PHIẾU ĐÁNH GIÁ KẾT QUẢ ĐỒ ÁN Họ và tên sinh viên: Mã số sinh viên: Mã đề: Đánh giá của giảng viên hướng dẫn 1 Đi thông qua đầy đủ và Hoàn thành đúng tiến Đánh giá của cán bộ hỏi thi 1
TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
Chọn động cơ điện
Động cơ điện xoay chiều 3 pha không đồng bộ roto ngắn mạch có nhiều ưu điểm vượt trội như hiệu suất cao hơn động cơ 1 pha, kết cấu đơn giản, giá thành rẻ, dễ bảo dưỡng và có thể kết nối trực tiếp với lưới điện 3 pha mà không cần biến đổi dòng điện Nhờ những ưu điểm này, động cơ này được sử dụng rộng rãi trong các ngành công nghiệp để dẫn động các thiết bị như băng tải, xích tải, và thùng trộn.
Tính chọn động cơ điện
1.2.1 Xác định công suất yêu cầu trên trục công tác:
1000 = 3,234(kW)(theo công thức 2.11 tr.20[1]) Trong đó:
• P lv là công suất yêu cầu trên trục công tác(kW)
• F là lực kéo xích tải(N)
• v là vận tốc xích tải( m s)
1.2.2 Hiệu suất hệ dẫn động: η c = η br η x η k η o𝑡 η ol 2 (theo công thức 2.9 tr.19[1])
Trong đó tra bảng 2.3 tr.19 [1] có được:
• Hiệu suất bộ truyền bánh răng: η br = 0,96
• Hiệu suất bộ truyền xích: η x = 0,93
1.2.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ:
0,849= 3.809 (kW)(theo công thức 2.8 tr.19[1])
1.2.4 Xác định số vòng quay trên trục công tác: n lv = 60000v z.p = 60000.3,44
14.110 = 134,03(vòng phút⁄ ) (theo công thức 2.17 tr.21[1]) Với:
• v là vận tốc đĩa xích (m/s);
• z số răng đĩa xích (răng);
1.2.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ: u sb = u br u x (theo công thức 2.15 tr.21[1]) Theo Bảng 2.4 tr.21[1] chọn
• Tỉ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ u br = 3,5
• Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền xích u x = 3
1.2.6 Số vòng quay trên trục động cơ: n yc = n lv u sb = 134,03.10,5 = 1407,32(vòng phút⁄ )(theo công thức 2.18 tr.21[1])
1.2.7 Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ:
Từ n sb = 866,7 ( vòng ph ), chọn theo dãy số vòng quay đồng bộ của động cơ có được: n đb 𝑡 = 1500 ( v ph)
Tra bảng phụ lục P 1.3 đến P 1.7 trang 237 [1] chọn động cơ thỏa mãn điều kiện:
P dc cf ≥ P yc = 3,809 (kW) Kết quả chọn được động cơ có thông số như bảng sau sau:
Phân phối tỉ số truyền
1.3.1 Tỉ số truyền của cả hệ: u ch = n đc n lv = 1420
134,03= 10,59(theo công thức 3.23 tr.48[1]) Trong đó:
• nđc là số vòng quay thực của động cơ
• nlv là số vòng quay trục công tác
1.3.2 Phân phối tỷ số truyền của hệ cho các bộ truyền: u ch = u x u br (theo công thức 3.24 tr.48[1]) Với:
• ubr là tỉ số truyền của cặp bánh răng
• ux là tỉ số truyền của của bộ truyền xích
Chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc: ubr = 3,5
Công thức, bảng và hình vẽ
1.4.1 Công suất trên các trục:
• Công suất trên trục công tác: 𝑃 𝑐𝑡 = P lv = 3,234(kW)
• Công suất trên trục II:
• Công suất trên trục động cơ:
1.4.2 Số vòng quay trên các trục
• Số vòng quay trên trục động cơ: nđc = 1420 (vòng/phút)
• Số vòng quay trên trục I: n I = n đc u kn = 1420
• Số vòng quay trên trục II: n II = n I u br 20
• Số vòng quay trên trục công tác: n lv = n II u x @5,71
1.4.3 Mô men xoắn trên các trục
T i = 9,55 10 6 P i n i Trong đó: 𝑃𝑖, 𝑛𝑖, 𝑇𝑖 tương ứng là công suất, tốc độ quay và mô men xoắn trên trục i Thay số vào công thức, ta có:
1.4.4 Bảng tính được lập như sau:
Thông số Trục động cơ Trục I Trục II Trục công tác
Tỉ số truyền u uk = 1 ubr = 3,5 ux = 3,03
Tốc độ quay n (vòng/phút) 1420 1420 405,71 133,898
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
Chọn loại xích
Chọn loại xích ống con lăn
11 Đồng Đỗ Minh Ngọc p:bước xích(mm)
B:độ rộng trong của con lăn(mm) d1:đường kính con lăn(mm) dc:đường kính trục trong con lăn(mm)
Chọn số răng đĩa xích
• Số răng đĩa xích nhỏ:
• Số răng đĩa xích lớn:theo công thức 5.1 tr.80[1]
Xác định bước xích
Bước xích p được tra trong bảng 5.5 Tr.81[1] với điều kiện là : P t ≤ [P]
P t – công suất tính toán(theo công thức 5.3 tr.81[1])
Chọn bộ truyền thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ là
Do vậy ta tính được:
• k: Hệ số sử dụng: theo công thức 5.4 tr.81[1] k = k 0 k a k đc k bt k d k c Các hệ số thành phần được tra tại bảng 5.6 Tr 82[1]
✓ k 0 : Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền
Với 𝛽= 60° tra bảng 5.6 ta được ko = 1
✓ k a – hệ số ảnh hưởng của bộ truyền ngoài và chiều dài xích
Chọn a = (30÷50) p→ tra bảng bảng 5.6 ta được ka = 1
✓ k đc : Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích ⇒ k đc = 1
✓ k bt – hệ số ảnh hưởng của bôi trơn: kbt = 1
✓ k đ - Hệ số tải trọng động(va đập nhẹ ): k đ = 1,2
✓ k c - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền:với số ca làm việc là 3 ta được k c = 1,45 k = k 0 k a k đc k bt k d k c = 1.1.1.1,2.1.1,45 = 1,74 Tính được 𝑃 𝑡 = 𝑃 𝑘 𝑘 𝑧 𝑘 𝑛 = 3,55 1,74 1,09 0,99 = 6,67 (𝑘𝑊)
Tra bảng 5.5 Tr.81[1] với điều kiên:{ P t = 6,67 ≤ [P] n 01 = 400(vg/ph)
❖ Công suất cho phép: [P] = 8,38 (kW)
Xác định khoảng cách trục và số mắt xích
- Chọn sơ bộ: asb = 35.19,05 = 666,75(mm) (theo công thức 5.11 tr.84[1])
- Số mắt xích: theo công thức 5.12 tr.85[1] x = 2a sb p + Z 1 +Z 2
4π 2 666,75 = 118,099 Lấy x là số chẵn, x = 120 mắt
- Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 Tr.85[1] a ∗ = p
] a ∗ = 685,27 (mm) Để xích không quá căng thì cần giảm a một lượng: ∆a = (0,002 ÷ 0,004)a ∗
13 Đồng Đỗ Minh Ngọc a= a ∗ - ∆ah5,27-2,06h3,21mm
Kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây :
Tra bảng 5.9 Tr.85[1] với loại xích ống con lăn, bước xích p = 19,05 (mm)
→Số lần va đập cho phép của xích: [i] = 35 i = Z 1 n 1
Kiểm nghiệm xích về độ bền
Khi bộ truyền xích gặp tình trạng quá tải lớn khi khởi động hoặc thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình hoạt động, cần thực hiện kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn s Công thức tính hệ số an toàn là: s = Q k đ F t + F 0 + F v ≥ [s] (theo công thức 5.15 tr.85[1]).
Với n@0(v/ph) và p = 19,05 mm tra bảng 5.10 Tr.86[1] được [s] = 9,3
Tra bảng 5.2 trang 78 tài liệu tham khảo [1] với p = 19,05 (mm) và xích con lăn 1 dãy ta được:
• Khối lượng 1 mét xích: q = 1,9 (Kg)
➢ k đ - Hệ số tải trọng động: k đ = 1,2
➢ Vận tốc trên vành đĩa dẫn: v = Z 1 p n 1 60.1000 #.19,05.405,71
➢ F v – Lưc căng do lực ly tâm gây ra:
➢ F0 – lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra
Xác định các thông số của đĩa xích
- Đường kính vòng chia đĩa xích:
• Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ: d 1 = p sin π
• Đường kính vòng chia đĩa xích lớn: d 2 = p sin π
- Đường kính vòng đỉnh đĩa xích:
• Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ: d a1 = p [0,5 + cotg (π
• Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn: d a2 = p [0,5 + cotg (π
- Bán kính đáy: r = 0,5025 d 1 ′ + 0,05 Tra bảng 5.2 Tr.78[1] ta được:d 1 ′ = 11,91(mm)
- Đường kính chân răng đĩa xích:
• Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ: d f1 = d 1 − 2r = 139,902 − 2.6,0348 = 127,83(mm)
• Đường kính chân răng đĩa xích lớn: d f2 = d 2 − 2r = 424,609 − 2.6,0348 = 412,54(mm)
- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.18 Tr.87[1] : σ H1 = 0,47√k r (F t K đ + F vđ ) E
• K đ – Hệ số tải trọng động: K đ = 1
• kd – hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy Chọn kd = 1 (có 1 dãy)
• A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng 5.12 Tr87 [1] với p = 19,05(mm) và 1 dãy xích con lăn→ A 106 (mm 2 )
• k r : hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích tra bảng Tr87 [1] theo số răng Z 1 = 23 ta được k r = 0,44
• Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích (m=1) (theo công thức 5.19 tr.87[1])
Do E 1 = E 2 = 2,1 10 5 Hai đĩa xích là thép
Vậy chọn vật liệu thép C45 tôi cải thiện có [σ H ] = 600 > σ H = 481,29 MPa → Đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích.
Xác định lực tác dụng lên trục
Theo công thứ 5.20 Tr 88[1] ta có:
Trong đó: k x −Hệ số kể đến trọng lượng của xích kx =1,05 (vì 𝛽` 0 > 40° )
Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích
Thông số Ký hiệu Giá trị
Loại xích Xích ống con lăn
Số răng đĩa xích nhỏ z1 23
Số răng đĩa xích lớn z2 70
Đĩa xích được chế tạo từ vật liệu thép 45 với độ bền σ H đạt 600 MPa Đường kính vòng chia của đĩa xích nhỏ là 139,902 mm, trong khi đường kính vòng chia của đĩa xích lớn là 424,609 mm Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích nhỏ là 148,124 mm, và đường kính vòng đỉnh của đĩa xích lớn là 433,706 mm.
Bán kính đáy r 6,0348 (mm) Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df1 127,83 (mm) Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df2 412,54(mm)
Lực tác dụng lên trục Fr 1259,286 (N)
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG
Chọn vật liệu bánh trăng
Chọn vật liệu làm bánh răng:
- Vật liệu bánh răng nhỏ:
Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện
17 Đồng Đỗ Minh Ngọc Độ rắn: HB$1…285 chọn HB1= 240
- Vật liệu bánh răng lớn:
Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện Độ rắn: HB2…240 chọn HB2"8
3.2 Xác định ứng suất cho phép a Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:
𝑆 𝐻, , 𝑆 𝐹 – Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn :
𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚 ° ,𝜎 𝐹𝑙𝑖𝑚 ° - Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở:
𝐾 𝐻𝐿 , 𝐾 𝐹𝐿 – Hệ số tuổi thọ ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền :
Trong đó: 𝑚 𝐻 , 𝑚 𝐹 - Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc
Do bánh răng có: HB < 350 => 𝑚 𝐻 = 6 𝑣à 𝑚 𝐹 = 6
𝑁 𝐻0 , 𝑁 𝐹0 - Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:
𝑁 𝐹0 = 4 10 6 đối với tất cả loại thép
𝑁 𝐻𝐸 , 𝑁 𝐹𝐸 - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương
Do bộ truyền chịu trọng tải tĩnh:
Trong đó: c - số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c = 1 n - Vận tốc vòng của bánh răng
𝑡 𝛴 - Thời gian làm việc của bánh răng
Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
→ [σ H ] = 𝑚𝑖𝑛 {[σ H1 ]; [σ H2 ]} = 478,182 Ứng suất cho phép khi quá tải:
Xác định khoảng cách trục sơ bộ
Với:𝐾 𝑎 - Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng:
Tra bẳng 6.5 [1] tr96 với cặp bánh răng nghiêng bằng thép:
𝑇 1 - Mômen xoắn trên trục chủ động: 𝑇 1 = 25152,82 (Nmm)
[𝜎 𝐻 ] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [𝜎 𝐻 ] = 478,182 (MPa) u - Tỉ số truyền: u = 3,5
𝜓 𝑏𝑎 , 𝜓 𝑏𝑑 - Hệ số chiều rộng vành răng:
Tra bảng 6.6 [1] tr97 với bộ truyền đối xứng, HB < 350 ta chọn được 𝜓 𝑏𝑎 = 0,3
Hệ số K Hb và K Fb phản ánh sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, ảnh hưởng đến ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn Dựa vào bảng 6.7 với giá trị ψ bd = 0,7155 và sơ đồ bố trí ứng, ta có thể tính toán các ứng suất cần thiết cho thiết kế.
Xác định các thông số ăn khớp
Tra bảng 6.8 [1] tr99 chọn m theo tiêu chuẩn: m = 2 (mm) b Xác định số răng:
Tỷ số truyền thực tế: u t =𝑍 2
24= 3,5 Sai lệch tỉ số truyền
𝑢 𝑏𝑟 = | 3,5−3,5 3,5 | 100%= 0 % < 4% → Thoả mãn tỷ số truyền c Xác định lại khoảng cách trục chia
2 = 108(𝑚𝑚) Chọn 𝑎 𝜔 = 110 𝑚𝑚 d Xác định hệ số dịch chỉnh
Do 𝑎 𝜔 ∗ ≠ 𝑎 𝜔 ta có hệ số dịch chỉnh tâm
24+84= 9,26 Tra bảng 6.10aT101[1] với 𝑘 𝑦 = 9,26 ta được 𝑘 𝑥 = 0,568
Hệ số giảm đỉnh răng ∆y= 𝑘 𝑥 (𝑍 1 +𝑍 2 )
1000 = 0,0613 Tổng hệ số dịch chỉnh: 𝑥 𝑡 = 𝑦 + ∆𝑦 = 1 + 0,0613 = 1,0613
Hệ số dịch chỉnh bánh răng chủ động: 𝑥 1 = 1
Hệ số dịch chỉnh bánh răng bị động: 𝑥 2 = 𝑥 𝑡 − 𝑥 1 = 1,0613 − 0,253 = 0,8083 d.Xác định góc ăn khớp 𝛼 𝑡𝑤 cos𝛼 𝑡𝑤 =(𝑍 1 + 𝑍 2 ) 𝑚 𝑐𝑜𝑠𝛼
Xác định các hệ số và một số thông tin động học
Tỉ số truyền thực 𝑢 𝑡 = 3,5 Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:
𝑑 𝑤2 = 2𝑎 𝑤 − 𝑑 𝑤1 = 2.110 − 48,89 = 171,11 (𝑚𝑚) Vận tốc dài của bánh răng:
60000 = 3,635 (𝑚/𝑠) Tra bảng 6.13 [1] tr106 với bánh răng trụ răng nghiêng và v=3,635 (m/s) ta được cấp chính xác của bộ truyền là: CCX = 8
Tra phụ lục 2.3[1] tr250 với:
Từ thông tin trang 91, 92[1] ta được: 𝑅 𝑎 =2,5 ÷ 1,25 𝜇𝑚 => 𝑍 𝑅 = 0,95
Hệ số tập trung tải trọng : {𝐾 𝐻𝛽 = 1,03
𝐾 𝐻𝑣 , 𝐾 𝐹𝑣 – hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp khi tính về ứng suất tiếp xúc, uốn:
𝐾 𝐻𝛼 , 𝐾 𝐹𝛼 - hệ số phân bố đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất tiếp xúc, uốn Tra bảng 6.14[1] tr107 với v = 3,635 (m/s), cấp chính xác 8 ta được:
Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
a) Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc:
[𝜎 𝐻 ] - Ứng suất tiếp xúc cho phép:
𝑍 𝑀 - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp Tra bảng 6.5[1] tr96 ta được
𝑍 𝐻 - hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc
𝑍 𝜀 - Hệ số trung khớp của răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang 𝜀 𝑎 và hệ số trung khớp dọc 𝜀 𝛽 :
𝐾 𝐻 - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
=> Bộ truyền trên đủ bền, thoả mãn b) Kiểm nghiệm độ bền uốn:
𝑌 𝐹1 ≤ [𝜎 𝐹2 ] [𝜎 𝐹1 ] , [𝜎 𝐹2 ] - Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:
𝐾 𝐹 - Hệ số tải trọng khi tính về uốn
𝑌 𝜀 : Hệ số trùng khớp của bánh răng
𝑌 𝛽 : Hệ số nghiêng của bánh răng: 𝑌 𝛽 = 1
𝑌 𝐹1 , 𝑌 𝐹2 -Hệ số dạng răng: Phụ thuộc vào số răng tương đương 𝑍 𝑣1 và 𝑍 𝑣2 :
Một số thông số hình học của cặp bánh răng
Khoảng cách trục chia: a = 0,5 (𝑑 1 + 𝑑 2 ) = 0,5(48 + 84) = 108 (mm) Đường kính đỉnh răng:
𝑑 𝑓2 = 𝑑 2 − (2,5 − 2𝑥 2 )𝑚 = 168 − (2,5 − 2.0,8083) 2 = 166,23 (𝑚𝑚) Đường kính có vòng cơ sở: { 𝑑 𝑏1 = 𝑑 1 𝑐𝑜𝑠(𝑎) = 48 𝑐𝑜𝑠20 𝑜 = 45,11 (𝑚𝑚)
𝑑 𝑏2 = 𝑑 2 𝑐𝑜𝑠(𝑎) = 168 𝑐𝑜𝑠20 𝑜 = 157,87 (𝑚𝑚) Bảng tổng kết thông số :
Thông số Ký hiệu Giá trị
Khoảng cách trục chia 𝑎 108(mm)
𝑍 2 84 Đường kính vòng chia 𝑑 1 48(mm)
𝑑 2 168(mm) Đường kính vòng lăn
𝑑 𝑤2 171,11(mm) Đường kính đỉnh răng
𝑑 𝑎2 171,49(mm) Đường kính cơ sở
Hệ số trùng khớp ngang 𝜀 𝑎 1,71
Hệ số trùng khớp dọc 𝜀 𝛽 0
Góc nghiên của bánh răng 𝛽 14,53
Chiều rộng vành răng 𝑏 𝑤 33(mm) Đường kính đáy răng
Tính thiết kế trục
Tính toán khớp nối
Mômen cần truyền: T = 𝑇 𝑑𝑐 = 25690,85(N mm) Đường kính trục động cơ 𝑑 𝑑𝑐 = 28 (mm) (tra bảng P1.7T242[1] cho động cơ 4A100L4Y3)
Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi vì loại này dễ chế tạo, thay thế, làm việc tin cậy, được sử dụng rộng rãi Điều kiện
𝑇 𝑡 là mômen xoắn tính toán với 𝑇 𝑡 = 𝑘𝑇 với k là hệ số chế độ làm việc phụ thuộc vào loại máy
T: mômen xoắn danh nghĩa trên trục, 𝑇 = 𝑇 𝑑𝑐 = 25690,85 𝑁 𝑚𝑚
Tra bảng 16.1[2] tr58 với hệ dẫn động băng tải thu được k = 1,2 ÷ 1,5
Tra bảng 16.10[2] tr68 ta được với:
𝐷 𝑜 = 90𝑚𝑚 Tra bảng 16.10[b] tr69 với 𝑇 𝑘𝑛 = 250 (N.m) ta được kích thước cơ bản của vòng đàn hồi
4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối a) Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi
𝑍.𝐷 0 𝑑 𝑐 𝑙 3 ≤ [𝜎] 𝑑 [𝜎] 𝑑 ứng suất dập cho phép của vòng cao su lấy ( 2 …4) MPa
Thỏa mãn b) Điều kiện sức bền của chốt
𝜎 𝑢 - Ứng suất cho phép của chốt
4.1.3 Lực tác dụng lên trục:
4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi
Bảng tổng kết thông số
Thiết kế trục
Chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính: 𝜎 𝑏 = 850 𝑀𝑃𝑎 và ứng suất xoắn cho phép [𝜏]=(12…20)MPa
4.2.2 Sơ đồ lực phân bố
Thông số Ký hiệu Giá trị
Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được 𝑇 𝑘𝑛 125(mm) Đường kính lớn nhất có thể của trục nối 𝑑 𝑘𝑛 28 (mm)
Số chốt Z 4 Đường kính vòng tâm chốt 𝐷 0 90
Chiều dài phần tử đàn hồi 𝑙 3 28(mm)
Chiều dài đoạn phân tử công xôn của chốt 𝑙 1 34(mm) Đường kính của chốt đàn hồi 𝑑 𝑐 14(mm)
4.2.3Xác định các giá trị của các lực tác dụng lên trục và bánh răng
Lực tác dụng lên bộ truyền xích:𝐹 𝑥 = 1259,286
Lực từ khớp nối tác dụng lên trục: 𝐹 𝑘𝑛 = 114,182 (N)
Lực tác dụng lên bộ truyền bánh rang trụ răng nghiêng:
4.2.3 Xác định sơ bộ đường kính trục:
𝑇 𝐼 - Mômen xoắn danh nghĩa trên trục I : 𝑇 𝐼 = 25152,82(N.mm)
[𝜏] - Ứng suất xoắn cho phép [𝜏] ÷30( Mpa) với trục vào hộp giảm tốc ta chọn
𝑇 𝐼𝐼 - Mômen xoắn danh nghĩa trên trục II: 𝑇 𝐼𝐼 563,38(Nmm)
[𝜏] - Ứng suất xoắn cho phép [𝜏] ÷30( Mpa) với trục vào hộp giảm tốc ta chọn
4.2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: a Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục:
Ta được chiều rộng ổ lăn trên các trục :{𝑏 01 = 15(𝑚𝑚)
𝑏 02 = 19(𝑚𝑚) b xác định các khoảng cách :
+ Trục I: Vì hộp giảm tốc 1 cấp nên ta có:
- Chiều dài mayo bánh răng trụ: l m13 = (1,2 ÷ 1,5)d 1 = (1,2 ÷ 1,5) 20 = (24 ÷ 30)(mm) Chọn l m13 = 25 (mm)
- Chiều dài mayo giữa khớp nối : l m12 = (1,4 ÷ 2,5)d 1 = (1,4 ÷ 2,5) 20 = (28 ÷ 50)(mm)
Khoảng cách công xôn trên trục I tính từ khớp nối đến gối đỡ : l c12 = 0,5 (l m12 + b 01 ) + k 3 + h n Trong đó: 𝑘 3 - khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ
ℎ 𝑛 - Chiều cao nắp ổ và đầu bulông
- Khoảng cách từ gối đỡ đầu tiên đến tiết diện thứ 3 trên trục I: Tra bảng 10.4
Khoảng cách k1 là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của vỏ hộp, trong khi đó k2 là khoảng cách từ mặt mút của ổ đỡ đến thành trong của vỏ hộp.
-Khoảng cách giữa hai gối đỡ trên trục I :
Vậy trên trục I ta có:
+ Trục II: làm tương tự trục I ta được
Chiều dài mayơ bánh răng trụ: l m23 = (1,2 ÷ 1,5)d 2 = (1,2 ÷ 1,5) 30 = (36 ÷ 45)(mm)
Chiều dài mayo đĩa xích:
Các kích thước khác chọn theo bảng 10.3T189[1] :
4.2.5.Xác định các phản lực lên gối đỡ:
-Lực tác dụng lên trục I từ khớp nối: 𝐹 𝑘𝑛 = 114,182 (N)
-Lực tác dụng lên trục II từ bộ truyền xích :𝐹 𝑥 59,286 (N)
-Lực tác dụng lên bánh răng:
Tính thiết kế trục
Theo các điều kiện cân bằng lực và mô men ta lập được hệ phương trình sau:
Giải hệ phương trình trên:
𝐹 𝑦1 = 214,475Biểu đồ mômen uốn 𝑀 𝑥𝑧 ; 𝑀 𝑦𝑧 và biểu đồ mômen xoắn T trên trục I:
Mômen uốn tổng 𝑀 𝑗 , mômen tương đương 𝑀 𝑡đ𝑗 ứng với các tiết diện j được tính theo công thức :
𝑀 𝑗 , 𝑀 𝑡đ , 𝑑 𝑗 - lần lượt là mô men uốn tổng, mômen tương đương, đường kính trục tại các tiết diện j trên chiều dài trục
𝑀 𝑥𝑗 ,𝑀 𝑦𝑗 -mômen uốn trong mặt phẳng yOx và xOz tại các tiết diện thứ j
[𝜎]-ứng suất uốn cho phép chế tạo trục, tra bảng 10.5[1].195 có [𝜎]g M𝑃 𝑎
Tại tiết diện khớp nối 1-2
3 = 14,81 (mm) Tại tiết diện lắp ổ lăn 1-1
Tại tiết diện bánh răng 1-3
Ta chọn đường kính trục theo tiêu chuẩn để đảm bảo điều kiện lắp ghép:
Chọn then bằng do các trục đều nằm trong hộp giảm tốc Để đảm bảo tính công nghệ, ta chọn loại then giống nhau trên cùng 1 trục
- Theo TCVN2261-77 (bảng 9.1a- 173 – tập 1), ta có thông số
Tiết diện Đường kính trục
Kích thước tiết diện Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của dãy r b h 𝑡 1 𝑡 2 Nhỏ nhất Lớn nhất
4.3.3 Kiểm tra độ bền của then
𝑑 𝑙 𝑡 𝑏 ≤ [𝜏 𝑐 ] = 40 … 60 𝑀𝑃𝑎 Tại vị trí lắp bánh răng 1-3:
Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then
30.22.8 = 9,53 (MPa) ≤ [τ c ] = 40 .60 (MPa) = > Then đủ bền
Kiểm nghiệm trục
𝜏 −1 = 0,58 ⋅ 𝜎 −1 = 0,58 ⋅ 370,6 = 214,95(MPa) Với 𝜎 −1 và 𝜏 −1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng và theo bảng 10.7 ta có: 𝜓 𝜎 = 0,05(𝑀𝑃𝑎), 𝜓 𝜏 = 0
Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng, ta có
2⋅𝑑 𝑗 (trục có một rãnh then)
Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động, ta có :
Với W 0j , W j là mô men cản xoắn và cản uốn tại thiết diện thứ j của trục Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục:
Biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục I cho thấy các tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng 3 và tiết diện lắp ổ lăn 0 Kết cấu trục đã được thiết kế để đảm bảo độ bền mỏi, với hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó phải thỏa mãn các điều kiện nhất định.
[s] - hệ số an toàn cho , [s] = 1,5 … 2,5
S 𝜎 , S 𝜏 - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau:
Hệ số an toàn tính riêng về ứng suất uốn là : 𝑆 𝜎𝑗 = 𝜎 −1
• Hệ số an toàn tính riêng về ứng suất xoắn là: 𝑆 𝜏𝑗 = 𝜏 −1
𝜎 −1 , 𝜏 −1 − giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng
𝜎 aj , 𝜏 aj va𝜎 mj , 𝜏 mj − biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét
Chọn sơ bộ kiểu lắp ℎ6 theo bảng 10.11 (tr198 [1]) ta có:
K 𝜎𝑑𝑗 , K 𝜏𝑑𝑗 là các hệ số được xác định theo công thức:
+) K x , K y lần lượt là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt và hệ số tăng bền bề mặt Tra bảng 10.8-Tập I ta được: K x = 1,1 K y = 1
Hệ số an toàn tổng :
• Tại thiết diện lắp khới nối 1-2
Có các thông số Đường kính trục : 20 mm
• Tại thiết diện lắp ổ lăn 1-1
• Đường kính thiết diện : d 1−1 = 25 mm b × h: 0 × 0
• Kiể m nghiể m hể số an toàn s:
Thố a mãn điể u kiể n vể hể số an toàn
* Tại thiết diện lắp bánh răng 1-3 :
Ta có các thông số sau: Đường kính thiết diện d 1−3 : 30 mm
Chiều sâu rãnh then trên trục t 1 : 4 mm
Ta tính được các kết quả tính toán như sau:
2 ⋅ 4580,37 = 2,74(MPa) Kiểm nghiệm hệ số an toàn s:
Vậy thỏa mãn điều kiện về hệ số an toàn
Tính sơ bộ trục II
Từ d sb2 = 35( mm) ta chọn đường kính các đoạn trục:
• Tại tiết diện lắp bánh răng: d 23 = 45( mm)
• Tại tiết diện lắp ổ lăn: d 22 = 40( mm)
• Tại tiết diện lắp đĩa xích : d 21 = 35( mm)
Chọn then trên trục II:
Để đảm bảo tính đồng nhất và công nghệ trong hộp giảm tốc, chúng ta cần chọn loại then bằng cho các trục Việc sử dụng then giống nhau trên cùng một trục là rất quan trọng để đảm bảo hiệu suất hoạt động.
Khi đó, theo TCVN 2261- 77 ta có thông số của các loại then được sử dụng nhu sau:
Tiết diện Đường kính trục
Kích thước tiết diện Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của dãy r b h 𝑡 1 𝑡 2 Nhỏ nhất Lớn nhất
Tính chọn ổ lăn
5.1 Chọn loại ổ lăn cho trục 1
1 Chọn ổ lăn cho trục II
Với tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm, ổ bi đỡ được sử dụng cho các gối đỡ 0 và 1 Dựa vào kết cấu trục với đường kính ngõng trục 𝒅 𝟎 = 𝒅 𝟏 = 𝟑𝟓𝒎𝒎 và tham khảo từ bảng P2.7 T255, chúng ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung.
Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) Đường kính bi (mm)
2 Chọn ổ lăn cho trục I 2.1.Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ
Với tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm, dùng ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ 0 và 1
2.2.Chọn sơ đồ kích thước ổ
Dựa vào kết cậu trục trên đường kính ngõng trục d và từ bảng P2.7 T255[1], ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung
Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) Đường kính bi (mm)
2.3.Tính kiểm nghiệm khả năng chịu tải của ổ lăn
Theo công thức11.1 T213[1]: Khả năng chịu tải động
+ Tuổi thọ của ổ bi đỡ: m = 3
+ L: là tuổi thọ của ổ lăn
+X: hệ số tải trọng hướng tâm (X=1)
+ V: Hệ số kể đến vòng vào quay, ở đây vòng trong quay nên V = 1
+ Fr, Fa: tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục
+𝑘 𝑑 : hệ số tải trọng động (bảng 11.3 – 215 – tập 1) Va đập nhẹ lấy 𝑘 𝑑 = 1,2
+ 𝑘 𝑡 : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ: 𝑘 𝑡 = 1 (vì 𝑡 ° < 100 ° 𝐶)
Kiểm nghiệm ở ổ chịu tải lớn hơn, 𝐹 𝑟 = 𝐹 0 = 631,246
Ổ thỏa mãn khả năng tải động
2.4.Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ
Theo công thức 11.19 tr221[1] ta có tải trọng tính toán 𝑄 0 = 𝑋 0 𝐹 𝑟
Theo công thức 11.20tr221[1] ta có 𝑄 1 = 𝐹 𝑟 = 631,246 𝑁 = 0,6 𝑘𝑁
Chọn Q= 𝑄 1 để kiểm tra vì 𝑄 1 > 𝑄 0
Ổ thỏa mã khả năng tải tĩnh
Tính kết cấu hộp giảm tốc
Vỏ hộp
6.1.1 Tính thiết kế vỏ hộp
- Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ
- Vật liệu: gang xám GX15-32
Bề mặt lắp ghép của vỏ hộp đi qua tâm các trục
Dùng phương pháp đúc để tạo nắp ổ , vật liệu là GX15-32
Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc
Chiều dày: Thân hộp 𝛿 δ = 0,03.a + 3 = 0,03.110 + 3 = 6,3(mm)
Nắp hộp , 𝛿 1 𝛿 1 = 0,9.δ = 0,9.7 = 6,3(mm) chọn 𝛿 1 = 6,5 (mm)
Gân tăng cứng: Chiều dày , e e = (0,8 ÷ 1)δ = (0,8 ÷ 1).7 = 5,6 ÷ 7
Chọn e = 6 (mm) Chiều cao , h h = 5.δ = 5.7 = 35 (mm)
46 Đồng Đỗ Minh Ngọc Độ dốc Khoảng 2° Đường kính
Bulông ghép bích nắp và thân, 𝑑 3
Vít ghép nắp của thăm, 𝑑 5 𝑑 5 = (0,5 ÷ 0,6)𝑑 2 = (0,5 ÷ 0,6)12= 6 ÷ 7,2 (mm)
Mặt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân hộp,
Chiều dày bích nắp hộp,
Chiều rộng bích nắp và thân,
Kích thước gối trục : Đường kính ngoài và tâm lỗ vít 𝐷 3 , D 2
Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ, 𝐾2
𝐸 2 và C (k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)
Tra bảng 18-2 trang 88 Trục I: 𝐷 2 = 68𝑚𝑚, 𝐷 3 = 54𝑚𝑚 Trục II: 𝐷 2 = 68𝑚𝑚, 𝐷 3 = 54𝑚𝑚
Chọn h = 45mm Mặt đế hộp:
Chiều dày: khi không có phần lồi 𝑆 1
Khi có phần lồi: 𝐷 𝑑 , S 1 và S 2
Bề rộng mặt đế hộp, 𝐾 1 và q Chọn 𝑆 2 = 13 (mm)
Khe hở giữa cấc chi tiết:
Giữa bánh răng với thành trong hộp
Giữa đỉnh răng lớn với đáy hộp
Giữa mặt bên của các bánh răng với nhau
Kết cấu bánh răng trụ đối xứng
+ Các bán kính r; R được tính như sau r = 0,05h + (0,5÷1) = 0,05.2,5 + (0,5÷1) = 0,625÷1,125 mm
Với h: là kích thước rãnh thoát dao
Bảng: Thông số kết cấu bánh răng
6.2 Kết cấu chi tiết khác trên vỏ hộp
6.2.1 Nắp ổ Đường kính nắp ổ được xác định theo công thức :
Trong đó D là đường kính nắp ổ lăn
Vị trí D ( mm ) D 2 ( mm ) D 3 ( mm ) D 4 ( mm ) d 4 ( mm ) Z h
Dùng cho ổ bố trí hình chữ “ O “
6.2.3 Cửa thăm Để kiểm tra qua sát các chi tiết máy trong khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Dựa vào bảng 18-5T92[2] ta được kích thước:
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên, dẫn đến áp suất gia tăng Để điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, nút thông hơi được sử dụng, thường lắp trên nắp cửa thăm Kích thước của nút thông hơi có thể tham khảo trong bảng 18-6T93.
Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn
Do bụi bặm và hạt mài, dầu máy có thể bị ô nhiễm, vì vậy cần thay dầu mới định kỳ Để thực hiện việc thay dầu cũ, có lỗ tháo dầu ở đáy hộp, và trong quá trình làm việc, lỗ này được bịt kín bằng nút tháo dầu.
6.2.6 Kiểm tra mức dầu Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu có kết cấu kích thước như hình vẽ:
Mặt ghép giữa nắp và thân phải nằm trong mặt phẳng chữa đường tâm các trục Để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân khi gia công và lắp ghép, lỗ trụ trên thân hộp và nắp được gia công đồng thời Việc sử dụng hai chốt định vị giúp ngăn chặn biến dạng ở vòng ngoài của ổ khi xiết bulong.
Thông số kĩ thuật của chốt định vị là : d=3 ; c=0,5 ; l@
6.2.8 Ống lót và nắp ổ Ống lót được dùng để đỡ ổ lăn, để thuận tiện khi lắp và điều chỉnh bộ phận ổ đồng thời trái cho ổ khỏi bụi băm, chất bẩn ống lót được làm bằng vật liệu GX15- 32 ta chọn kích thước của ống lót như sau
Chiều dày: δ = 6 … 8(mm) , ta chọn δ = 8(mm)
Chiều dày vai δ1 và chiều dày bích δ 2 δ1 = δ2 = δ= 8(mm) Đường kính lỗ lắp ống lót: D ' = D + 2δ = 40 + 2.8 = 54(mm)
6.2.9 Bulông vòng Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trên nắp và thân thường lắp thêm bulong vòng Kích thước bulong vòng được chọn theo khối lượng hộp giảm tốc
Với a= 120 mm , hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp, tra bảng 18-3bT89[2] ta có Q kg, ta chọn bulong vòng M8
6.3 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp
6.3.1 Bôi trơn trong hộp giảm tốc
Do bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc có vận tốc ≤ 12(m/s), phương pháp bôi trơn ngâm dầu là lựa chọn phù hợp Với vận tốc vòng của bánh răng nghiêng đạt 3,635 m/s, theo bảng 18-11T100[2], độ nhớt của dầu cần sử dụng là 80.
11 ứng với 50 o C Tra bảng 18-13T101[2] ta chọn được loại dầu là: Dầu ô tô máy kéo AK-15
Với bộ truyền ngoài hộp khi làm việc sẽ dính bụi bặm do hộp không được che kín nên ta dùng phương pháp bôi trơn định kì bằng mỡ
Bảng thống kê cho bôi trơn
Thiết bị cần bôi trơn
Thời giant hay dầu hoặc mỡ Dầu ôtô máy kéo
AK-15 Bộ truyền trong 0,6 lít/KW 5 tháng
Mỡ T Tất cả các ổ và bộ truyền ngoài
2/3 chỗ hổng bộ phận 1 năm
6.3.3 Điều chỉnh sự ăn khớp Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then với bánh lớn và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ.Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn
6.3.4 Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai
Tại các tiết diện lắp bánh răng không yêu cầu tháo lắp thường xuyên ta chọn kiểu lắp
H7/k6, tiết diện lắp trục với ổ lăn, khớp nối, đĩa xích được chọn trong bảng sau:
