TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA HÀ NỘIVIỆN CƠ KHÍ BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ RÔ BỐT ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY BĂNG TẢI... Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩthuật, d
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC (CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN)
Chọn động cơ(điện)
3 Đường kính tang dẫn băng tải : D= 170 (mm)
4 Thời gian phục vụ : Lh = 19000(giờ)
5 Số ca làm việc : soca = 3 (ca)
6 Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài: @ = 30 (độ)
7 Đặc tính làm việc: Tải va đập nhẹ 1.1.Công suất làm việc:
1.2.Hiệu suất hệ dẫn động: o η = η K η OL 3 η X η BRC
Trong đó,tra bảng 2.3[1] Tr19 ta được:
Hiệu suất bộ truyền bánh răng : η BRC = 0,97
Hiệu suất bộ truyền đai để hở: η đ = 0,96
1.3.Công suất cần thiết trên trục động cơ:
1.4.Số vòng quay trên trục công tác: n lv = 60000 v π D = 60000.1,17 π 170 = 131,44 ( vg / ph )
1.5.Chọn tỉ số truyền sơ bộ: uc = un.ut
Tra bảng ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của:
Truyền động bánh răng côn: u br = 3,5
Tỉ số truyền sơ bộ: u sb= u đ u br= 2.3,5 = 7
1.6.Số vòng quay trên trục động cơ n sb = n lv u sb = 131,44.7 = 920,08 ( vg / ph )
-Động cơ được chọn phải thỏa mãn:
{ n đc P ≈ n đc ≥ P sb = yc 920,08 = 3.99 ( ( vg k W / ph ) )
Theo bảng động cơ của Điện cơ Hà Nội , ta chọn được động cơ có các thông số:
Mã động cơ Công suất Pđc
(v/ph) Đường kính động cơ d (mm)
Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hệ thống
Tỉ số truyền của hệ: u c = n đc n lv = 945
Chọn tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn: u br = 3,5
Tỉ số truyền của bộ truyền đai: u đ = u c u br
3 Tính toán các thông số trên các trục hệ dẫn động :
3.1.Số vòng quay trên các trục: o Số vòng quay trên trục động cơ:n đc = 945 ( vg / ph ) o Số vòng quay trên trục I: n 1 = n đc u đ = 945
2,05 = 460,98 ( vg / ph ) o Số vòng quay trên trục II: n 2 = n 1 u br
3,5 = 131,71 ( vg / ph ) o Số vòng quay trên trục công tác: n ct = n 2 u kn = 131,71
3.2.Công suất trên các trục:
Công suất trên trục công tác : Pct= Plv =3,67 (kW) o Công suất trên trục 2:
0,995.1 = 3,69 ( kW ) o Công suất trên trục 1:
0,995.0,97 = 3,82 ( k W ) o Công suất trên trục của động cơ:
3.3.Mômen xoắn trên các trục:
Mô men xoắn trên trục động cơ:
Mô men xoắn trên trục I:
Mô men xoắn trên trục II:
Mô men xoắn trên mỗi trục công tác:
3.4.Bảng các thông số động học:
Bảng 1.1 Thông số động học
Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục công tác u đ = 2 u br = 3,5 u kn =¿1
T (N.mm) (trên mỗi trục đối với bộ phân công tác)
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
Đặc tính kỹ thuật yêu cầu của bộ truyền đai
Thông số Đơn vị Giá trị
Số vòng quay trục dẫn n 1 v/ph 945
Công suất trục dẫn P 1 KW 4
Số dây đai tối đa z max - 3
Góc ôm tối thiểu α 1 min Độ 120
Thiết kế bộ truyền đai bằng inventor
Hình 2.1 Nhập thiết diện đại và thông sô các bánh đai
Hình 2.2 Kết quả kiểm nghiệm đai
Kết quả thiết kế
Hình 2.3 Thông sô bánh đai dẫn
Hình 2.4 Thông số bánh đai bị đẫn
Hình 2.5 Mô hình 3D bộ truyền đai Bảng 2.2 Tổng hợp kết quả quá trình tính toán bộ truyền đai
Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
Chiềudàiđai L mm 1643 Đường kính bánh đai dẫn d 1 mm 180 Đường kính bánh đai bị dẫn d 2 mm 355
Tỷ số truyền thực tế u t - 2,001
Sai lệch so với yêu cầu Δu = 100.|(ut-u)|/u Δu % 0,05
Khoảng cách trục chính xác a mm 391,49
Góc ôm bánh nhỏ α 1 Độ 154,17
Lực tác dụng lên trục F r N 810,12
Lực căng đai ban đầu F t N 206,19
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Đặc tính kỹ thuật yêu cầu của bộ truyền
Thông số Đơn vị Giá trị
Tiêu chuẩn thiết kế - ISO
Số vòng quay trục dẫn n 1 v/ph 460,98
Công suất trục dẫn P 1 kW 3,82
Thời hạn làm việc L h Giờ 19000
Hệ số an toàn theo độ bền tiếp xúc S h - 1,1-1,15
Hệ số an toàn theo độ bền uốn S f - ≥1,3
Thiết kê bộ truyền bánh răng côn bằng inventor
Hình 3.1 Nhập thông số thiết kế cửa sổ Design
Hình 3.2 Chọn cấp chính xác
Hình 3.3 Cửa số Calculation sau khi đã điều chỉnh thiết kế đạt yêu cầu đặt ra
Kết quả thiết kế
Hình 3.4 Kích thước báng răng dẫn
Hình 3.5 Kích thược 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 R e mm 157,62
Chiều rộng vành răng b mm 45
Mô đun pháp (vòng ngoài) m ne mm 3
Sai lệch tỉ số truyền Δu % 0
Thông số các bánh răng BR1 BR2
Góc côn chia Δ Độ 16,02 73,98 Đường kính chia ngoài d e mm 87 303 Đường kính đỉnh răng ngoài d ae mm 94,56 304,14
Chiều cao đỉnh răng ngoài h ae mm 3,99 2,01
Chiều cao chân răng ngoài h af mm 2,61 4,59
Lực ăn khớp trên bánh chủ động
LỰC TÁC DỤNG VÀ SƠ ĐỒ TÍNH CHUNG
Tính toán thiết kế trục
Momen cần truyền: T=T2= 267553,72 (N.mm) Đường kính trục động cơ: d đc= 32 mm
Ta chọn khớp nối đàn hồi để nối trục ĐK: T t ≤T kn cf và d t ≤ d kn cf
Trong đó d t - Đường kính trục cần nối d t = d dc = 32 mm k : Hệ số chế độ làm việc tra bảng 16.1[2] tr 58 với loại máy là băng tải lấy k=1,2
T : Momen xoắn danh nghĩa trên trục: T = T 2 = 267553,72 (Nmm)
Tra bảng 16.10a[2] tr 68 với điều kiện
{ T d t = t = 321,064 32 mm≤d ≤ T kn cf kn cf
Ta được{ T D d kn cf kn cf 0 = = = 500 Z 130 40 = ( ( 8 N m ( mm mm ) ) )
Tra bảng 16.10bTr69 [2] vớiT kn cf = 500(N m)ta được:
4.1.1.2 Điều kiện kiểm nghiệm khớp nối a) Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi
- Ứng suất dập cho phép của vòng cao su Ta lấy
Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi: σ d = 2 k T
→Thỏamãn b) Điều kiện bền của chốt: σ u = k T l 1
- Ứng suất cho phép của chốt Ta lấy
Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt: σ u = k T l 1
4.1.1.3 Lực tác dụng lên trục
Ta có: F kn =( 0,1 ÷ 0,3 ) F t Lấy F kn = 0,2 F t
Bảng 4,1 Các 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 500 (N.m) Đường kính lớn nhất có thể của nối trục d kn cf 40 (mm)
Sốchốt Z 8 Đường kính vòng tâm chốt D 0 130 (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 chốt đàn hồi d 0 14 (mm) Lực tác dụng lên trục F kn 823,24 (N)
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σ b = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 Mpa.
4.1.2.2 Tính sơ bộ đường kính trục theo momen xoắn
Theo công thức 10.9Tr188 [1], ta có: d sb 1 = √ 3 0,2 T 1 [ τ ] = √ 3 0,2 79137,92 ( 15÷ 30 ) = 23,63 ÷ 29.77 ( mm ) d sb 2 = √ 3 0,2 T 2 [ τ ] = √ 3 267553,72
⇒Chọn{ d d 1 2 = = d d sb sb1 2 = = 25 40 mm mm
Chiều rộng ổ lăn trên trục: Tra bảng 10.2Tr189 [1]:
Với{ d d 1 2 = = d d sb sb1 2 = = 25 40 mm mm ⇒ { b b o1 o2 = = 17 23
4.1.2.3 Sơ đồ phân bố lực chung
4.1.3 Xác định các lực tác dụng lên trục Lực tác dụng lên trục 1: Lực tác dụng lên trục 1 từ bộ truyền đai 1 phía F đ = 810,12 (N)
Do góc nghiêng đường nối tâm β-α-30`° nên ta phân tích:
➢ Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng côn răng thẳng : o Lực vòng: F t 1 = 2122,04 (N) o Lực hướng tâm: F r 1 = 742,37(N) o Lực dọc trục: F a 1 !3,15 (N) Lực tác dụng lên trục 2
➢ Lực tác dụng lên trục 2 từ khớp nối: Fkn 3,24 (N)
Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng côn răng thẳng bao gồm lực vòng Ft2 = 2122,04 N, lực hướng tâm Fr2 = 3,15 N và lực dọc trục Fa2 = 742,37 N Cần xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực để đảm bảo hiệu suất hoạt động của hệ thống.
Chiều dài may-ơ bánh răng côn:
Theo công thức: 10.12Tr189[1] ta có:
Chiều dài may-ơ nửa khớp nối:
Theo công thức: 10.12Tr189 [1] ta có: l m 22 =( 1,2 ÷ 2,5 ) d 2 =( 1,2 ÷ 2,5 ) 40 = 48÷100 (mm) Chọn l m 22 = l m 24 = 80
Chiều dài may-ơ bánh đai:
✓ Theo công thức: 10.10Tr189[1] ta có: l m 12 =( 1,2 ÷ 1,5 ) d 1 =( 1,2 ÷ 1,5 ) 25 = 30 ÷ 37,5
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: k 1 = 8 ÷ 15, ta chọn k 1 = 10
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: k 2 = 5 ÷ 15, ta chọn k 2 = 10
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k 3 = 10 ÷ 20, ta chọn k 3 = 15
Chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông: h n = 15 ÷ 20 ta chọn h n = 20
Khoảng cách các điểm đặt lực trên các trục o Khoảng công-xôn (khoảng chìa): theo công thức 10.14Tr190[1]: l cki = 0,5( l mki + b 0 ) + k 3 + h n
{ l l c 22 c 12 = = 0,5 0,5 ( ( l m l m 22 12 + + b b 02 01 )+ )+ k k 3 3 + + h h n n = = 0,5 0,5 ( ( 80 35 + + 23 17 )+ )+ 15 15 + + 20 20 = = 86,5 61 ( mm ( mm ) ) o Chiều rộng vành răng b ki thứ i trên trục k: b 13= b 23= b = 45 (mm) o Khoảng cách đặt lực trên trục 1:
THIẾT KẾ TRỤC, THEN, Ổ LĂN CHO CỤM TRỤC 1
Thiết kế trục
Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σ b = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 Mpa.
5.1.2 Sơ đồ lực tác dụng lên trục (vẽ)
5.1.3 Xác định đường kính trục theo đồ bền tĩnh
Lực tác dụng lên trục 1:
Fx = 405,06(N) ➢ Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng côn răng thẳng : o Lực vòng: F t 1 = 2122,04 (N) o Lực hướng tâm: F r 1 = 742,37(N) o Lực dọc trục: F a 1 !3,15 (N) a) Tính phản lực trên các gối đỡ trục
Nguyễn Đăng Linh: 20195494 c) Momen uốn tổng M 1và momen tương đương M tđ tại các tiết diện
Theo công thức 10.15,10.16 và 10.17 tr194[1]:
- Tại tiết diện 1 -Bánh răng
-Tại tiết diện 2- ổ lăn bên phải
-Tại tiết diện 3- ổ lăn bên trái:
-Tại tiết diện 4-bánh đai:
→ d 4 = √ 3 M 0,1 tđ 3 σ = √ 3 68535,45 0,1.63 = 22,16 mm d, Chọn lại đường kính các đoạn trục d 1 = 22,21 mm;d 2 = 25,60 mm;d 3 = 23,76 mm;d 4 = 22,16 mm ta chọn: d 1 = d 4 = 24 (mm)
Vị trí 2 và 3 lắp ổ lăn nên ta chọn: d 2 = d 3 = 25 (mm)
Vị trí vai trục giữa 2 và 3 ta chọn: d v = 30(mm)
5.1.4 Tính toán lựa chọn then
Do các trục trong hộp giảm tốc nên ta chọn loại then bằng Để đàm bảo tính công nghệ ta chọn loại then giống nhau trên cùng một trục
Khi đó, theo TCVN 2261-77 ta có thông số của các loại then được sử dụng như sau:
Bảng 5.1 Thông số thiết kế then cho từng đoạn trục
Tiết diện Đường kính trục
Bán kính góc lượn của rãnh
Nguyễn Đăng Linh: 20195494 b h t 1 t 2 Nhỏ nhất
Trên trục 1 then được lắp tại bánh răng (vị trí 1) và bánh đai (vị trí 4)
-Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng côn: d 1 = 24 mm
Chọn then bằng, tra bảng 9.1a[1] tr 173 ta được: b=8 mm; h=7 mm; t 1 = 4 mm Lấy chiều dài then: l t 1 =( 0,8 ÷ 0,9 ) l m 13 =( 0,8 ÷ 0,9 ) 30 = 24 ÷ 27 mm
-Then lắp trên trục vị trí lắp bánh đai: d 4 =¿ 24 mm
Chọn then bằng, tra bảng 9.1a[1] tr 173 ta được: b=8 mm; h=7 mm; t 1 = 4 mm
Lấy chiều dài then: l t 4 = (0,8 ÷ 0,9) l m 12 = (0,8 ÷ 0,9).35 = 28 ÷ 31,5 mm
Ta chọn l t 2 = 28 mm a , Kiểm nghiệm đồ bền dập vầ độ bền cắt của then
Theo công thức 9.1 và 9.2 Tr173[1] ta có:
178[1] và thông tin trang 174 ta có: dạng lắp cố định, vật liệu may-ơ bằng thép và chế độ tải trọng va đập nhẹ:
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
5.1.5 Kiểm nghiệm 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: s j = s σj s τj
Hệ số an toàn cho phép, ký hiệu là \$s\$, nằm trong khoảng từ 2 đến 4 Hệ số an toàn này được phân tích dựa trên ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện \$j\$ Cụ thể, hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp được tính bằng công thức \$s_{\sigma j} = \sigma - 1\$.
K τdj τ aj + ψ τ τ mj Với : σ − 1 và τ − 1 : giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng : { σ τ − − 1 1 = = 0,58 0,436 σ σ − 1 b = = 0,58.327 0,436.600 = = 151,73 261,6 MPa MPa
Nguyễn Đăng Linh: 20195494 σ aj , τ aj, τ mj, σ mj : biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j, do trục quay 1 chiều:
{ ¿ σ τ ¿ mj aj = = σ σ τ σ aj mj mj maxj = = = M W 0 + 2 2 T σ j j W minj j 0 j
Momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục được xác định theo bảng 10.6 Hệ số ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi được tra cứu trong bảng 10.7 với giá trị σ b = 600 MPa, cho thấy rằng các hệ số ψ σ và ψ τ có giá trị là 0,05.
K σdj và K τdj : hệ số xác định theo công thức sau :
K x : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, với phương pháp gia công là tiện và σ b`0 MPa, tra bảng 10.8[1] tr 197, ta có:
Hệ số tăng bề mặt trục K y phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính vật liệu, với giá trị K y = 1 theo bảng 10.9 Hệ số kích thước ε σ và ε τ phản ánh ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, được tra cứu trong bảng 10.10.
K σ và K τ là hệ số tập trung ứng suất thực tế trong quá trình uốn và xoắn, và giá trị của chúng phụ thuộc vào các yếu tố gây ra sự tập trung ứng suất Tham khảo bảng 10.12[1] - trang 199 để biết thêm chi tiết.
Kiểm nghiệm tại tiết diện ở ổ lăn
- Tại vị trí ổ lăn bên trái
Tra bảng 10.6[1] tr 196 với dol0= 30 mm
Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra Tra bảng 10.11[1] tr 198, chọn kiểu lắp k6 nên ta có:{ ¿ ¿ K K σ τ / / ε ε σ τ = = 1,64 2,06
{ ¿ ¿ K K σdj τdj = = K K ε ε σ σ τ τ + K + K K K y y x x − − 1 1 = = 2,06 1,64 + + 1,06 1 1,06 1 − − 1 1 = = 2,12 1,7 { ¿ s ¿ τj = s K σj = τdj K τ τ aj σdj − + 1 σ ψ σ aj τ − τ + 1 mj ψ = σ σ 1,7.12,9 mj = 2,12.32,21 261,6 151,73 + 0,05.12,9 = 3,83 = 6,72
- Tại vị trí ổ lăn bên phải
Tra bảng 10.6[1] tr 196 với dol1= 25 mm
Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra Tra bảng 10.11[1] tr 198, chọn kiểu lắp k6 nên ta có:{ ¿ ¿ K K σ τ / / ε ε σ τ = = 1,64 2,06
{ ¿ s ¿ τj = s K σj = τdj K τ τ aj σdj − + 1 σ ψ σ aj τ − + τ mj 1 ψ = σ σ 1,7.12,9 mj = 2,12.51,28 261,6 151,73 + 0,05.12,9 = 2,41 = 6,72
√ 2,41 2 + 7,72 2 = 2,3 ≥ [ s ] Kiểm nghiệm tại vị trí 1( bánh răng)
Tiết diện bề mặt trục lắp tại khớp nối có độ dôi ra Theo bảng 10.11, khi chọn kiểu lắp k6, ta có các giá trị: \$\sigma = 1,64\$ và \$\tau = 2,06\$ Ảnh hưởng của rãnh then được thể hiện qua bảng 10.10, với các giá trị là \$\epsilon = 0,85\$ và \$\sigma = 0,9\$.
Tra bảng 10.12[1] tr 198 với σ b =¿600MPa được{ ¿ ¿ K K σ τ = = 1,54 1,76
{ ¿ ¿ s s σj τj = = K K τdj σdj τ σ τ aj σ aj − + − + 1 ψ 1 ψ τ σ τ σ mj mj = = 1,87.16,17 2,12.7,29 151,73 261,6 + + 0,05.0 0.16,17 = = 16,93 5,02
Kiểm nghiệm tại tiết diện 4( bánh đai)
Do M 4 = 0 Nmm nên ta kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính riêng ứng suất tiếp w 0 j = π d j
Để đảm bảo độ chính xác trong lắp ráp, cần chú ý đến độ dôi ra của bề mặt trục lắp ở bánh răng Theo bảng 10.11, khi chọn kiểu lắp k6, ta có các giá trị σ = 1,64 và τ = 2,06 Ngoài ra, ảnh hưởng của rãnh then cũng cần được xem xét, với các giá trị ε = 0,85 và σ = 0,9 theo bảng 10.10.
Tra bảng 10.12[1] tr 198 với σ b =¿600 MPa được{ ¿ ¿ K K σ τ = = 1,54 1,76
Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi
5.1.6 Tổng kết thiết kế trục
Các giá trị lực tác dụng lên trục 1:
Các giá trị khoảng cách trục 1:
Các giá trị an toàn tại vị trí nguy hiểm trục 1:
F a 1 !3,15 (N) l m 13 = 30 (mm) l m 12 = 35 (mm) l 12 = 61 (mm) l 11 = 70 (mm) l 13 = 106 (mm) s 1 =¿4,81 s 2 =¿2,30 s 3 = ¿3,32 s 4 =¿5,02
Tính toán lựa chọn 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 độ cứng, vững nên ta chọn ổ lăn là loại ổ đũa côn.
Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ đũa côn cỡ trung tra bảng P2.11[1] tr 262, với d = 25 mm
Chọnổ đũa côn có : { Kí hiệu C C D B d 0 α = = = = = = 29,6 20,9 25 17 62 13,5 :7305 mm mm mm KN KN °
5.2.2.Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn
Hình 2.2.2 Sơ đồ bố trí ổ lăn
Khả năng tải động C d được tính theo công thức: 11.1[1] tr 213
Trong đó: m : bậc của đường cong mỏi, với ổ đũa : m = 10
Q : tải trọng động quy ước (KN ) được xác định theo công thức
Hệ số V phản ánh vòng quay, với giá trị V = 1 cho vòng trong Hệ số k_t thể hiện ảnh hưởng của nhiệt độ, với k_t = 1 Hệ số k_d được sử dụng để mô tả đặc tính tải trọng, trong trường hợp va đập nhẹ, chọn k_d = 1.
Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ lăn là:
=>Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 2 là:
=>Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 3 là:
Do đó lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 2 là:
Do đó lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 3 là:
X – hệ số tải trọng hướng tâm
Y – hệ số tải trọng dọc trục
Theo bảng 11.4[1] tr 216 ta có:
Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:
Ta thấy Q 2 > Q 3 nên ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ lăn 2
⇒ Q = max( Q 2 ,Q 3 ) = 3588,64 ( N ) Vậy khả năng tải động của ổ lăn 1
=>Vậy 2 ổ lăn đều thỏa mãn khả năng tải động.
5.2.3Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn
Tra bảng 11.6[1] tr 221 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:
=>Vậy 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh
Thiết kế trục
Chọn vật liệu là thép CT5 có = 600() và ứng suất xoắn cho phép [] 15÷ 30 ()
6.1.2 Sơ đồ lực tác dụng lên trục (vẽ)
Lực tác dụng lên trục 2 bao gồm lực từ khớp nối F kn3,24 (N) và các lực từ bộ truyền bánh răng côn răng thẳng, cụ thể là lực vòng F t 2 = 2122,04 (N), lực hướng tâm F r 2 = 3,15 (N), và lực dọc trục F a 2 = 742,37 (N) Cần tính toán phản lực trên các gối đỡ trục.
→ F y 0 = 213,15 + 359,05W2,2 (N) b) Vẽ biểu đồ momen c) Momen uốn tổng M 1 và momen tương đương M tdtại các tiết diện Tại tiết tiện 1 (ổ lăn ) :
Tại tiết diện 2 (khớp nối ) :
Nguyễn Đăng Linh: 20195494 d2=√ 3 M 0,1 tđ 1 [ σ ] = √ 3 231708,32 0,1.63 3,26 mm
Tại tiết diện 3( Bánh răng):
Theo yêu cầu về tính lắp ghép và độ bền trục ta chọn :
-Đường kính chỗ lắp bánh răng :d3@ mm
-Đường kính chỗ khớp nối : d24 mm
6.1.3.Chọn then và kiểm nghiệm then a Chọn then
Do các trục trong hộp giảm tốc nên ta chọn loại then bằng Để đàm bảo tính công nghệ ta chọn loại then giống nhau trên cùng một trục
Khi đó, theo TCVN 2261-77 ta có thông số của các loại then được sử dụng như sau:
Bảng 5.1 Thông số thiết kế then cho từng đoạn trục
Tiết diện Đường kính trục
Bán kính góc lượn của rãnh b h t 1 t 2 Nhỏ nhất
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 t h = 1 = = 12mm 8 5 mm mm
Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng côn (vị trí 3): l t 3 =( 0,8 ÷ 0,9 ) l m 23=( 0,8 ÷ 0,9 ) 50 = 40÷ 45 mm Tachọnl t 3 = 45 mm (theo dãy tiêu chuẩn bảng 9.1)
Then lắp trên trục vị trí lắp khớp nối : d24 mm
Chọn then bằng, tra bảng B9.1a Tr173[I] ta được:{ b t h = 1 = = 10 8 5 mm mm mm
Chiều dài then trên đoạn trục lắp khớp nối : l t 2 =( 0,8 ÷ 0,9 ) l m 22 =( 0,8 ÷ 0,9 ) 80 = 64 ÷ 72 mm
⇒ Ta chọnl t 2 = 70mm (theo dãy tiêu chuẩn bảng 9.1) b 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 va đập nhẹ:
-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 lắp khớp nối :
⇒ Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt
6.1.4 Kiểm nghiệm độ bền cho trục 2 theo hệ số an toàn S
Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục là cần thiết để đảm bảo an toàn Độ bền của trục được xác định khi hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện cụ thể Hệ số an toàn cho phép thường nằm trong khoảng từ 2 đến 4 Hệ số an toàn này được tính dựa trên ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j, với công thức tính là \$ s_{\sigma j} = \sigma - 1 \$.
K τ dj 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 − 1 =0,436 σ b =0,436.600&1,6 MPa τ − 1 =0.58 σ − 1 =0,58.261,61,73 MPa
Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j được xác định bởi momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục quay một chiều.
M j=√ M x 2 + M y 2 ; là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ,tra bảng B với 600 MPa,ta có:Ψ σ=0,05 và Ψτ =0
K σ dj và K τ dj - hệ số xác định theo công thức sau :
Hệ số tập trung ứng suất K x, có giá trị K x = 1,06, phụ thuộc vào trạng thái bề mặt, phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, được trình bày trong bảng 10.8 trang 197 của tài liệu “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1”.
Hệ số tăng bề mặt trục K y, được xác định trong bảng 10.9, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính vật liệu Trong trường hợp này, do không áp dụng các phương pháp tăng bền bề mặt, ta có K y = 1 Hệ số kích thước ε σ và ε τ phản ánh 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 răng:
Tacó : { Mj = M 3 = √ M x3 2 + M Tj = y3 T 2 dj = 2 = √ = 53499,56 d 267533,72 3 = 40 mm 2 + Nmm 153232,51 2 = 162303,44
Tiết diện bề mặt trục lắp tại khớp nối có độ dôi ra Theo bảng 10.11, khi chọn kiểu lắp k6, ta có các giá trị: \$\sigma = 1,64\$ và \$\tau = 2,06\$ Ảnh hưởng của rãnh then được thể hiện qua bảng 10.10, với các giá trị là \$\sigma = 0,85\$ và \$\tau = 0,78\$.
Tra bảng 10.12[1] tr 198 với σ b = 600MPa được{ ¿ ¿ K K σ τ = = 1,54 1,76
{ ¿ ¿ s s σj τj = = K K τdj σdj τ σ aj τ σ aj − + − + 1 ψ 1 ψ τ τ σ σ mj mj = = 2,03.11,49 2,13.30,16 151,73 216,6 + + 0.11,49 0,05.0 = = 6,51 4,06
Kiểm nghiệm tại tiết diện ở ổ lăn:
{ Mo = √ M xo 2 + M y T 0 2 = = 267553,72 √ do 0 2 = + 35 71210,26 mm Nmm 2 = 71210,26 Nmm
{ τaj σaj = τmj = = Mj Wj 2 Tj Woj = 71210,26 4209,24 = σmj 267553,72 2.8418,19 = 0 = 16,92 = 15,89 N / mm N / mm
Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lắp k6.Tra bẳng B nên ta có:
{ ¿ ¿ K K σdj τdj = = K K ε ε σ σ τ τ + K + K K K y y x x − − 1 1 = = 2,06 1,64 + + 1,06 1 1,06 1 − − 1 1 = = 2,12 1,7 ¿> { ¿ s ¿ τj = s K σj = τdj K τ aj τ σdj − + 1 σ ψ σ aj τ τ − + 1 mj ψ = σ σ 1,7.15,89 mj = 2,12.16,92 261,6 151,73 + 0.15,89 = 7,29 = 5,61
Kiểm nghiệm tại vị trí khớp nối
Do M 2 = 0 Nmm nên ta kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính riêng ứng suất tiếp Tra bảng 10.6[1] tr 196 với d= 34 mm w 0 j = π d j
Để đảm bảo độ chính xác trong lắp ráp, cần chú ý đến độ dôi ra của bề mặt trục lắp ở bánh răng Theo bảng 10.11, khi chọn kiểu lắp k6, ta có các giá trị σ = 1,64 và τ = 2,06 Ngoài ra, ảnh hưởng của rãnh then cũng cần được xem xét, với các giá trị ε = 0,87 và σ = 0,80 theo bảng 10.10.
Tra bảng 10.12[1] tr 198 với σ b =¿600 MPa được{ ¿ ¿ K K σ τ = = 1,54 1,76
Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi 6.1.5.Tổng kết thiết kế trục
Các giá trị lực tác dụng lên trục 2:
Các giá trị khoảng cách trục 2:
Các giá trị an toàn tại vị trí nguy hiểm trục 2:
F a 1 t2,37 (N) l m 24 = 80 (mm) l m 22 = 80 (mm) l 22 = 75 (mm) l 21 = 224 (mm) l c 22 ,5 (mm) s kn =¿4,05 s ol = ¿4,45 s br =¿3,44
Tính chọn 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 đỡ lăn cỡ trung tra bảng2.11[1]T262, với d = 30mm
Chọn ổ đỡ côn có : { Kí hiệu C C D 0 d B = = α = = = 48,1 = 35,3 35 21 80 12 :7307 mm mm mm KN KN °
6.2.2.Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn
- Khả năng tải động C d được nh theo công thức : 11.1Tr213[1]
Trong đó: m – bậc của đường cong mỏi: m = 10
Q – tải trọng động quy ước (KN) được xác định theo công thức 11.3Tr215[1]: Q = ( X V F r + Y F a ) k t k d
Hệ số V xác định vòng quay, với vòng trong quay được tính là V = 1 k t Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ được ký hiệu là k t = 1 k d Hệ số k d phản ánh đặc tính tải trọng, tải trọng ảnh hưởng và hộp giảm tốc có công suất nhỏ, với 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 bảng11,4 [ 1 ] T 216ta 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
Vậy 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động
6.2.3.Kiểm nghiệm khả năng tải nh của ổ lăn
Tra bảng11.6 [ 1 ] tr 221 cho ổ đũa côn 1 dãy ta được :
Tải trọng nh tương đương tác dụng vào từng ổ :
Kiểm nghiệm khả năng tải nh của ổ :
⇒ ổ lăn thỏa mãn khả năng tải nh
KẾT CẤU VỎ HỘP
Vỏ hộp
7.1.1.Tính kết cấu của vỏ hộ
Công dụng của bộ phận này là duy trì vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp trên vỏ, đồng thời chứa dầu bôi trơn để bảo vệ các chi tiết máy khỏi bụi bẩn.
Thành phần bao gồm: thành hộp, gân, mặt bích, gối đỡ…
Chi tiết cơ bản: độ cứng cao, khối lượng nhỏ.
Vật liệu làm vỏ: gang xám GX 15-32 Phương pháp gia công: đúc
Chọn bề mặt lắp ghép và thân
- Bề mặt lắp ghép của vỏ hộp (phần trên của vỏ là nắp, phần dưới là thân) thường đi qua đường tâm các trục
- Bề mặt lắp ghép song song với trục đế 7.1.2 Kết cấu nắp hộp
Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp Với Re là chiều dài côn ngoài:
Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc:
Bảng 7.1 Thông số thiết kế vỏ hộp
Tên gọi Biểu thức tính toán
Chọn δ 1 = 8 mm Gân tăng cứng Chiều dày gân: e e =( 0,8 ÷ 1 ) δ =6.4÷ 8
Chiều cao gân: h h < 58 = 42 mm Độdốc Khoảng 2 ° Đường kính Bu lông nền: d 1 d 1 > 0,04 ℜ+ 10 > 0,04.157,62 + 10 = 16,3 mm
Bu lông ghép mặt bích thân và nắp: d 3 d 3 =( 0,8 ÷ 0,9 ) d 2 =9,6 ÷ 10,8 (mm)
Vít ghép nắp cửa thăm d 5 =( 0,5 ÷ 0,6 ) d 2=6 ÷ 7,2 (mm) Chọn d 5 = 8mm
Mặt bích ghép nắp và thân
Chiều dày mặt bích thân: S 3
Chiều dày mặt bích nắp: S 4
Kích thước gối trục Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D 2 , D 3
Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ: K 2
Khoảng cách từ tâm bu lông đến mép lỗ: k k > 1,2 d 2 ,4
Mặt đế hộp Chiều dày khi không có phần lồi:
Chiều dày khi có phần lồi: D d ; S 1 ; S 2
Chọn S 1 = 26 mmNguyễn Đăng Linh: 20195494
D d xác định theo đường kính dao khoét
Bề rộng mặt đế hộp:
Khe hở giữa các chi tiết
Giữa bánh răng và thành hộp
Giữa bánh răng và đáy hộp
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau
Số lượng bu lông nền Z
Kết cấu nắp ổ và cốc lót
Vị trí D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm) d4(mm) z h
(tra và lấy kích thước theo bảng 18-2 [2]Tr83 và các công thức tính toán Tr[82])
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
Số lượng: 2 chiếc Tra bảng B18.3bTr89 [2] với R e = 157,62 mm ta được trọng lượng hộp Q = 60 Kg
Thông số bu lông vòng tra bảng B18.3aTr89[2] ta được:
Tên chi tiết: cửa thăm
Chức năng của hộp là kiểm tra và quan sát các chi tiết trong quá trình lắp ghép, đồng thời cho phép đổ dầu vào bên trong Hộp được thiết kế với cửa thăm ở đỉnh, được đậy kín bằng nắp có nút thông hơi.
Thông số kích thước: tra bảng 18.5Tr92[2] ta được:
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:
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, lỗ này được bít kín bằng nút tháo dầu khi hoạt động.
Thông số kích thước (số lượng 1 chiếc): tra bảng 18.7Tr93[2] ta được
Que thăm dầu có chức năng kiểm tra mức và chất lượng dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc Để giảm thiểu ảnh hưởng của sóng dầu 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.
Chốt định vị giúp ngăn chặn biến dạng khi xiết bu lông, từ đó giảm thiểu nguy cơ hỏng hóc vòng ngoài của ổ do sai lệch vị trí giữa nắp và thân.
Chọn loại chốt định vị là chốt côn
Thông số kích thước: Bảng 18.4 90 b [ 2 ] ta được: d = 6 mm,c = 0,6 m m , L = 20 ÷ 160 mm Chọn L = 48 mm
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.
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 a = 6 ÷ 9 ( mm ) , t = 2 ÷ 3 ( mm ) , b = 2 ÷ 5 ( mm )( lấybằng gờ trục )
Ống lót 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.
Vật liệu: gang xám GX15 ÷ 32 a
Chiều dày: = 6 ÷ 8(), Chọn chiều dày cốc lót: δ = 8 mm Chiều dày vai δ 1và bích cốc lót δ 2: δ 1 = δ 2 = δ = 8 ( mm )
Re = 157,62 (mm) b = 45 (mm) d = 40 (mm) da = 304,14 (mm) c = (0,3÷0,35).b = (0,3÷0,35).45 = 13,5÷15,75 lấy c = 14 (mm) δ = (2,5÷4)m = (2,5÷4).3 = 7,5÷9 (mm), δ ≥ 8÷10 mm, chọn δ = 9 (mm)
7.3 Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai:
7.3.1 Dung sai lắp ghép và lắp ghép ổ lăn:
Trục Vị trí lắp Kiểu lắp Lỗ Trục
Trục I Trục và vòng trong ổ ϕ 25k 6 ϕ 25 + + 0,002 0,015
Cốc lót và vành ngoài ổ ϕ 62 H 7 ϕ 62 0 + 0,03
Trục và vòng chắn dầu ϕ 24 F 8 k 6 ϕ 24 + 0,065
+ 0,098 ϕ 24 + 0,002 + 0,015 Đoạn trục lắp bánh đai ϕ 24 k 6 ϕ 24 + 0,002
Trục II Trục và vòng chắn dầu ϕ 35 D 8 k 6 ϕ 35 + 0,08
− 0,1 Đoạn trục lắp khớp nối ∅ 34k 6 ϕ 34 + 0,002