòng chắn dầu a = 6 ÷ 9 (mm), t = 2 ÷ 3 (mm), b = 2 ÷ 5 (mm) (lấy bằng gờ trục)
Tên chi tiết: cốc lót
Chức năng: dùng để đỡ ổ lăn tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điểu chỉnh bộ phận ổ cũng như điều chỉnh ăn khớp của bánh răng côn a 60° b t
Vật liệu: gang xám GX15÷32
Chọn chiều dày cốc lót: δ = 9 mm
Chiều dày vai và bích cốc lót: δ 1 = δ 2 = δ = 9 (mm)
Hình 7.10 Kết cấu bánh răng 2
Re = 165,94 (mm) b = 40 (mm) d = 40 (mm) dae = 321,31 (mm) c = (0,3÷0,35).b = (0,3÷0,35).40 = 12÷14 lấy c = 14 (mm) δ = (2,5÷4)m = (2,5÷4).4 = 10÷12 (mm), δ ≥ 8÷10 mm, chọn δ = 12 (mm)
Bảng 7.8 Thông số bạc lót
Hình 7.11 Đai ốc hãm Bảng 7.9 Thông số kích thước đai ốc hãm
Hình 7.12 Đệm cánh Bảng 7.10 Thông số kích thước đệm cánh Đường kính ren d d1 D D1 b m S b2 t
7.2.14 Vú Mỡ Để thuận tiện cho việc tra mỡ giúp cho ổ lăn hoạt động trơn tru Tránh phải tháo lắp nhiều, hạn chế việc phải căn chỉnh lại cụm trục ta thiết kế thêm chi tiết vú mỡ thẳng M8
LẮP GHÉP, BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI
Dung sai lắp ghép và lắp ghép ổ lăn
Lắp vòng trong của ổ lên trục theo hệ thống lỗ cơ bản và lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục cơ bản
Để đảm bảo các vòng không trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ trong quá trình hoạt động, cần lựa chọn kiểu lắp trung gian với các vòng không quay và lắp có độ dôi với các vòng quay.
Chọn miền dung sai khi lắp các vòng ổ:
Lắp bánh răng lên trục:
Để truyền momen xoắn từ trục lên bánh răng và ngược lại, ta chọn sử dụng then bằng
Mối ghép then thường không được lắp lẫn hoàn toàn do rãnh then trên trục thường bị phay thiếu chính xác Để khắc phục tình trạng này, cần cạo then theo rãnh then để đảm bảo việc lắp ráp chính xác hơn.
Lắp bánh răng lên trục theo kiểu lắp trung gian:
Bôi trơn hộp giảm tốc
Theo cách dẫn dầu bôi trơn đến các chi tiết máy, có hai phương pháp chính là bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông Các bánh răng trong hộp giảm tốc hoạt động với vận tốc v = 1,06 (m/s).
12(m s⁄ ) nên ta bôi trơn bánh răng trong hộp bằng phương pháp ngâm dầu
Với vận tốc vòng của bánh răng v = 1,06 (m s⁄ ) tra bảng 18.11Tr100[2], ta được độ nhớt để bôi trơn là: 186 Centistoc ứng với nhiệt độ 50 0 C
Theo bảng 18.13Tr101[2] ta chọn được loại dầu: dầu ôtô máy kéo AK-20
Bôi trơn ổ lăn đúng cách giúp giảm ma sát và mài mòn, bảo vệ bề mặt kim loại khỏi tiếp xúc trực tiếp, từ đó giảm tiếng ồn Việc sử dụng mỡ để bôi trơn ổ lăn là rất cần thiết để duy trì hiệu suất hoạt động.
Bảng dung sai
Bảng 8.1 Dung sai lắp ghép
Trục I Vị trí lắp Kiểu lắp Lỗ Trục
Cốc lót và vành ngoài ổ ϕ62H7 ϕ62 0 +0,03
Trục và vòng chắn dầu ϕ28D8 k6 ϕ28 +0,065 +0,098 ϕ28 +0,002 +0,015 Đoạn trục lắp bánh đai ϕ28k6 ϕ28 +0,002 +0,015
Trục II Trục và vòng chắn dầu ϕ40D8 k6 ϕ40 +0,08 +0,119 ϕ40 +0,002 +0,018
Vỏ và nắp ổ trục 2 ϕ80 H7 d11 ϕ80 0 +0,03 ϕ80 −0,29 −0,1 Đoạn trục lắp khớp nối ∅38k6 ϕ38 +0,002 +0,018
