TÌM HIỂU TRUYỀN DẪN CƠ KHÍ TRONG MÁY
HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ BAO GỒM CÁC LOẠI TRUYỀN DẪN
2.1 TRUYỀN DẪN CƠ KHÍ Máy móc và thiết bị hiện đại được tạo thành từ ba bộ phận chính : động cơ, hệ thống truyền động và bộ phận công tác
Truyền động chia thành các nhóm sau :
- Truyền động có chi tiết trung gian là chất lỏng hoặc khí
Bảng : Tính chất và ưu điểm của các loại truyền động
Tính chất và ưu điểm
Cơ khí theo nguyên lý
Tính đơn giản truyền công suất theo khoảng cách Điều khiển phân cấp với phạm vi lớn Điều khiển vô cấp với phạm vi lớn
Tỷ số truyền chính xác
Số vòng quay tương đối cao
Không nhạy với sự thay đổi nhiệt độ
Có thể tăng áp lực lớn lên bộ phận làm việc Điều khiển đơn giản, bao gồm cả tự đông và từ xa
- Truyền công suất, chuyển động từ nguồn ( động cơ ) đến bộ phận công tác
- Thay đổi dạng và quy luật chuyển động :liên tục thành gián đoạn, quay thành tịnh tiến và ngược lại, thay đổi phương chiều chuyển động,…
- Biến đổi chuyển động nhanh thành chậm ( giảm tốc ), chậm thành nhanh ( tăng tốc ), thay đổi tốc độ phân cấp ( hộp tốc độ ) hoặc vô cấp ( bộ biến tốc )
2.1.2 Phân loại: Có thể phân loại các hệ thống truyền động như sau
- Theo nguyên lý làm việc : truyền động ma sát, truyền động ăn khớp
- Theo cơ cấu được sử dụng: bộ truyền bánh ma sát, đai, xích, bánh rang, trục vít, vít…
- Theo khả năng thay đổi tỷ số truyền: hộp tốc độ, giảm tốc, tăng tốc,…
- Theo tính chất thay đổi tỷ số truyền: phân cấp, vô cấp, …
- Theo công dụng: hộp số, hộp trục chính, hộp xe dao, hộp phân độ, hộp di chuyển nhanh,…
- Theo khả năng che chắn: bộ truyền kín, bộ truyền hở,…
- Theo tính chất chuyển động của trục
Trong quá trình truyền và biến đổi chuyền động, hệ thống truyền động phải thỏa mãn những yêu cầu sau :
- Độ tin cậy và tuổi thọ cần thiết cho bộ truyền
- Phạm vi thay đổi tốc độ, số cấp thay đổi tốc độ,
- Tốc độ được thay đổi liên tục ( vô cấp ) hoặc theo bậc ( phân cấp )
- Truyền động chính xác theo yêu cầu
- Thực hiện việc điều chỉnh an toàn, thuận tiện và dễ dàng
- Kích thước và khối lượng bộ truyền
(Tài liệu tham khảo trang 82 → 86 [3])
2.2.1 Động cơ điện 1 chiều: kích từ mắc song song, nối tiếp hoặc hỗn hợp
Nhược điểm của động cơ điện một chiều là chi phí cao và khó tìm kiếm, đồng thời cần đầu tư thêm để lắp đặt các thiết bị chỉnh lưu.
2.2.2 Động cơ điện xoay chiều: gồm 2 loại là một pha và hai pha
Động cơ một pha có công suất nhỏ, thích hợp cho việc kết nối với mạng điện chiếu sáng, mang lại sự tiện lợi cho các thiết bị gia đình, mặc dù hiệu suất hoạt động không cao.
- Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha Chúng gồm hai loại: đồng bộ và không đồng bộ
• Đăc tính kĩ thuật: a) Số vòng quay đồng bộ b) Mômen khới động và mômen danh nghĩa c) Đặc tính kỹ thuật của một số động cơ
2.3 TRUYỀN ĐỘNG CÓ CHI TIẾT TRUNG GIAN
- Truyền động khí nén, thủy lực
ƯU, NHƯỢC ĐIỂM VÀ ỨNG DỤNG CỦA TỪNG BỘ TRUYỀN
- Có thể truyền động giữa các trục xa nhau (>15m)
- Làm việc êm và không ồn nhờ vào độ dẻo của đai, do đó có thể truyền chuyển động với vận tốc lớn
- Tránh cho các cơ cấu không có sự dao động lớn sinh ra do tải trọng thay đổi nhờ tính chất đàn hồi của đai
- Đề phòng sự quá tải của động cơ nhờ vào sự trượt trơn của đai khi quá tải
- Kết cấu và vận hành đơn giản (do không cần bôi trơn), giá thành hạ
- Kích thước của bộ truyền lớn (kích thước lớn hơn khoảng 5 lần so với bộ truyền bánh răng, nếu truyền cùng công suất)
- Tỷ số truyền khi làm việc thay đổi do hiện tượng trượt đàn hồi của đai và của bánh đai (ngoại trừ đai răng)
- Tải trọng tác động lên trục và ổ lớn (lớn hơn 2÷3 lần so với bộ truyền bánh răng) do ta phải căng đai với lực căng ban đầu F 0
- Tuổi thọ thấp (từ 1000÷5000 giờ)
Bộ truyền đai là giải pháp lý tưởng cho các ứng dụng có khoảng cách lớn giữa hai trục, với công suất truyền tối đa 50Kw và thường được lắp đặt ở trục có số vòng quay cao.
Bộ truyền đai là một trong những phương pháp truyền động phổ biến, trong đó đai dẹt đang dần ít được sử dụng, chủ yếu do sự phát triển của các loại đai dẹt làm bằng vật liệu tổng hợp cho phép vận hành với tốc độ cao Đai tròn thường được áp dụng trong các bộ truyền có công suất thấp, trong khi đai răng và đai hình lược ngày càng trở nên phổ biến hơn trong các ứng dụng hiện đại.
- Kích thước nhỏ, khả năng tải lớn,
- Tỷ số truyền không dây thay đổi do không có hiện tượng trượt trơn
- Hiệu suất cao có thể đạt 0,97÷0,99
- Làm việc với vận tốc lớn (đến 150m/s), công suất đến chục ngàn Kw, tỷ số truyền một cấp từ 2÷7, bộ truyền nhiều cấp đến vài trăm hoạc vài ngàn
- Tuổi thọ cao, làm việc với độ tin cậy cao ( Lh = 30000 giờ)
- Chế tạo tương đối phức tạp
- Đòi hỏi đọ chính xác cao
- Có nhiều tiếng ồn khi vận tốc lớn
Bộ truyền bánh răng, đặc biệt là bộ truyền bánh răng thẳng, được sử dụng phổ biến trong ngành cơ khí nhờ vào những ưu điểm nổi bật Các loại bộ truyền khác cũng được áp dụng tùy thuộc vào cấu trúc của máy móc.
❖ Ưu điểm: So với bộ truyền đai, bộ truyền xích có các ưu điểm sau:
- Không có hiện tượng trơn trượt, hiệu suất cao hơn, có thể làm việc khi có tải quá đột ngột
- Không đòi hỏi phải căng xích, lực tác dụng lên trục và ổ nhỏ hơn
- Kích thước bộ truyền nhỏ hơn bộ truyền đai nếu truyền cùng công suất và số vòng quay
Bộ truyền xích truyền công suất thông qua sự ăn khớp giữa xích và bánh xích, vì vậy góc ôm không quan trọng như trong bộ truyền bánh đai Điều này cho phép bộ truyền xích có khả năng truyền công suất và chuyển động cho nhiều đĩa xích bị dẫn.
Nhược điểm của hệ thống xích là do sự phân bố không đồng đều của các nhánh xích trên đĩa, dẫn đến việc các mắt xích xoay tương đối với nhau khi vào và ra khớp Điều này gây mòn bản lề, tạo ra tải trọng động phụ và tiếng ồn trong quá trình hoạt động Hệ thống cũng gặp phải sự thay đổi tỷ số truyền tức thời, làm biến động vận tốc của xích và bánh dẫn Do đó, cần phải bôi trơn thường xuyên và có bộ phận điều chỉnh xích để đảm bảo hiệu suất hoạt động.
Ứng dụng của hệ thống này rất đa dạng, đặc biệt trong việc truyền chuyển động và công suất giữa các trục cách xa nhau, có thể lên đến 8m, cho nhiều đĩa xích hoạt động đồng thời.
Bộ truyền xích được sử dụng cho vận tốc thấp và trung bình, với ʋ < 15m/s và số vòng quay n < 500vg/ph, thường được lắp đặt sau hộp giảm tốc Công suất truyền P có thể đạt vài ngàn kW, nhưng thường thì P < 100kW Tỷ số truyền u tối đa là 8, có thể lên đến 15 trong một số trường hợp Hiệu suất của bộ truyền dao động từ ɳ ≈ 0,92 đến 0,98.
- Truyền động được công suất cao và áp lực lớn
- Điều chỉnh được vận tốc làm việc tinh và vô cấp (dễ thực hiện tự động hóa theo điều kiện làm việc hay chương trình có sẵn)
- Kết cấu gọn nhẹ, vị trí của các phần tử dẫn và bị dẫn không lệ thuộc nhau
- Có khả năng giảm khối lượng và kích thước nhờ chọn áp suất thủy lực cao
Bơm và động cơ thủy lực có quán tính nhỏ, cùng với tính chịu nén của dầu, cho phép chúng hoạt động ở vận tốc cao mà không lo bị va đập mạnh.
- Dễ dàng biến đổi chuyển động quay của động cơ thành chuyển động tịnh tiến của cơ cấu chấp hành
- Dễ dàng phòng quá tải nhờ van an toàn
- Dễ theo dõi và quan sát bằng áp kế, kể cả các hệ phức tạp, nhiều mạch
- Tự động hóa giản đơn, kể cả các thiết bị phức tạp
- Mất mát trong đường ống dẫn và rò rỉ bên trong các phần tử, làm giảm hiệu suất và hạn chế phạm vi sử dụng
- Khó giữ được vận tốc không đổi khi phụ tải thay đổi do tính nén khí được của chất lỏng và tính đàn hồi
- Khi mới khởi động, nhiệt độ của hệ thống chưa ổn định, vận tốc làm việc thay đổi do độ nhớt của chất lỏng thay đổi
Bộ truyền thủy lực được sử dụng rộng rãi trong nhiều lĩnh vực, bao gồm sản xuất máy móc, kỹ thuật dân dụng, và đặc biệt là trong xây dựng và nông nghiệp.
- Hệ thống thuỷ lực lại được ưa chuộng ở những công việc cần sức mạnh lớn, độ chính xác cao tuy nhiên tốc độ đáp ứng lại tương đối chậm
- Do khả năng chịu nén (đàn hồi) lớn của không khí, cho nên có thể trích chứa dễ dàng
- Có khả năng truyền năng lượng xa, bởi vì độ nhớt động học của khí nén nhỏ và tổn thất áp suất trên đường ống nhỏ
- Đường dẫn khí nén thải ra không cần thiết
Chi phí thiết lập hệ thống truyền động bằng khí nén rất thấp, nhờ vào việc phần lớn các xí nghiệp đã có sẵn hệ thống đường dẫn khí nén.
- Hệ thống phòng ngừa áp suất giới hạn được bảo đảm
Khi tải trọng trong hệ thống thay đổi, vận tốc cũng sẽ thay đổi theo Do khả năng đàn hồi cao của khí nén, việc thực hiện các chuyển động thẳng hoặc quay đều trở nên khó khăn.
- Dòng khí nén thoát ra ở đường dẫn gây ra tiếng ồn
- Khí nén đã được ứng dụng và kết hợp trong rất nhiều loại công nghệ khác nhau
- Hiện nay, trong lĩnh vực điều khiển, người ta thường kết hợp hệ thống điều khiển bằng khí nén với điện hoặc điện tử
- Có thể kết hợp với khí nén bằng rất nhiều cách và cho rất nhiều các mục đích khác nhau
Khí nén là lựa chọn phổ biến cho các công việc yêu cầu tốc độ phản hồi nhanh, khả năng hấp thụ lực va chạm, công suất trung bình và không quá chú trọng đến độ chính xác.
5 CÁC DẠNG HỘP SỐ 5.1 BÁNH RĂNG TRỤ MỘT CẤP Được sử dụng khi tỉ số truyền u ≤ 7 ÷ 8 (nếu dùng bánh rang trụ rang thẳng thì u ≤
5) Nếu dùng tỉ số truyền lớn hơn, kích thước và khối lượng hộp giảm tốc một cấp sẽ lớn hơn so với hộp giảm tốc hai cấp
❖ Ưu điểm của bánh răng trụ một cấp :
Tất cả các mặt tiếp xúc giữa các bánh răng đều tiếp xúc trực tiếp với các hướng của trục quay, tạo thành một hệ thống thống nhất.
Trong trường hợp hệ thống vận hành gặp lỗi kỹ thuật, người sử dụng sẽ không phải đối mặt với nguy hiểm, và hệ thống cũng sẽ không chịu ảnh hưởng nghiêm trọng.
❖ Nhược điểm của bánh răng trụ một cấp :
- Trong khi vận hành ở tốc độ nhanh cùng một số thiết bị khác thì bánh răng này dễ gây ra tiếng ồn
- Cấu tạo của bánh răng thẳng là dãy răng nhỏ nên không thể chịu được tải nhiều sẽ dẫn đến xử lý không kịp gây quá tải
Bánh răng trụ một cấp được sử dụng rộng rãi trong các máy móc và dây chuyền động cơ khuấy trộn Thiết kế ổ trục đầu ra giúp kéo dài, đảm bảo tương thích với tải trọng của trục khuấy Trong quá trình lắp ráp, một đầu của hộp số giảm tốc bánh răng trụ kết nối với động cơ qua các bộ phận trung gian như xích, đai hoặc thanh nối cứng, trong khi đầu còn lại được nối với tải.
5.2 BÁNH RĂNG CÔN MỘT CẤP
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
1 Công suất làm việc: Công suất động cơ phải lớn hơn công suất cần thiết (Pdc ≥
- Xác định công suất bộ phận công tác của băng tải:
1000 = 4,03 (𝑘𝑊) (Công thức 2.11 trang 20 [1]) Trong đó:
• F: lực vòng trên xích tải (N)
Từ sơ đồ trọng tải đề bài cho ta thấy tải trọng thay đổi theo bậc nên:
- Hiệu suất chung của hệ thống truyền động:
(Tra bảng 2.3 trang 19 [1]) Trong đó:
• 𝜂 𝑥 = 0,95 : hiệu suất bộ truyền xích
• 𝜂 𝑏𝑟 = 0,96 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (che kín)
• 𝜂 𝑜𝑙 = 0,99 : hiệu suất của cặp ổ lăn
• 𝜂 𝑘𝑛 = 1 : hiệu suất của khớp nối.
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
CHỌN ĐỘNG CƠ
1 Công suất làm việc: Công suất động cơ phải lớn hơn công suất cần thiết (Pdc ≥
- Xác định công suất bộ phận công tác của băng tải:
1000 = 4,03 (𝑘𝑊) (Công thức 2.11 trang 20 [1]) Trong đó:
• F: lực vòng trên xích tải (N)
Từ sơ đồ trọng tải đề bài cho ta thấy tải trọng thay đổi theo bậc nên:
- Hiệu suất chung của hệ thống truyền động:
(Tra bảng 2.3 trang 19 [1]) Trong đó:
• 𝜂 𝑥 = 0,95 : hiệu suất bộ truyền xích
• 𝜂 𝑏𝑟 = 0,96 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (che kín)
• 𝜂 𝑜𝑙 = 0,99 : hiệu suất của cặp ổ lăn
• 𝜂 𝑘𝑛 = 1 : hiệu suất của khớp nối
Công suất cần thiết của động cơ:
2 Số vòng quay của động cơ:
- Số vòng quay trên trục công tác của băng tải:
𝑝ℎ) (Công thức 2.17 trang 21 [1]) Trong đó:
• D: đường kính tang dẫn (mm)
- Chọn tỉ số truyền sơ bộ cho hệ thống:
• 𝑈 𝑠𝑏 : tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống
• 𝑈 𝑥 : (2÷5) tỉ số truyền của bộ truyền xích
• 𝑈 ℎ𝑔𝑡 : (8÷40) tỉ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp (tiêu chuẩn)
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
- Ta chọn động cơ điện có thông số phải thoã mãn các điều kiện sau:
- Tra bảng phụ lục P1.3 [tr.237, [1]] ta chọn:
Vận tốc quay (vg/ph)
Hệ số công suất cos 𝜑
PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
1 Tỉ số truyền chung của hệ thống:
2 Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hệ thống:
- Hộp giảm tốc (chọn tỉ số truyền hộp giảm tốc theo tiêu chuẩn):
Từ 𝑈 ℎ𝑔𝑡 = 8 tra bảng 3.1 trang 43 - tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, tập 1-Trịnh Chất - Lê Văn uyển ta chọn:
- Tỉ số truyền xích ngoài:
⇒Tỉ số truyền chung của máy sau khi chọn:
Sai số tỉ số truyền: ΔU = |𝑈 𝑐ℎỌ𝑁 – 𝑈 𝑐ℎ𝑢𝑛𝑔 |
Tỉ số truyền đai từ trục động cơ đến trục I là 𝑈 𝑥 = 2.523 Tiếp theo, tỉ số truyền bánh răng từ trục I đến trục II đạt 𝑈 𝑛ℎ𝑎𝑛ℎ = 3,08 Cuối cùng, tỉ số truyền bánh răng từ trục II đến trục III là 𝑈 𝑐ℎậ𝑚 = 2,60.
3.2 Công suất trên các trục:
+ Công suất trên trục công tác: 𝑃 𝑐𝑡 = 4,336 (𝑘𝑊) + Công suất trên trục III:𝑃 3 = 𝑃 𝑙𝑣
0,92×0,99 = 4,424(𝑘𝑊) + Công suất trên trục II: 𝑃 2 = 𝑃 3
0,97×0,99= 4,945(𝑘𝑊) + Công suất trên trục động cơ: :𝑃 𝑐𝑡 𝑑𝑐 = 𝑃 1
=>> 𝑃 đ𝑐 thỏa công suất động cơ đã chọn
3.3 Số vòng quay trên các trục:
+ Số vòng quay trên trục động cơ: 𝑛 đ𝑐 = 716 ( 𝑣𝑔
+ Số vòng quay trên trục II: 𝑛 2 = 𝑛 𝑑𝑐
𝑝ℎ) + Số vòng quay trên trục III: 𝑛 3 = 𝑛 1
2,6 = 89 ( vg ph) + Số vòng quay trên trục III: 𝑛 𝑡𝑎𝑛𝑔 = 𝑛 2
3.4 Moment xoắn trên các trục: 𝑇 𝑖 = 9,55.10 6 𝑃 𝑖
716 = 65956(N mm) + Momen xoắn trên trục II:
232,467= 195094 (N mm) + Momen xoắn trên trục III:
89,410= 472533(N mm) + Momen xoắn trên trục động cơ :
3.5 Bảng tổng kê số liệu:
Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III Tang dẫn
BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC
Tính toán
A Bộ truyền bánh răng trụ hai cấp 3.1 Sơ đồ động và kí hiệu các bánh răng
Chọn vật liệu thích hợp là bước quan trọng trong thiết kế chi tiết máy, đặc biệt là truyền động bánh răng Thép chế tạo bánh răng được chia thành hai nhóm: Nhóm I với độ rắn HB ≤ 350, cho phép cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện và có khả năng chạy mòn tốt Nhóm II với độ rắn HB ≥ 350, thường được xử lý bằng các phương pháp như tôi thể tích, tôi bề mặt, thấm cacbon và thấm nito, yêu cầu phải cắt răng trước khi xử lý do độ rắn cao.
BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
Bánh nhỏ 𝑍2
+ Phương pháp nhiệt luyện: tôi thường hóa
+ Độ cứng: 𝐻𝐵 2 = (170 ÷ 217)𝐻𝐵 Chọn 𝐻𝐵 2 = 200 𝐻𝐵 + Giới hạn bền: 𝜎 𝑏2 ′ = 600 𝑀𝑃𝑎
Bánh lớn 𝑍1
+ Phương pháp nhiệt luyện: tôi thường hóa
Chọn 𝐻𝐵 1 = 240 𝐻𝐵 + Giới hạn bền: 𝜎 𝑏1 ′ = 750𝑀𝑃𝑎 + Giới hạn chảy: 𝜎 𝑐ℎ1 ′ = 450𝑀𝑃𝑎
Tính cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Z 1 – Z 2 (cấp nhanh)
3.3.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]
- Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
𝑁 𝐹𝑂1 = 𝑁 𝐹𝑂2 = 5 10 6 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ): đối với tất cả các loại thép [tr 226, [3]]
- Số chu kì làm việc tương đương trong trường hợp tải thay đổi theo bậc:
• 𝑐 = 1: Số lần ăn khớp trong một vòng quay
𝑝ℎ): Số vòng quay tại trục làm việc số 1
• 𝑇 𝑖 : Momen xoắn trong chế độ làm việc thứ i
• 𝑇 𝑚𝑎𝑥 : Momen xoắn lớn nhất trong các momen 𝑇 𝑖
𝑚 𝐻 = 6: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc khi độ rắn mặt răng HB
- Ứng suất tiếp xúc giới hạn tính theo CT bảng 6.13, [tr223, [3]]:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép :
- Theo CT (6.40a), [tr225, [3]] ta có:
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền uốn:
- Ứng suất uốn cho phép [σ F ]:
• 𝐾 𝐹𝐶⥂ = 1: hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay một chiều đến độ bền mỏi
- 𝑁 𝐹𝑂1 = 𝑁 𝐹𝑂2 = 5 10 6 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ): đối với tất cả các loại thép [tr 226,[3]]
- Số chu kì làm việc tương đương trong trường hợp tải thay đổi theo bậc:
𝑚 𝐻 = 6: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc khi độ rắn mặt răng
- Theo bảng 6.13, [tr 223, [3]] Ứng suất uốn giới hạn được tính:
- Ứng suất uốn cho phép:
3.3.2 Chọn ứng suất tiếp xúc theo bánh bị dẫn [σH]
3.3.3 Chọn hệ số chiều rộng vành răng ψba theo tiêu chuẩn
- Tra bảng 6.15, [tr 231, [3]] Theo tiêu chuẩn:𝜓 𝑏𝑎 = (0,25 ÷ 0,4) đối với vị trí bánh răng đối xứng Chọn 𝜓 𝑏𝑎 = 0,325
- ψbd=0,51 chọn K Hβ = KH =1,01 Bảng 6.4 [tr 209, [3]]
Chọn 𝑎 𝑤1 = 125 (𝑚𝑚) theo tiêu chuẩn [tr229, [3]]
3.3.5 Tính chiều rộng vành răng:
• Theo CT 6.68,[tr 232, [3]], ta có: m = (0,01 ÷ 0,02) aw1 = (0,01 ÷ 0,02) 125 = (1,25 ÷ 2,5) (mm)
• Chọn môđun: mn = 1,25 (mm) theo tiêu chuẩn [tr 195, [3]]
• Số răng bánh bị dẫn Z2 theo tỉ số truyền 𝑍 2 = 𝑈 1 𝑍 1 = 3,08 42 130 (𝑟ă𝑛𝑔)
3.3.8 Xác định lại tỉ số truyền:
3.3.9 Xác định các kích thước bộ truyền:
• Đường kính vòng đỉnh (ăn khớp ngoài):
• Đường kính vòng chân răng (ăn khớp ngoài):
• Đường kính vòng cơ sở: Góc biên dạng: 𝛼 = 20 °
• Góc biến dạng, góc ăn khớp, góc ăn khớp bánh răng thẳng:
0,8568 = 0,4248 Góc ăn khớp bánh răng nghiêng : αtw = 23 0
3.3.10 Tính vận tốc và chọn cấp chính xác v 1 = π d 1 n 1 60.1000=π 61,28.716
𝑠) theo bảng 6.3, [tr204, [3]] ta dùng cấp chính xác 9 (v ≤ 6)
3.3.11 Xác định giá trị lực tác dụng lên bộ truyền:
3.3.12 Chọn hệ số tải trọng động:
Tra bảng 6.5 và 6.6 [tr211, [3]] đối với bánh răng trụ nghiêng, cấp chính xác 9 ta chọn chọn 𝐾 𝐻𝑣 = 1,22; 𝐾 𝐹𝑣 = 1,45
- Theo CT 6.27, [tr213, [3]] ta có:
𝟒𝜺 𝜶 Với ε α : hệ số trùng khớp ngang Cấp chính xác 9: 𝑛 𝑐𝑥 = 9
• 𝑍 𝑀 = 190 (𝑀𝑃𝑎): Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các banh răng ăn khớp, tra bảng 6.5, [tr96, [1]]
• Z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc với 𝛼 𝑡𝜔 = 23°; 𝛽 = 31°
• Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Z ε được tính theo CT 6.37 [tr232, [3]]
𝛆 𝛂 Trong đó ε α hệ số trùng khớp ngang 𝜀 𝛼 = 1,775
Với KHv = 1,22; KHβ = 1,056;𝐾 𝐻𝐴 = 1; Lấy sơ bộ 𝐾 𝐻𝛼 = 1 [tr235, [3]]
- Thay các giá trị trên ta được :
𝜎 𝐻 < [𝜎 𝐻 ] = 418,55(𝑀𝑃𝑎) => Thỏa điều kiện bền tiếp xúc
3.3.15 Tính ứng suất uốn tại đáy răng:
• Kiểm nghiệm về độ bền uốn theo CT 6.78,[tr235, [3]] ta có:
• Theo CT6.21, [tr207, [3]] ta có:
✓ Tổng kết các thông số của bộ tryền bánh răng trụ răng nghiêng
Tên Ký hiệu Giá trị (đơn vị)
Chiều rộng vành răng 𝑏 1 49 (mm)
𝑏 2 44 (mm) Đường kính vòng lăn 𝑑 𝑤1 61 (mm)
𝑑 𝑤2 190 (mm) Đường kính đỉnh răng 𝑑 𝑎1 64 (mm)
𝑑 𝑎2 193 (mm) Đường kính đáy răng 𝑑 𝑓1 58 (mm)
Tính cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 𝑍3, 𝑍4 ( cấp chậm)
3.4 Tính cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 𝒁 𝟑 , 𝒁 𝟒 ( cấp chậm)
Chọn vật liệu thích hợp là bước quan trọng trong thiết kế chi tiết máy, đặc biệt là truyền động bánh răng Thép chế tạo bánh răng được chia thành hai nhóm: Nhóm I với độ rắn HB ≤ 350, cho phép cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện và có khả năng chạy mòn tốt Nhóm II với độ rắn HB ≥ 350, thường phải trải qua các quy trình như tôi thể tích, tôi bề mặt, thấm cacbon và thấm nito, yêu cầu cắt răng trước khi nhiệt luyện và sử dụng các công cụ sửa đắt tiền như mài và mài nghiền.
Việc lựa chọn vật liệu phụ thuộc vào yêu cầu cụ thể như tải trọng, khả năng công nghệ, thiết bị chế tạo và tính gọn nhẹ Đối với hộp giảm tốc có công suất trung bình hoặc nhỏ, nên chọn nhóm vật liệu I Để tăng khả năng chống mòn của răng, cần nhiệt luyện bánh răng lớn với độ cứng thấp hơn bánh răng nhỏ.
- Tiến hành tra bảng 6.1, [tr 92, 1] ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng như sau:
+ Phương pháp nhiệt luyện: tôi thường hóa
+ Độ cứng: 𝐻𝐵 4 = (170 ÷ 217) Chọn 𝐻𝐵 4 = 190 HB + Giới hạn bền: 𝜎 𝑏4 = 600𝑀𝑃𝑎
+ Phương pháp nhiệt luyện: tôi cải thiện
+ Giới hạn bền: 𝜎 𝑏3 = 750𝑀𝑃𝑎 + Giới hạn chảy: 𝜎 𝑐ℎ3 = 450𝑀𝑃𝑎
3.4.4 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF]:
❖ Ứng suất tiếp xúc cho phép [𝛔 𝐇 ]:
• 𝜎 0𝐻𝑙𝑖𝑚 : là giới hạn mỏi tiếp xúc (tra bảng 6.13, [tr 223, [3]])
• 𝐾 𝐻𝐿 : là hệ số tuổi thọ
• 𝑆 𝐻 : là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc
- Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:
- Số chu kì làm việc tương đương trong trường hợp tải thay đổi theo bậc:
• 𝑐 = 1: Số lần ăn khớp trong một vòng quay
𝑝ℎ): Số vòng quay tại trục làm việc số 2
• 𝑇 𝑖 : Momen xoắn trong chế độ làm việc thứ i
• 𝑇 𝑚𝑎𝑥 : Momen xoắn lớn nhất trong các momen 𝑇 𝑖
𝑚 𝐻 = 6: bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc khi độ rắn mặt răng HB ≤
- Ứng suất tiếp xúc giới hạn tính theo CT bảng 6.13, [tr223, [3]]:
- Ứng suất tiếp xúc cho phép: theo bảng 6.13, [tr223, [3]], ta có hệ số an toàn tương ứng: SH = 1,1; SF = 1,75
❖ Ứng suất uốn cho phép [σ F ]:
• 𝐾 𝐹𝐶⥂ = 1: hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay một chiều đến độ bền mỏi
- 𝑁 𝐹𝑂3 = 𝑁 𝐹𝑂4 = 5 10 6 (𝑐ℎ𝑢 𝑘ỳ): đối với tất cả các loại thép [tr 226, [3]]
- Số chu kì làm việc tương đương trong trường hợp tải thay đổi theo bậc:
𝑚 𝐻 = 6:bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc khi độ rắn mặt răng HB ≤
- Theo bảng 6.13, [tr 223, [3]] Ứng suất uốn giới hạn được tính:
- Ứng suất uốn cho phép:
Tính theo độ bền tiếp xúc:
3.4.5 Chọn ứng suất tiếp xúc theo bánh bị dẫn [σH]
3.4.6 Chọn hệ số chiều rộng vành răng ψba theo tiêu chuẩn
• Tra bảng 6.15, [tr 231, [3]] Chọn ψba theo tiêu chuẩn:𝜓 𝑏𝑑 = 0,325 đối với vị trí bánh răng đối xứng
Chọn 𝑎 𝑤3 = 250 (𝑚𝑚) theo tiêu chuẩn [tr229, [3]]
3.4.8 Tính chiều rộng vành răng: b 3 = ψ ba a w3 = 0,325 250 = 81 (mm) b 4 = b 3 + (4 ÷ 5)mm = 62,5 + (4 ÷ 5) = 81 + 5 = 86(𝑚𝑚)
• Theo CT 6.68,[tr 232, [3]] với 𝐻 3 , H4 ≤ 350 HB, ta có: m = (0,01 ÷ 0,02) aw3 = (0,01 ÷ 0,02) 250 = (2,5 ÷ 5) (mm)
• Chọn môđun: m = 2,5 (mm) theo tiêu chuẩn [tr 195, [3]]
3.4.11 Xác định lại tỉ số truyền:
3.4.12 Xác định các kích thước bộ truyền:
❖ Đường kính vòng chia: d 3 = m.Z 3 = 2,5.57 = 147.5 (mm) d 4 = m.Z 4 = 2,5.143= 357,5 (mm)
Lấy 𝑎 𝑤 = 250 𝑚𝑚, do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 247,5mm → 250mm
143+55 = 5,05 CT 6.23, [tr 100 [1]] Tra bảng 6.10a, [tr101,[1]] dùng nội suy ta được: K x = 0,194
+ Hệ số giảm đỉnh răng:
+ Tổng hệ số dịch chỉnh:
𝒙 𝒕 = 𝒚 + 𝜟𝒚 = 1 + 0,038 = 1,038 CT 6.24, [tr 100 [1]] + Do đó hệ số dịch chỉnh răng tính theo CT 6.26, [tr 100 [1]] :
❖ Đường kính vòng đỉnh (ăn khớp ngoài):
❖ Đường kính vòng chân răng (ăn khớp ngoài):
3.4.13 Tính vận tốc và chọn cấp chính xác:
𝑠) theo bảng 6.3, [tr204, [3]] ta dùng cấp chính xác 9 (v ≤
3.4.14 Xác định giá trị lực tác dụng lên bộ truyền:
3.4.15 Chọn hệ số tải trọng động:
Tra bảng 6.5 và 6.6 [tr211, ([3]), đối với bánh răng trụ thẳng, cấp chính xác 9 ta chọn chọn 𝐾 𝐻𝑣 = 1,06; 𝐾 𝐹𝑣 = 1,11
- Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc: 𝝈 𝑯 = 𝒁 𝑴 𝒁 𝑯 𝒁 𝜺
• 𝑍 𝑀 = 274 (𝑀𝑃𝑎): Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các banh răng ăn khớp, tra bảng 6.5, [tr96 [1]].
• Z H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc với 𝛼 𝜔 = 21,565°
⚫ Z ε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với 𝜀 𝛼 = 1,2 ÷ 1,8
• Hệ số chế độ tải trọng động ngoài thông thường chọn:
𝐾 𝐻𝐴 = 1 (trang 235, [3]) Lấy sơ bộ 𝐾 𝐻𝛼 = 1 (trang 241, [3])
- Thay các giá trị trên ta được :
3.4.18 Tính ứng suất uốn tại đáy răng:
Theo CT 6.78,[tr235, [3]] ta có :
- Theo CT6.21, [tr207, [3]] ta có:
⚫ Hệ số chế độ tải trọng động ngoài: 𝐾 𝐹𝐴 = 1
⚫ Do cấp chính xác lớn hơn bằng 9 𝐾 𝐹𝛼 = 1
✓ Tổng kết các thông số của bộ tryền bánh răng trụ răng thẳng
Tên Ký hiệu Giá trị (đơn vị)
Chiều rộng vành răng 𝑏 3 81 (mm)
𝑏 4 89 (mm) Đường kính vòng lăn 𝑑 𝑤 3 139 (mm)
𝑑 𝑤 4 361 (mm) Đường kính đỉnh răng 𝑑 𝑎3 147,5 (mm)
𝑑 𝑎4 362,5(mm) Đường kính đáy răng 𝑑 𝑓3 142,5 (mm) d f4 352,5(mm) Đường kính vòng cơ sở d 3 142,5(mm) d 4 357,5 (mm)
3.5 Phân tích lực tác dụng lên cơ cấu:
Phân tích lực tác dụng lên các bộ truyền trực tiếp trên sơ đồ động:
Phân tích lực tác dụng lên cơ cấu
A Tính trục 4.1 Chọn vật liệu làm trục
- Dựa vào bảng 10.1, 10.2 [tr392 và 403, [3]] ,ta tiến hành chọn vật liệu:
- Chọn vật liệu trục I là thép C45 có:
+ Giới hạn bền: 𝜎 𝑏 = 600𝑀𝑝𝑎 +Trị số ứng suất uốn cho phép: [σ] = 60 MPa +Giới hạn chảy: 𝜎 𝑐ℎ = 343𝑀𝑝𝑎
+ Ứng suất xoắn cho phép: [ 1 ]=0 , 5 []=0,5.600 𝑀𝑃𝑎
- Chọn vật liệu trục II là thép C45 có:
+ Giới hạn bền: 𝜎 𝑏 = 785𝑀𝑝𝑎 + Trị số ứng suất uốn cho phép: [σ ] = 65 MPa + Giới hạn chảy: ch = 540 Mpa
+ Ứng suất xoắn cho phép: [2 ]=0 , 5 []=0,5.65 = 32,5 𝑀𝑃𝑎
- Chọn vật liệu trục III là thép C45 tôi cải thiện có:
+ Giới hạn bền: σ b = 850 𝑀𝑃𝑎 + Trị số ứng suất uốn cho phép: [σ ] = 75 MPa + Giới hạn chảy σ ch = 580 𝑀𝑃𝑎
+ Ứng suất xoắn cho phép: [ 3 ] = 0 , 5 [ ] =0,5.757,5 𝑀𝑃𝑎
4.2 Xác định chiều dài trục:
4.2.1 Tính giá trị đường kính đầu giõng trục:
- Trục 1 (trục nhận truyền động đi vào hộp giảm tốc), ta có đường kính sơ bộ như sau:
TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN
Chọn vật liệu làm trục
- Dựa vào bảng 10.1, 10.2 [tr392 và 403, [3]] ,ta tiến hành chọn vật liệu:
- Chọn vật liệu trục I là thép C45 có:
+ Giới hạn bền: 𝜎 𝑏 = 600𝑀𝑝𝑎 +Trị số ứng suất uốn cho phép: [σ] = 60 MPa +Giới hạn chảy: 𝜎 𝑐ℎ = 343𝑀𝑝𝑎
+ Ứng suất xoắn cho phép: [ 1 ]=0 , 5 []=0,5.600 𝑀𝑃𝑎
- Chọn vật liệu trục II là thép C45 có:
+ Giới hạn bền: 𝜎 𝑏 = 785𝑀𝑝𝑎 + Trị số ứng suất uốn cho phép: [σ ] = 65 MPa + Giới hạn chảy: ch = 540 Mpa
+ Ứng suất xoắn cho phép: [2 ]=0 , 5 []=0,5.65 = 32,5 𝑀𝑃𝑎
- Chọn vật liệu trục III là thép C45 tôi cải thiện có:
+ Giới hạn bền: σ b = 850 𝑀𝑃𝑎 + Trị số ứng suất uốn cho phép: [σ ] = 75 MPa + Giới hạn chảy σ ch = 580 𝑀𝑃𝑎
+ Ứng suất xoắn cho phép: [ 3 ] = 0 , 5 [ ] =0,5.757,5 𝑀𝑃𝑎
Xác định chiều dài trục
4.2.1 Tính giá trị đường kính đầu giõng trục:
- Trục 1 (trục nhận truyền động đi vào hộp giảm tốc), ta có đường kính sơ bộ như sau:
- Trục 2 (trục trung gian truyền động), ta có đường kính sơ bộ như sau:
- Trục 3 (trục truyền động đi ra khỏi hộp), ta có đường kính sơ bộ như sau:
Theo tiêu chuẩn của bảng 10.2 [tr189, [1]], ta chọn đường kính sơ bộ và chiều rộng ổ lăn như sau:
4.2.2 Hộp số khai triển hai cấp
❖ Các trị số khoảng cách tra bảng 10.3 [tr189, [1]]:
- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp:
- Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn đến thành trong của hộp:
- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ:
- Chiều cao nắp ổ và đầu bulong:
❖ Tính kích thước có liên quan chiều dài trục:
- Theo công thức bảng bảng 10.4 [tr191, [1]]:
+ Trục I: Chiều dài mayơ bánh răng Z1, Z5
+ Trục II: Chiều dài bánh răng Z2, Z3, Z6
+ Trục III: Chiều dài mayơ bánh răng Z4
Ta có các chiều rộng vành răng như sau :
𝑏 4 = 67,5 𝑚𝑚 + Chiều dài mayơ khớp nối:
- Tính toán các chiều dài bánh răng trụ 2 cấp phân đôi:
Tính phản lực tại các gối đỡ, xác định đường kính trục tại các mặt cắt nguy hiểm: 54 1 Trục I
➢ Xác định đường kính trục I:
Vậy ta có các đường kính sau:
Xét điều kiện trục II tại các tiết diện nguy hiểm:
Tại E: 𝑀 𝑡𝑑𝐸 = 0 Vậy ta có các đường kính sau:
Xét điều kiện trục III tại các tiết diện nguy hiểm:
Vậy ta có các đường kính sau (bảng 10.5):
Kiểm nghiệm trục
- Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:
+ [s] – hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5 2,5
+ Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diện j: sσj
K σdj σ aj + ψ σ σ mj + Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j: sτj
+ σ-1 và τ-1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng
Trục I Trục II Trục III σ b (Mpa) 638 785 850 σ ch (Mpa) 343 540 580 σ -1 (Mpa) 278,168 342,26 370,6 τ -1 (Mpa) 161,33744 198,5108 214,948 ψ σ 0,05 0,1 0,1 ψ τ 0 0,05 0,05
- Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó: σ mj = 0 σ aj = σ maxj =M j
- Trục quay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó:
+ Moment cản uốn Wj và moment cản xoắn Woj: Trục tiết diện tròn W j =πd j 3
16 Trục có một rãnh then W j =πd j 3
- Xác định hệ số Kσdj và Kτdj:
• Kx – hệ số tập chung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt (bảng 10.8 [tr197, [1]])
• Ky – hệ số tăng bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu (bảng 10.9) (không dùng phương pháp tăng bền bề mặt
• εσ và ετ – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi (bảng 10.10)
Trục I Trục II Trục III
❖ Những tiết diện nguy hiểm cần kiểm nghiệm:
+ Trục I: tiết diện 𝑑 𝐵 và 𝑑 𝐶 lắp bánh răng, tiết diện 𝑑 𝐸 có khớp nối, và 2 tiết diện ổ lăn 𝑑 𝐴 và 𝑑 𝐷
+ Trục II: tiết diện 𝑑 𝐴 và 𝑑 𝐸 có lắp ổ lăn, tiết diện 𝑑 𝐷 , 𝑑 𝐵 và 𝑑 𝐶 có lắp bánh răng
+ Trục III: tiết diện 𝑑 𝐴 lắp xích, tiết diện 𝑑 𝐵 và 𝑑 𝐷 có lắp ổ lăn, tiết diện
⇒Các ổ lăn được lắp ghép trên trục theo k6; lắp bánh răng, bánh đai, khớp nối theo k6
Dựa vào bảng 9.1a [tr173, [1]] tra bảng ta có:
+ Bảng momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện của 3 trục như sau:
❖ Xác định Kσdj và Kτdj đốivới tiết diện nguy hiểm:
Kết quả kiểm nghiệm hệ số an toàn cho thấy các đoạn trục đều thỏa mãn hệ số an toàn kiểm nghiệm theo độ bền mỏi
Ngoài ra còn đảm bảo về độ cứng
❖ Kiểm nghiệm độ bền của then:
Kiểm tra độ bền dập và độ bền cắt theo công thức 9.1 và 9.2 [tr173, [1]]:
• T – moment xoắn trên trục (Nmm)
• lt, b, h, t – kích thước (mm), (bảng 9.1 và 9.2) [lt = (0,8…0,9)lm
TÍNH TOÁN, CHỌN Ổ LĂN
Tính toán ổ lăn tại trục I
Sơ đồ tải trọng trục I
Số vòng quay n1 = 716 (vg/ph)
5.1.2 Phản lực tại các gối đỡ
==> Vì 𝐹 𝑟𝐴 > 𝐹 𝑟𝐵 cho nên ta tính toán để chọn ổ A
3344= 0,37 > 0,3 Vậy chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nặng hẹp
Kí hiệu d(mm) D (mm) B (mm) r (mm) Đường kính bi (mm)
5.1.4 Xác định lực dọc trục phụ F s Đối với ổ bi đỡ chặn Fs = e Fr
5.1.5 Xác định tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ
Fat = 0 (N) ∑ F aA = F SA = 1371 (N) ∑ F aB = F a + F SA = 1239 + 1371 = 2610(N)
5.1.6 Chọn 𝑲 𝝈 , K t , V theo điều kiện làm việc
Hệ số ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ là 𝐾 𝜎 = 1,2 ÷ 1,3, áp dụng cho máy làm việc 1 ca trong điều kiện làm việc không đủ tải, với động cơ điện tiêu chuẩn và hộp giảm tốc Do đó, chúng ta chọn 𝐾 𝜎 = 1,2.
+ Hệ số kể đến vòng nào quay V, khi vòng trong quay V = 1 + Hệ số xét ảnh hưởng đến nhiệt độ 𝐾 𝑡 = 1 𝑡 ° 𝐶 ≤ 100
- Theo bảng 11.3 [tr445, [3]], ta chọn:
+ X = 1: hệ số tải trọng động hướng tâm
+ Y = 0: hệ số tải trọng động dọc trục
5.1.8 Xác định tải trọng hướng tâm:
5.1.10 Khả năng tải trọng động tính toán 𝑪 𝒕𝒕
Vì ổ ta chọn là ổ bi nên m = 3
Vậy trục I thỏa khả năng tải động
5.1.12 Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ lăn
Thỏa khả năng tải tĩnh + Ổ lăn tại B:
Thỏa khả năng tải tĩnh + Tuổi thọ ổ theo độ bền mỏi
5.1.13 Kiểm tra khả năng tải tĩnh Đối với ổ bi đỡ chặn α = 12 o
5.1.14 Kiểm tra số vòng quay tới hạn Đường kính vòng tròn qua tâm con lăn:
Tính toán ổ lăn tại trục II
5.2.1 Phản lực tại các gối đỡ
Chọn kiểm nghiệm ổ chịu tải lớn hơn 𝐹 𝑟𝐴 = 3465 (𝑁)
Chọn ổ bi đỡ_chặn 1 dãy ( cỡ nặng)
Kí hiệu d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) Đường kính bi (mm)
5.2.3 Tính lực dọc trục phụ
𝐹 𝑎𝐸 = 𝐹 𝑎𝐴 + 𝑆 1 = 1239 + 1316 = 2555 (𝑁) + Chọn 𝐾 𝜎 , 𝐾 𝑡 , V theo điều kiện làm việc
- Theo bảng 11.3 [tr445, [3]], ta chọn:
+ X = 1: hệ số tải trọng động hướng tâm
+ Y = 0: hệ số tải trọng động dọc trục
5.2.5 Tuổi thọ theo triệu vòng quay
- Tuổi thọ của ổ tính bằng giờ 𝐿 ℎ = (10 ÷ 25) × 10 3 (giờ) – hộp giảm tốc Công thức 11.19b/Trang 393 [3]
5.2.6 Khả năng tải trọng động tính toán 𝑪 𝒕𝒕
Vì ổ ta chọn là ổ bi nên m = 3
- Tuổi thọ ổ theo độ bền mỏi
- Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ lăn Với ổ bi đỡ 1 dãy có 𝑋 0 = 0,6, 𝑌 0 = 0,5 Công thức 11.30/Trang 399 [3]
5.2.8 Kiểm tra số vòng quay tới hạn
- Theo bảng 11.7 và 11.8[tr222, [1]] có:
[dm.n] = 4,5.10 5 + k1 = 1 khi dm < 100mm + k2 = 0,8 khi cỡ ổ nặng
+ k3 = 0,99 khi Lh = 28800h Đường kính vòng tròn qua tâm con lăn:
Tính toán ổ lăn tại trục III
5.3.1 Phản lực tại các gối đỡ
Theo bảng 2.7 trang 254 [1] Để ổ bi có kết cấu đơn giản nhất, giá thành rẻ nhất dùng ổ bi đỡ 1 dãy, cỡ trung
Kí hiệu d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) Đường kính bi (mm)
Hệ số ảnh hưởng đặc tính tải: 𝐾 𝜎 = 1,2
Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ: 𝐾 𝑡 = 1 𝑡 ° 𝐶 ≤ 100
Hệ số tính đến vòng nào quay: 𝑉 = 1
5.3.4 Tuổi thọ theo triệu vòng quay
- Tuổi thọ của ổ tính bằng giờ 𝐿 ℎ = (10 ÷ 25) × 10 3 (giờ) – hộp giảm tốc Công thức 11.19b/Trang 393 [3]
- Tải trọng quy ước Đối với ổ bi đỡ - chặn :
5.3.5 Khả năng tải trọng động tính toán 𝑪 𝒕𝒕
Công thức 11.20/Trang 393 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc
Vì ổ ta chọn là ổ bi nên m = 3
- Tuổi thọ ổ theo độ bền mỏi
- Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ lăn Công thức 11.30/Trang 399 [3]
Vì bánh răng trụ răng thẳng ko có Fa nên 𝑄 0 = 𝑄 𝐴 = 4998 (𝑁)
- Điều kiện kiểm tra ổ + Theo tải trọng qui ước 𝑄 0 < 𝐶 0
𝑄 0 = 4998 (𝑁) < 𝐶 0 = 21700 (𝑁) (𝑡ℎỏ𝑎) + Theo tải trọng động tính toán
5.3.7 Kiểm tra số vòng quay tới hạn
Theo bảng 11.7 và 11.8[tr222, [1]] có:
[dm.n] = 4,5.10 5 + k1 = 1 khi dm < 100mm + k2 = 0,8 khi cỡ ổ nặng
+ k3 = 0,99 khi Lh = 28800h Đường kính vòng tròn qua tâm con lăn:
THIẾT KẾ VỎ HỘP, BÔI TRƠN CÁC CHI TIẾT TIÊU CHUẨN KHÁC VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP
Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ
Vỏ hộp số giữ vai trò quan trọng trong việc duy trì vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, đồng thời tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp đặt Nó cũng chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết khỏi bụi bẩn.
- Vật liệu vỏ hộp giảm tốc là gang xám GX 15-32
- Bề mặt lắp ghép vỏ hộp đi qua đường tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết thuận tiện
- Bề mặt lắp nắp và then được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt
- Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêm về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 2 0
- Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thướng cơ bản như sau:
Tên gọi Biểu thức tính toán
- Bu lông ghép bích nắp và thân d3
- Vít ghép nắp cửa thăm dầu d5
4.Mặt bích ghép nắp và thân:
- Chiều dày bích thân hộp S3
- Chiều dày bích nắp hộp S4
- Bề rộng bích nắp và thân K3
- Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2
- Bề rông mặt ghép bu lông cạnh ổ
- Tâm lỗ bu lông cạnh ổ:R2, E2 và
2 = 80 h xác định theo kết cấu, phụ thuộc vào tâm lỗ bulong và kích thước mặt tựa
- Chiều dày: khi không có phần lồi
- Bề rộng mặt đế hộp K1 và q
Dd xác định theo đường kính dao khoét
7.Khe hở giữa các chi tiết:
- Giữa bánh răng với thành trong hộp
- Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp
- Giữa mặt bên các bánh răng với nhau
8.Số lượng bu lông nền Z
200÷300= (3 ÷ 4) bulong (L, B là Chiều dài và chiều rộng của hộp)
Chốt định vị được sử dụng để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép Nhờ có chốt này, việc xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, từ đó loại trừ một trong những nguyên nhân chính gây hỏng hóc cho ổ.
- Vị trí lắp đặt: lắp 2 chốt càng xa nhau càng tốt Vì lắp càng xa thì định vị càng chặt
- Dùng chốt định vị hình côn tra bảng 18.4b [3] ta có: d=8 mm; c=1,2 mm; L%…140mm Chọn L= 55 mm
- Dùng để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc và để đổ dầu bôi trơn vào hộp, cửa thăm đậy bằng nắp
Vị trí lắp đặt hộp giảm tốc cần được chọn lựa sao cho thuận tiện cho việc quan sát tất cả các chi tiết bên trong, nhằm kiểm tra các vết tiếp xúc trong quá trình điều chỉnh ăn khớp.
- Nắp quan sát tra bảng 18.5 [tr92, [2]] ta có:
A(mm) B(mm) 𝐴 1 (𝑚𝑚) 𝐵 1 (𝑚𝑚) 𝐶(𝑚𝑚) 𝐾(𝑚𝑚) 𝑅(𝑚𝑚) Vít Slg vít
Nút thông hơi giúp cân bằng áp suất bên trong và bên ngoài hộp Khi áp suất tăng do công suất mất mát chuyển thành nhiệt năng, nhiệt độ trong hộp giảm tốc kín sẽ tăng, dẫn đến nguy cơ phá hủy các vùng nhớt.
- Vị trí lắp đặt: lắp ở các vị trí trên cao, thường lắp trên nắp cửa thăm để kết hợp làm tay nắm
- Các thông số trong bảng 18.6[tr92, [2]] ta có thông số như sau:
Sau một thời gian sử dụng, dầu trong hộp giảm tốc có thể bị bẩn hoặc biến chất, do đó cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, người ta sử dụng lỗ tháo dầu ở đáy hộp, và trong quá trình làm việc, lỗ này được bịt kín bằng nút tháo dầu.
- Vị trí lắp đặt: ở vị trí thấp nhất để dầu có thể chảy ra ngoài
- Tra bảng 18.7 [tr96, [2]] ta được kích thước nút tháo dầu: d B m f L e q D S D0
- Nắp ổ thường được chế tạo bằng gang xám GX15-32, có 2 loại là nắp kín và nắp thủng cho trục xuyên qua
- Các kích thước tra trong bảng sau:
Trục D(mm) D2(mm) D3(mm) d4(mm) h(mm) Z
D – Đường kính ngoài của ổ; D2 – Đường kính đường tâm qua các bulông ghép nắp ổ; D3 – Đường kính ngoài của nắp; h – chiều dày nắp
- Vòng phớt dung để chắn bụi không cho vào trong hộp giảm tốc và dầu mỡ không chảy ra ngoài hộp giảm tốc
- Vị trí lắp đặt: lắp trên các trục xuyên qua nắp ổ để ló ra ngoài
- Vòng phớt dùng trên các nắp thủng có trục xuyên qua kết cấu và kích thước được tra trong bảng 15.17 trang 50 như sau:
Vòng chắn dầu dung có chức năng ngăn chặn dầu bôi trơn tiếp xúc trực tiếp với mỡ bôi trơn của ổ lăn Việc hòa trộn giữa dầu và mỡ có thể làm loãng mỡ, dẫn đến giảm khả năng bôi trơn Trên các vòng chắn dầu thường được thiết kế với các rãnh profin hình tam giác, giúp ngăn dầu xâm nhập vào khu vực lắp ổ có mỡ bôi trơn.
Vị trí lắp đặt vòng chắn dầu là trên trục, bên cạnh ổ lăn và quay cùng với trục Khi lắp, cần lưu ý chừa 1/3 bề rộng của vòng chắn dầu bên ngoài lỗ lắp ổ lăn trên than hộp giảm tốc, trong khi 2/3 bề rộng còn lại nằm bên trong Khe hở giữa vòng chắn dầu và lỗ lắp trên than hộp phải là 0,1mm, và tối thiểu cần có 3 khe hở.
Khi dầu bị tát lên thành hộp do bánh răng quay, nó sẽ chảy xuống và gặp vòng chắn dầu Tuy nhiên, vì vòng chắn dầu cũng quay, lực ly tâm sẽ khiến dầu bị bắn ra ngoài, không thể bám trên vòng chắn dầu.
Trong các rãnh hình tam giác, với bước nhảy giữa hai đỉnh tam giác từ 2-3mm và tạo góc 60 độ, còn có mỡ bôi trơn, điều này khiến dầu không thể vào khu vực lắp ổ lăn.
- Dùng để kiểm tra mức độ dầu trong hộp giảm tốc
- Vị trí lắp đặt: lắp ở vị trí thuận lợi với góc nghiêng nhỏ hơn 45 độ với phương thẳng đứng
Bạc lót được ghép có độ dôi với trục nhằm chống mòn và cố định ổ Việc lựa chọn chiều dày bạc cho hai trục khác nhau là cần thiết, do momen xoắn trên hai trục chênh lệch khoảng u lần, trong đó u là tỉ số truyền.
Kích thước a(mm) b(mm) c(mm)
Bôi trơn hộp giảm tốc
Để tối ưu hóa hiệu suất của hộp giảm tốc, việc bôi trơn liên tục các bộ truyền là rất quan trọng Điều này giúp giảm thiểu mất mát công suất do ma sát, hạn chế mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt hiệu quả và ngăn ngừa hiện tượng han gỉ ở các tiết máy.
6.2.1 Các phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc
- Ta chọn phương pháp bôi trơn bên trong hộp giảm tốc là bôi trơn ngâm dầu vì:
Bánh răng, bánh vít, trục vít và các chi tiết máy phụ như bánh răng bôi trơn và vòng vung dầu thường được ngâm trong dầu chứa ở hộp, đặc biệt khi vận tốc vòng nhỏ hơn hoặc bằng 12m/s cho bánh răng và 10m/s cho trục vít Cần lưu ý rằng khi vận tốc vòng tăng cao, công suất mất mát do khuấy sẽ gia tăng, dẫn đến dầu dễ bị biến chất và cặn bã ở đáy hộp số bị khuấy động, gây mòn nhanh cho răng Do đó, việc đảm bảo lượng dầu ngâm cần thiết là rất quan trọng.
Khi vận tốc truyền gần bằng các trị số trên bánh răng được ngâm trong dầu, chiều sâu ngâm dầu cần đạt từ 0,75 đến 2 lần chiều cao răng, nhưng không được nhỏ hơn 10mm.
- Ta chọn phương pháp bôi trơn bên ngoài hộp giảm tốc là bôi trơn định kì bằng mỡ vì:
Trong các bộ truyền bên ngoài hộp giảm tốc, thường không có thiết bị che đậy, dẫn đến bụi bẩn dễ bám vào Do đó, việc sử dụng phương pháp bôi trơn bằng mỡ sẽ mang lại hiệu quả cao hơn.
- Ta có các thông số công suất của trục như sau:
+ Tổng công suất: P = 14,23 (kW) + Lượng dầu bôi trơn là: (0,4 ÷ 0,8)P = (0,4 ÷ 0,8) 14,12 = (5,648 ÷ 11,296) lít
+ Dầu bôi trơn hộp giảm tốc: ta sử dụng dầu công nghiệp được dùng rộng rãi cho các loại máy và dầu ô tô máy kéo AK-20
+ Theo bảng 18-11 [tr100, [2]], ta có: 𝛿 𝑏 = 600 (𝑀𝑃𝑎); 𝑣 = (0,5 ÷ 1)𝑚/𝑠
Độ nhớt của dầu ở 50°𝐶 (100°)𝐶 là : 160(20)
- Trong đó: từ số chỉ độ nhớt Centistoc, mẫu chỉ độ nhớt Engle Trong ngoặc chỉ độ nhớt trương ứng ở 100°𝐶 Theo bảng 18-13 [tr101, [2]]
Tên gọi Độ nhớt Khối lượng riêng
Dầu ô tô máy kéo AK-20
Bôi trơn ổ lăn
Khi ổ được bôi trơn đúng kỹ thuật, nó sẽ không bị mài mòn, vì chất bôi trơn giúp ngăn chặn sự tiếp xúc trực tiếp giữa các chi tiết kim loại.
Ma sát trong ổ giảm, tăng khả năng chống mòn và thoát nhiệt tốt hơn, bảo vệ bề mặt khỏi han gỉ, đồng thời giảm tiếng ồn.
- Ta sử dụng mỡ để bôi trơn ổ lăn vì một số lí do sau:
Mỡ bôi trơn dễ dàng được giữ trong ổ hơn so với dầu, đồng thời có khả năng bảo vệ ổ khỏi các tác động của tạp chất và độ ẩm.
+ Mỡ có thể dùng cho làm việc lâu dài (khoảng 1 năm), độ nhớt ít bị thay đổi khi nhiệt độ thay đổi nhiều
Theo bảng 15.15a, loại mỡ LGMT2 được chọn vì phù hợp cho các ổ cỡ nhỏ và trung bình, hoạt động hiệu quả trong điều kiện làm việc cao hơn Mỡ này có khả năng chịu nước tốt và chống gỉ cao, với nhiệt độ làm việc từ -30°C đến 120°C và độ nhớt động học là 91 mm².
Bảng dung sai lắp ghép
6.4.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng
- Do các bánh răng lắp cố định và ít tháo lắp, do hộp giảm tốc chịu tải vừa, va đập nhẹ nên ta chọn mối ghép then là 𝐻7
6.4.2 Dung sai và lắp ghép ổ lăn
Khi lắp ghép ổ lăn ta lưu ý:
- Lắp vòng trong lên trục theo hệ thống lỗ,lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục
- Để các vòng ổ không trơn trượt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc, cần chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay
- Đối với các vòng không quay ta sử dung kiểu lắp có độ hở
→ Chính vì vậy mà khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, còn khi lắp ổ lăn vào thân máy thì ta chọn H7
❖ Ta có dung sai lắp ghép như sau:
6.4.3 Dung sai lắp ghép nắp hộp
Chọn lắp theo hệ thống lỗ, chọn kiểu lắp lỏng H7/k6 để dể dàng tháo lắp và điều chỉnh
Sai lệch giới hạn trên (𝜇𝑚)
Sai lệch giới hạn dưới (𝜇𝑚)
6.4.4 Dung sai lắp ghép then và các chi tiết khác
Kích thước tiết diện then
Sai lệch giới hạn trên (𝜇𝑚) Sai lệch giới hạn dưới (𝜇𝑚)
❖ Chốt định vị: Chọn mối lắp ghép P7/h6
❖ Vòng chắn dầu: Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp
Sai lệch giới hạn trên
Sai lệch giới hạn dưới
Sai lệch giới hạn trên
Sai lệch giới hạn dưới