Đồ Án thiết kế hệ thống dẫn Động thùng trộn Đề tài Đề số 7 thiết kế hệ thống dẫn Động thùng trộn

Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc bánh răng, trục vít.. Tính toán bộ truyền hộp giảm tốcHộp giảm tốc đồng trục có các thông số hình học được chọn giống nhau ngoại trừ bề rộngrăng và

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

Tính toán bộ truyền xích

1 Xác định số răng đĩa xích:

 Số răng đĩa xịch được tính theo công thức: z 1 = 29 − 2 u xích = 29 − 2 2 , 37 = 24 , 26

 Tính số răng đĩa xích bị dẫn theo công thức: z 2 =z 1 u xích % 2 ,37a , 62

 Tỉ số truyền thực tế: u , = z 2 z 1 = 61

 Sai số tương đối tỉ số truyền:

Vì z 1< z max = 120 răng nên bộ truyền thỏa điều kiện hạng chế tăng bước xích của bộ truyền xích ống.

Hệ số điều kiện sử dụng được tính bằng công thức: \$k = k_r \cdot k_a \cdot k_0 \cdot k_{dc} \cdot k_b \cdot k_{lv}\$ Trong đó, \$k_r = 1, 2\$ cho tải trọng va đập nhẹ, \$k_a = 1\$ với \$a = (30 ÷ 50) p_c\$, và \$k_0 = 1,25\$ khi bộ truyền xích nằm dọc hợp với phương ngang một góc 90 độ Hệ số \$k_{dc} = 1\$ cho thiết kế bộ truyền có khả năng điều chỉnh, \$k_b = 1,5\$ cho bôi trơn định kỳ, và \$k_{lv} = 1, 12\$ cho làm việc 2 ca Tính toán tổng hợp cho thấy \$k = 2,52\$.

 Hệ số sét đến số dãy xích: k x =1

 Công suất tính toán dùng để tra bảng được tính theo công thức: p t = k k z k n p 1 k x ≤ [ p ] p t = 2 , 52 1 1 , 69 3 ,37

Theo bảng 9.1, tra cột n 01 0 vòng / phút ta chọn:

3 Kiểm tra số vòng quay tới hạn:

Theo bảng 9.2, ta thấy bộ truyền thỏa điều kiện số vòng quay tới hạn với bước xích 31,75 mm

4 Vận tốc trung bình của xích theo công thức: v= z 1 p c n 1

5 Tính toán kiểm nghiệm bước xích:

Tra bảng 9.3, với p c 1 , 75 mm và n 01 0 vòng / phút , chọn [ p 0 ] = 29 p c ≥600 √ 3 z 1 n p 1 1 [ k p 0 ] k x = 600 √ 3 25 3 118 , 37 , 61 2 ,52 29.1 = 27 , 73 mm

6 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích X:

 Khoảng cách trục sơ bộ: a= 40 p c = 40.31 , 75 70 mm

 Xác định khoảng cách trục: a= p c

Vì bộ truyền xích đặt nghiên góc α >70 ° so với đường nằm ngang nên không giảm bớt a.

8 Số lần va đập của bản lề xích trong một giây: i = 4 L v = 4.1 3 , 937 , 569 = 1,59 ≤ [ i ] ( xích ống con lăn ,bước xích31 , 75 )

9 Kiểm nghiệm bộ truyền xích:

F 0 (lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra).

F 0 = K f q m a g =1.5,5.1,273.9,81h,68 trong đó : k f =1 ;bộ truyền xíchthẳng q m =5 , 5 kg ;khối lượng 1 m xích

F v : lực căng dolực li tâm sinh ra : F v =q m v 2 =5 , 5.1 ,569 2 =8,63N

Lực vòng có íchtrên đĩa xích : F t = 1000 p 1 v 1 = 1000.3 , 37

10 Tính lực tác dụng lên trục:

11 Tìm đường kính vòng chia đĩa:

12 Tìm đường kính vòng chia đỉnh xích:

13 Bảng tóm tắt các thông số truyền xích:

Bảng thông số bộ truyền xích

Số răng đĩa dẫn z 1 : 25 (răng)

Số răng của đĩa dẫn là 61, với đường kính vòng chia đĩa dẫn là 252,66 mm Đường kính vòng chia đĩa dẫn thứ hai là 616,49 mm Đường kính vòng đỉnh của đĩa dẫn là 267,20 mm, trong khi đường kính vòng đỉnh của đĩa bị dẫn là 631,82 mm.

Lực tác dụng lên trục F r : 2 255 , 25 (N)

Tính toán bộ truyền hộp giảm tốc

Hộp giảm tốc đồng trục có các thông số hình học giống nhau, ngoại trừ bề rộng răng Cấp chậm của hộp giảm tốc có khả năng chịu tải trọng lớn hơn nhiều so với cấp nhanh, do đó cần ưu tiên tính toán cấp chậm trước.

1.1 Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng

Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau (C40 tôi cải thiện) Ta chọn như sau:

- Độ cứng bánh răng nhỏ là 265 HB

- Độ cứng bánh răng lớn là 250 HB

1.2 Ứng suất cho phép a) Ứng suất tiếp xúc cho phép

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ theo công thức:

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở được cho trong bảng 10.5: σ Ohlim1 =2 H 1 +70 `0 Mpa σ Ohlim2 =2 H 2 + 70W0 Mpa

Hệ số tuổi thọ KHL được xác định theo công thức:

Trong đó: N HE – số chu kỳ làm việc tương đương

N HO – số chu kỳ làm việc cơ sở m H – bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6.

Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức:

Số chu kỳ làm việc cơ sở được tính bằng:

Do N HE1 > ¿NHO1; N HE 2 > ¿NHO2 nên KHL1 = KHL2 = 1

Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 10.5: sH = 1,1 Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng trụ nghiên nên theo công thức 10.6 ta có:

So sánh với điều kiện: [ σ H ] min ≤ [ σ H ] ≤ 1 , 25 [ σ H ] min

[ σ H ] min = 466 , 36 ≤ [ σ H ] = 338 , 55 ≤1 , 25 [ σ H ] min = 582 , 95 Điều kiện trên không thỏa nên ta chọn:

[ σ H ] = [ σ H ] min = 466 ,36 Mpa b) Ứng suất uốn cho phép

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo công thức:

Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở N FO, phụ thuộc vào độ rắn bề mặt và phương pháp nhiệt luyện Theo bảng 10.5, giá trị giới hạn mỏi uốn được xác định như sau: σ OFlim1 = 1,8H1 = 477 Mpa và σ OFlim2 = 1,8H2 = 450 Mpa.

 Hệ số tuổi thọ KFL xác định theo công thức (10.9): KFL = m F √ N N FO FE

 Số chu kỳ cơ sở: NFO = 5.10 6 chu kỳ

 Số chu kỳ làm việc tương đương theo (10.10):

 Do toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nến ta có: KFL1 = KFL2 = 1

 Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 10.5: sF = 1,75

 Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

1.3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng a) Chiều rộng vành răng

Chiều rộng vành răng được xác định theo tiểu chuẩn dựa vào bảng 10.6: ψ ba = 0 , 4

Ta suy ra giá trị ψ bd dựa vào công thức (10.13): ψ bd = bw

2 = 0,892 b) Hệ số tập trung tải trọng K β :

Dựa vào ψ bd , tra bảng 10.7 ta xác định được hệ số tập trung tải trọng:

 Tính toán cho bánh răng trụ răng nghiêng ta dùng công thức (10.15): a w ≥ 43(u + 1)√ 3 ψ T ba 1 [ K σ H H β ] 2 u ≥ 43(3,46 + 1) √ 3 0 81677 , 4 466 , 63.1,063 , 36 2 3 , 46 ≥ 126,713 mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn: a w 0 mm

Giá trị được chọn khá lớn hơn giá trị tính toán có thể làm cho bộ truyền dư bền nhiều.

1.5 Thông số ăn khớp a) Môđun

Theo tiêu chuẩn trong bảng 10.2 ta chọn: m = 2,5mm b) Số răng các bánh răng Đối với bánh răng nghiên, ngoài số răng ta còn phải chọn góc nghiên β : 20° ≥ β ≥ 8 °

Số bánh răng bị dẫn Z2 = Z1.u = 27.3,46 = 93,24

Ta tính lại tỉ số truyền thực: um = Z Z 2

Sai số tương đối tỉ số truyền: Δu= | u n − u | u = | 3 , 44−3 , 46|

Theo công thức 10.23 góc nghiên răng: β=arccos m n (Z 2 a 1 + Z 2 ) w

1.6 Xác định kích thước bộ truyền

 Theo bảng 10.3, khoảng cách trục: a w = m n (Z 1 +Z 2 )

 Đường kính vòng chia: d 1 = m n Z 1 cosβ = cos 2, ⁡(20 5.27 ,36) q , 99 mm d 2 = m n Z 2 cosβ = cos 2 ⁡(20 ,5.93 ,36) $7 , 99mm

 Đường kính vòng lăn: dw1 = d1; dw2 = d2

 Đường kính vòng đỉnh: da1 = d1 + 2m = 71,99 + 5 = 76,99mm da2 = d2 + 2m = 247,99 + 5 = 252,99mm

 Đường kính vòng đáy răng: df1 = d1 – 2,5m = 71,99 – 2,5.2,5 = 65,74mm df2 = d2 – 2,5m = 247,99 – 2,5.2,5 = 241,74mm

 Bề rộng răng: b2 = a w ψ ba 0.0 , 4= 64 mm b1 = b2 + 5 = 69 mm

1.7 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền

 Dựa theo bảng 10.9 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là: 9

1.8 Lực tác dụng lên bộ truyền

 Lực hướng tâm: F r 3 = F t 3 tg α w cosβ = 2269 cos ⁡ (20 , 13 , tg 36) 20 = 880,93 N

 Lực dọc trục: F a 3 =F t3 tg ( β )= 2269 ,13 tg ( 20 ,36 )= 842 , 07 N

1.9 Hệ số tải trọng động

Với vận tốc v = 1,54 m/s và cấp chính xác 9 tra bảng 10.11 ta xác định được hệ số tải trọng động:

1.10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc theo công thức

 Ứng suất tiếp xúc tính toán: σ H = z M z H z ε

 Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: ZH = √ sin 2 2 cosβ α tw

Với α tw = arctg ( tg α cosβ nw ) = arctg ( cos tg ⁡(20 ( 20° ,36 ) ° ) ) = 21, 21 °

 Nếu cặp bánh răng bằng thép thì ZM = 275 MPa 1 /2

 Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc: z ε = √ ε 1 α

 Với hệ số trùng khớp ngang: ε α = [ 1 , 88−3 , 2 ( z 1 1 + z 1 2 ) ] cos β

 Hệ số tải trọng tính: KH = K Hβ K Hv K Hα = 1,063.1,089.1,118 = 1,294

 Tính lại ứng suất cho phé:

 Hệ số ảnh hưởng độ nhám bề mặt ZR = 0,95

 Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng, do H1, H2 ≤ 350 HB nên

 Hệ số ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn KL=1

 Hệ số ảnh hưởng của kích thước tăng:

 Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.

1.11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

 Ứng suất uốn cho phép:

 Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi:

 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám:

YR = 1 khi phay và mài răng.

 Hệ số nhạy vậy liệu bánh răng đến sự tapajt rung ứng suất:

 Hệ số an toàn SF = 1,75

 Trong đó, hệ số dạng răng được tính bằng công thức thực nghiệm:

Với Zv: số răng tương đương, zv1 = Z 1 cos 3 β = Z = 2 , 7 cos 3 (20 , 36) 2 , 76 X: hệ số dịch chỉnh, khi không dịch chỉnh thì x = 0

 Đặt tính só sánh độ bền uốn các bánh răng:

 Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh bị dẫn là bánh có độ bền uốn thấp hơn.

 Ứng suất uốn được tính theo: σ F = Y F F t K F b w m

 Hệ số tải trọng tính: KF = K Fβ K Fv K Fα = 1,17.1,16.1 = 1,3572

 Ứng suất uốn tính toán: σ F1 = Y F F t K F b w m = 3,873.2269 , 13.1,3572

Vậy độ bền uốn được thỏa.

T = 24816,55 N.mm Đối với hộp giảm tốc đồng trục, các thông số được chọn gióng nhau ngoại trừ bề rộng răng

2.1 Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng

 Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau (C40 tôi cải thiện) Ta chọn như sau:

 Độ cứng bánh răng nhỏ là 265 HB

 Độ cứng bánh răng lớn là 250 HB

 Ứng suất tiếp xúc cho phép

 Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ theo công thức:

 Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở được cho trong bảng 10.5:

 Hệ số tuổi thọ KHL được xác định theo công thức:

 Trong đó: N HE – số chu kỳ làm việc tương đương

 N HO – số chu kỳ làm việc cơ sở

 m H – bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6.

 Số chu kỳ làm việc tương đương được xác định theo công thức:

 Số chu kỳ làm việc cơ sở được tính bằng:

 Do N HE1 > ¿NHO1; N HE 2 > ¿NHO2 nên KHL1 = KHL2 = 1

 Hệ số an toàn có giá trị theo bảng 10.5: sH = 1,1

 Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

 Do bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiên nên theo bảng 10.6 ta có:

 So sánh với điều kiện: [ σ H ] min ≤ [ σ H ] ≤ 1 , 25 [ σ H ] min

 Điều kiện trên không thỏa nên ta chọn:

 Ứng suất uốn cho phép

 Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ theo công thức:

Giới hạn mỏi uốn phụ thuộc vào độ rắn bề mặt và phương pháp nhiệt luyện, với các giá trị cụ thể là: σ OFlim 1 = 1,8 H1 = 477 MPa và σ OFlim 2 = 1,8 H2 = 450 MPa, theo bảng 10.5.

 Hệ số tuổi thọ KFL xác định theo công thức (10.9): KFL = m F √ N N FO FE

 Số chu kỳ cơ sở: NFO = 5.10 6 chu kỳ

 Số chu kỳ làm việc tương đương theo (10.10):

 Do toàn bộ số chu kỳ làm việc tương đương đều lớn hơn số chu kỳ làm việc cơ sở nên ta có: KFL1 = KFL2 = 1

 Hệ số an toàn có giá trị theo bảng (10.5): sF = 1,75

 Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

2.3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng a) Chiều rộng vành răng:

Dựa vào điều kiện khoản cách trục của hai cấp bằng nhau và công thức (10.15) a w ≥ 43 ( u + 1 ) √ 3 ψ T ba 1 [ K σ H H β ] 2 u = 43 ( u + 1 ) √ 3 ψ T ba 2 [ σ K H H β ] 2 u 2

Ta suy ra: ψ ba1 = T 1 ψ ba2

Theo bảng (10.6), khi chọn \$\psi = 0, 2\$ theo tiêu chuẩn, bộ truyền cấp nhanh sẽ có độ bền vượt trội Đây là một đặc điểm nổi bật, nhưng cũng là nhược điểm của hộp giảm tốc đồng trục.

Ta suy ra giá trị ψ bd dựa vào công thức (10.13): ψ bd = bw

2 = 0,466 b) Hệ số tập trung tải trọng K β :

Dựa vào ψ bd tra bảng 10.7 ta xác định được hệ số tập trung tải trọng:

 Tính toán cho bánh răng trụ răng nghiêng ta dùng công thức (10.15): a w 1 = a w2 = 160 mm

2.5 Thông số ăn khớp a) Môđun

Theo tiêu chuẩn trong bảng 10.2 ta chọn: m = 2,5mm b) Sô răng các bánh răng Đối với bánh răng nghiên, ngoài số răng ta còn phải chọn góc nghiên β : 20° ≥ β ≥ 8 °

Số bánh răng bị dẫn Z2 = Z1.u = 27.3,46 = 93,24

Ta tính lại tỉ số truyền thực: um = Z Z 2

Sai số tương đối tỉ số truyền: Δu = | u n −u | u = | 3 , 44 − 3 , 46|

Theo công thức 10.23 góc nghiên răng: β = arccos m n (Z 1 + Z 2 )

2.6 Xác định kích thước bộ truyền

 Theo bảng 10.3, khoảng cách trục: a w = m n (Z 1 +Z 2 )

 Đường kính vòng chia: d 1 = m n Z 1 cosβ = cos 2, ⁡ 5.27

 Đường kính vòng lăn: dw1 = d1; dw2 = d2

 Đường kính vòng đỉnh: da1 = d1 + 2m = 71,99 + 5 = 76,99mm da2 = d2 + 2m = 247,99 + 5 = 252,99mm

 Đường kính vòng đáy răng: df1 = d1 – 2,5m = 71,99 – 2,5.2,5 = 65,74mm df2 = d2 – 2,5m = 247,99 – 2,5.2,5 = 241,74mm

 Bề rộng răng: b2 = a w ψ ba 0.0, 22 mm b1 = b2 + 5 = 37 mm

2.7 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền

 Dựa theo bảng 10.9 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là: 9

2.8 Lực tác dụng lên bộ truyền

 Lực hướng tâm: F r = F t tg α w cosβ = 689 cos , ⁡ (20 44.tg , 36) 20 = 267,65N

 Lực dọc trục: F a = F t tg ( β )= 689 , 44 tg ( 20 ,36 )= 255 , 85 N

2.9 Hệ số tải trọng động

Với vận tốc v = 5,35 m/s và cấp chính xác 9 tra bảng 10.11 ta xác định được hệ số tải trọng động:

2.10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc theo công thức

 Ứng suất tiếp xúc tính toán: σ H = z M z H z ε

 Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: ZH = √ sin 2 2 cosβ α tw

Với α tw =arctg ( tg α cosβ nw ) =arctg ( cos tg(20° ⁡ ( 20 ,36 ) ° ) ) = 21, 21 °

 Nếu cặp bánh răng bằng thép thì ZM = 275 Mpa 1/ 2

 Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc: z ε = √ ε 1 α

 Với hệ số trùng khớp ngang: ε α = [ 1 , 88−3 , 2 ( z 1 1 + z 1 2 ) ] cos β

 Hệ số tải trọng tính: KH = K Hβ K Hv K Hα = 1,042.1,12.1,118 = 1,304

 Tính lại ứng suất cho phép:

 Hệ số ảnh hưởng độ nhám bề mặt ZR = 0,95

 Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng, do H1, H2 ≤ 350 HB nên

 Hệ số ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn KL=1

 Hệ số ảnh hưởng của kích thước tăng:

 Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.

2.11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

 Ứng suất uốn cho phép:

 Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi:

 Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám:

YR = 1 khi phay và mài răng.

 Hệ số nhạy vậy liệu bánh răng đến sự tapajt rung ứng suất:

 Hệ số an toàn SF = 1,75

 Trong đó, hệ số dạng răng được tính bằng công thức thực nghiệm:

Với Zv: số răng tương đương, zv1 = Z 1 cos 3 β = Z = 27 cos 3 ( 20 , 36 ) = 32 , 76 X: hệ số dịch chỉnh, khi không dịch chỉnh thì x = 0

 Đặt tính só sánh độ bền uốn các bánh răng:

 Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh bị dẫn là bánh có độ bền uốn thấp hơn.

 Ứng suất uốn được tính theo: σ F = Y F F t K F b w m

 Hệ số tải trọng tính: KF = K Fβ K Fv K Fα = 1,12.1,56.1 = 1,7474

 Ứng suất uốn tính toán: σ F1 = Y F F t K F b w m = 3,873.689 32.2 , 44.1,7474 , 5 X , 32 MPa σ F1 = 58 , 32 MPa< [ σ F1 ] (6 , 75 MPa

Vậy độ bền uốn được thỏa.

3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu Đối với hộp giảm tốc đồng trục, hai cấp của bộ truyền có đường kính như nhau nên điều kiện bôi trơn ngâm dầu luôn được thỏa.

Khoản cách của mức dầu cao nhất và thấp nhất:

Trong đoạn này ta chọn một đoạn 10 ÷ 15 mm làm mức gới hạng mức dầu.

4 Bảng tóm tắt các thông số bộ truyền bánh răng:

Khoảng cách trục aw = 160 mm

Khe hở hướng kính c = 0,25m = 0,25 2,5 = 0,625 mm

Chiều rộng vành răng cấp chậm 𝑏𝑤1 = 𝑏𝑤2 + 5 = 69 mm 𝑏𝑤2 = 𝑎𝑤 𝚿ba 0 0,4 = 64 mm

Số răng bánh răng z1 = 27 răng z2 = 93 răng

Hệ số dịch chỉnh cho X1 và X2 đều bằng 0 Đường kính vòng chia lần lượt là d1 = 71,99 mm và d2 = 247,99 mm Đường kính vòng lăn cũng tương ứng với d1 = 71,99 mm và d2 = 247,99 mm Đường kính đỉnh răng được tính là da1 = d1 + 2m = 76,99 mm và da2 = d2 + 2m = 752,99 mm Cuối cùng, đường kính đáy răng là df1 = d1 - 2,5m = 65,74 mm và df2 = d2 - 2,5m = 241,74 mm.

Lực hướng tâm Fr1 = 267,65 N Fr2 = 880,93 N

Lực dọc trục Fa1 = 255,58 N Fa2 = 842,07 N

Bảng thông số bộ truyền bánh răng cấp chậm

Khoảng cách trục aw = 160 mm

Khe hở hướng kính c = 0,25m = 0,25 2,5 = 0,625 mm

Chiều rộng vành răng cấp nhanh 𝑏𝑤1 = 𝑏𝑤2 + 5 = 37 mm 𝑏𝑤2 = 𝑎𝑤 𝚿ba 0 0,2 = 32 mm

Số răng bánh răng z1 = 27 răng z2 = 93 răng

Hệ số dịch chỉnh X1 và X2 đều bằng 0 Đường kính vòng chia lần lượt là d1 = 71,99 mm và d2 = 247,99 mm Đường kính vòng lăn cũng tương ứng với d1 = 71,99 mm và d2 = 247,99 mm Đường kính đỉnh răng được tính là da1 = d1 + 2m = 76,99 mm và da2 = d2 + 2m = 752,99 mm Cuối cùng, đường kính đáy răng là df1 = d1 - 2,5m = 65,74 mm và df2 = d2 - 2,5m = 241,74 mm.

Lực hướng tâm Fr1 = 267,65 N Fr2 = 880,93 N

Lực dọc trục Fa1 = 255,58 N Fa2 = 842,07 N

Bảng thông số bộ truyền bánh răng cấp nhanh

Tính toán thuyết kế trục và chọn then

T3= 271338,84 Nmm b1= 37 mm b2= 32 mm b3= 69 mm b4= 64 mm d1= d3= 71,99 mm d2= d4= 247,99 mm

Các lực trên cấp nhanh:

Các lực trên cấp chậm:

Vật liệu 3 trục của hộp giảm tốc là thép C45 Tôi cải thiện

Trị số của ứng suất uốn cho phép tương ứng với σ b = 850 Mpa theo bảng 12.1 là: [ σ ]= 67 Mpa Ứng suất xoắn cho phép:

+ Đối với trục đầu vào và đầu ra: Ta chọn [τ ]= 20 ÷ 25 MPa

+ Đối với trục trung gian ta chọn: [ τ ]= 10 ÷ 15 Mpa

Xác định đường kính trục sơ bộ theo công thức sau: d ≥ √ 3 5 [τ T ]

Chọn sơ bộ các đường kính của đoạn trục: d1= 20 mm tại vị trí nối trục d2= 25 mm tại ví trí ở lăn d= 30 mm tại vị trí bánh răng

1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

Chọn đường kính của ổ lăn d% mm, tra bảng ta có b0 mm

+ Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa chi tiết quay: K1 mm

+ Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp: K2mm

+ Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến nắp ổ:K3mm + Chiều cao nắp ổ và đầu bulông : hn mm

Vì tại A là nối trục đàn hồi chọn sơ bộ → D nối trục = 63 mm Bảng 10.10a

Kết quả từ MD Solids, ta có:

(up) (hướng lên) (up) (hướng lên)

(up) (hướng lên) (up) (hướng lên)

2 Tính đường kính các đoạn trục

Vậy tiết diện nguy hiểm tại C

Theo tiêu chuẩn và để phù hợp với kết cấu ta chọn dc= 30mm

Tại các tiết diện khác ta có:

+ Tại B: Mtd = √ M xB 2 + M 2 yB = √ 10556 , 52 2 + 0 2 =¿ 10556,52 dB ≥ √ 3 0 , 1 M × td [ σ ] = √ 3 10556 0 ,1 ×67 ,52

Theo tiêu chuẩn và để phù hợp với kết cấu ta chọn dB= 25 mm

Theo tiêu chuẩn và để phù hợp với kết cấu ta chọn dD=dB%mm

Kiểm nghiệm điều kiện bền đập và bền thắt đối với then bằng

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền đập và bền cắt theo công thức: σ b = 2T d × l t × ( h − t 1 ) ≤ [ σ d ¿ τ c = d × l 2 T t ×b ≤ [ τ c ¿

+ Đối với then của khớp nối có d mm và lm12@ mm nên ta chọn lt= (0,8 ÷ 0,9) lm124 mm Tra dãy tiêu chuẩn chọn chiều dài then l6 mm

+ Đối với then của bánh răng có d0 mm và lm13& mm nên ta chọn chiều dài then l (0,8 ÷ 0,9) lm13" mm Tra bảng tiêu chuẩn chọn l" mm

+ Do có tính tải trọng va đập nhẹ và dạng lắp cố định, vật liệu là thép C45 nên ta tra bảng9.5 Ta có ứng suất đập cho phép [ σ d ¿0 Mpa

+ Ứng suất cắt cho phép [ τ c ¿@ ÷ 60 MPa

Bảng kiểm nghiệm then: Đường kính

(mm) Chiều dài then l (mm)

Chiều dài làm việc của then (mm)

Vậy các then của trục I đều đạt độ bền cắt và độ bền đập cho phép.

4 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục:

- Vật liệu trục: Thép C45, tối cải thiện σ b = 850 MPa

- Kết cấu vừa thiết kế để đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa điều kiện sau:

+ [S] – Hệ số an toàn cho phép thông thường: [S]= 1,5 2,5

+ S σ j và S τ j – Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j

Trong đó: σ −1 ; τ −1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng

- σ a j , τ a j , σ m j , τ m j : biên độ và giá trị trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại mặt cắt j

- Trên trục I tại chỗ lắp bánh răng có đường kính d0 mm

 Ta chọn then như trên với b=8, h=7, t1=4, t2=2,8 ,bán kính góc lượn của rảnh r nhỏ nhất là 0,16 lớn nhất là 0,25

Tiết diện trục lắp có 1 rãnh then nên theo bảng 10.6

+ Đối với trục quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng:

W = 30799 2290 , ,78 18 = 13,44 + Vì trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động do đó: τ a j = τ m j = τ a c = 2W T 1

+ φ σ và φ τ – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7 đối với σ b 0 MPa ta có φ b =0,1 và φ τ =0,05

K σ d j ,⁡ K τ d j : hệ số tính theo công thức sau:

+ K x =1,1 là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt.

+ K y =1,35 là hệ số tăng bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng độ bền bề mặt, cơ tính vật liệu.

+ ε σ và ε τ : hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Tra bảng 10.10 ta được:

Trị số K ε σ σ và K ε τ τ bảng 10.11 với d0 mm ; σ b 0 MPa

K σ và K τ là các hệ số tập trung ứng suất thực trong quá trình uốn và xoắn, giá trị của chúng phụ thuộc vào các yếu tố gây ra sự tập trung ứng suất tại bề mặt trục lắp độ dôi Tham khảo Bảng 10.12 với σ b = 0 MPa.

Vậy trục I thỏa điều kiện bền mỏi.

5 Kiểm nghiệm nối trục đàn hồi:

- Điều kiện sức bền đập của vòng đàn hồi σ d = Z × D 2 KT

 Vậy điều kiện bền đập của vòng đàn hồi được thỏa.

Trong đó với T$816,55 Nmm tra bảng 16.10 ab ta chọn nối trục có các thông số chính sau:

- Điều kiện sức bền của chốt: σ u = K ×T × l

 Vậy điều kiện sức bền chốt được thỏa

Chọn sơ bộ các đường kính của đoạn trục:

1 Xác định khoản cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

 Dựa vào bảng 10.2: Đường kính ổ lăn d5mm

 Khoảng cách từ mặt nút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa chi tiết quay: k 1 mm

 Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp: k 2 = 10 mm

 l 23 =l 11 + l 32 + k 1 +b 0 với l 32 làthông số của trục III l 32 e,5mm

 Ta có các lực tác dụng:

Kết quả tính từ MD solids, ta có:

2 Tính đường kính các đoạn trục

Vậy tiết diện nguy hiểm nhất là tại C

Theo tiêu chuẩn và để phù hợp với kết cấu ta chọn d C @ mm

Theo tiêu chuẩn và để phù hợp với kết cấu chọn d B = 40 mm

 Kiểm nghiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối với then bằng.

 Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt theo công thức sau: σ d = 2T d l t (h−t 1 ) ≤[ σ d ] τ C = 2T d l t b ≤ [ τ C ]

 Đối với then của bánh rang: d@mm; l m22 f mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn : l t = 56 mm

Do có đặc tính tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định và vật liệu là thép C45 nên tra bảng 9.5 ta có ứng suất đập cho phép:

[ σ d ] 0 MPa Ứng suất cắt cho phép:[ τ C ] @ ÷ 60 MPa

Bảng kiểm nghiệm then: Đường kính(mm) Then (mm) Chiều dài then l (mm) Chiều dài làm việc của then l t

Vậy các then của trục II đều đạt đồ bền dập và bền cắt

4 Kiểm nghiệm đồ bền mỏi của Trục:

 Vật liệu trục: Thép C45 tôi cải thiện σ b 0 MPa

Kết cấu trục vừa thiết kế để đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn của các tiết diện nguy hiểm thỏa điều kiện sau:

 [S] là hệ số an toàn cho phép, thông thường từ (1,5…2,5)

 S σ j và S τ j là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j

Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng được xác định bởi các giá trị σ −1 = 0,436, σ b = 70,6 MPa và τ −1 = 0,58 Các thông số σ −1 = 214,948 MPa, σ a j, τ a j, σ m j, và τ m j đại diện cho biên độ và giá trị trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại mặt cắt.

 Trên trục II tại chổ lắp bánh răng có đường kính d = 40mm

→ Ta chọn then như trên với b ; h = 8; t 1= 5; t 2= 3,3 bán kính góc lượn của rảnh r nhỏ nhất 0,25 và lớn nhất 0,4

Tiết diện trục lốp có 1 rảnh then nên theo bảng 10.6

Vì với trục quay ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng.

Vì trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: τ a j = τ m j =τ a C = T 2

2.9503 , 87 =4 , 29 ψ σ và ψ τ : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7 đối với σ b = 850 MPa ta có : ψ σ = 0 , 1 và ψ τ = 0 , 05 k σ d j

, k τ d j hệ số tính theo công thức sau: k σ d j

Trong đó k x =1 , 1 bảng 10.8 k y =1 ,35 bảng 10.9 ε σ , ε τ bảng10.10

Trị số của k ε σ và k ε τ được tra bảng 10.11 với σ b 0 MPa và d= 40 mm, cho kết quả k σ ε σ = 2,535 và k τ ε τ = 1,92 cho kiểu lắp r6 Hệ số k σ và k τ thể hiện sự tập trung ứng suất thực khi uốn và khi xoắn, phụ thuộc vào yếu tố gây tập trung ứng suất Tại bề mặt trục có lắp độ dôi, tra bảng 10.12 với σ b 0 MPa cho kết quả k σ = 2,07 và k τ = 1,965.

Vậy trục II thỏa mản điều kiện bền mỏi.

Chọn sơ bộ các đường kính của đoạn trục:

+ Tại vị trí nối đĩa xích: d = 41 mm

+ Tại vị trí bánh răng : d = 55 mm

+ Tại ví trí ổ lăn : d = 45 mm

1 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

Chọn đường kính của ổ lăn d = 45 mm, tra bảng ta có b0 = 25 mm

+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa chi tiết quay : k1 = 10 mm

+ Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: k2 = 10 mm

+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 mm

+ Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15 mm

Trong đó: lm32 = (1,2 1,5).d = 1,2.55 = 66 mm lm33 = (1,2 1,5).d = 1,5.41 = 61,5 mm lc33 = hn + k3 + l m33

Ta có các lực tác dụng:

AB = 65,5 mm ; BC = 131 – 65,5 = 65,5 mm ; CD = 60,75 mm

- Kết quả tính từ MDSolids, ta có RAx = 2284,22N ( Hướng xuống ), RBx = 3658,54N ( Hướng lên ) , RAy = 1575,03 N ( Hướng xuống ), RBy = 1575,03 N ( Hướng xuống ).

2 Tính đường kính các đoạn trục:

- Theo tiêu chuẩn và để phù hợp với kết cấu của bánh răng ta chọn dB = 55 mm

Vậy tiết diện nguy hiểm là tại C dC ≥ √ 3 0 , 1 M × td [ σ ] = √ 3 272066,6271

- Theo tiêu chuẩn và để phù hợp về kết cấu ta chọn dA = dC = 45 mm

Vậy ta có trục III:

- Kiểm nghiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối với then bằng:

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt theo công thức sau: σ b = 2T d × l t ×( h−t 1 ) ≤ [ σ d ¿ τ c = d × l 2 T t ×b ≤ [ τ c ¿

+ Đối với then của bánh răng có d = 55 mm và lm32 = 66 mm nên ta chọn lt = (0,8 0,9) lm32 = 52,8 mm, tra dãy tiêu chuẩn chọn chiều dài then l = 56 mm

+ Đối với then của vòng xích có d = 40 mm và lm33 = 61,5 mm nên ta chọn lt = (0,8 0,9) lm13 = 49,2 mm, tra dãy tiêu chuẩn chọn chiều dài then l = 50 mm

+ Do có đặc tính tải trọng là va đập nhẹ và dạng lắp cố định và vật liệu là thép

C45 nên ta tra bảng 9.5 ta có ứng suất dập cho phép [σd] = 100 MPa

+ Ứng suất cắt cho phép [τc] = 40 ÷ 60 MPa

Bảng kiểm nghiệm then: Đường kính (mm)

Then (mm) Chiều dài then III (mm)

Chiều dài làm việc của then lt ( mm)

- Vậy các then của trục III đều đạt độ bền dập và độ bền cắt cho phép

4 Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục:

- Vật liệu trục: thép C45, tôi cải thiện σb = 850 MPa

- Kết cấu trục vừa thiết kế để đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa điều kiện sau:

+ [s] – hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5 2,5

+ sσjvà sτj – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j:

Trong các công thức (10.20) và (10.21) :

•σ-1 , τ-1 : Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng:

•σaj , τaj , σmj, τmj : biên độ và giá trị trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j:

- Trên trục III tại chỗ lắp bánh răng có đường kính d = 55 mm

→ Ta chọn then như trên với b = 16, h = 10, t1 = 6, t2 = 4,3 , bán kính góc lượn của rãnh r nhỏ nhất là 0,25 và lớn nhất là 0,4

Tiết diện trục lắp có 1 rãnh then nên theo bảng 10.6:

Vì đối với trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng:

Vì trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó : τ a j = τ m j = τ a c = 2W T 4

•ψσ và ψτ – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7 đối với σb = 850 MPa ta có ψσ = 0,1 và ψτ = 0,05

•Kσdj, Kτdj: hệ số, tính theo công thức sau:

+ Kσdj = ( Kσ/ εσ + Kx -1) / Ky ; + Kτdj = ( Kτ/ ετ + Kx -1)

+ Kx = 1,10, tra bảng 10.8: là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt

+ Ky = 1,35 tra bảng 10.9 : là hệ số tăng bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng độ bền bề mặt, cơ tính vật liệu

+ εσ , ετ : hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10 ta được:

Vì trục d = 200 mm nên tra bảng ta có εσ = 0,8 và ετ= 0,75

+ Trị số của Kσ εσ và Kτ ετ tra bảng 10.11 với σb = 850 MPa và d = 200 mm ta được:

Hệ số tập trung ứng suất thực khi uốn (Kσ) và khi xoắn (Kτ) phụ thuộc vào yếu tố gây tập trung ứng suất Tại bề mặt trục lắp có độ dôi, với giá trị σb là 850 MPa, ta tra bảng 10.12 và nhận được Kσ = 2,07 và Kτ = 1,965.

Từ đó: + sσj= K σ −1 σdj σ aj + ψ σ σ mj = 2 ,36.20 370 , 84 , 6 + 0 ,1.0 =7,535 + sτj= K τ −1 τdj τ aj + ψ τ τ mj = 1,785.3 214,948 , 85+ 0 , 05.3 , 85 = 31, 13

Vậy trục III thỏa mãn điều kiện bền mỏi.

Chọn ổ lăn và nối trục

Hình vẽ sơ bộ kết cấu trục:

1 Tính toán chọn ổ lăn:1.1 Trục I: Đường kính ngõng trục: d = 25 mm

Số vòng quay: n = 1420 vòng/phút

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

Có: RAy = 59,97 N ( RAy hướng lên)

RAx = 22,87 N (RAx hướng lên) ; tính toán ở phần trục.

Khí đó tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

Có: RBy = 471,91 N (RBy hướng lên)

RBx = 244,78 N ( RBx hướng lên) ; tính toán ở phần trục.

Ta có lực tác dụng dọc trục: Fa1 = 255,85 N , là khá lớn nhỏ với FR

R = 2255 255 ,85 , 25 = 0,11 < 0,3 => ta chọn ổ bi đỡ một dãy.

Tra sách Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 1- Trịnh Chất, ta chọn sơ bộ loại ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ: α = 0 o

(mm) r (mm) Đường kính bi (mm)

Ta có: Fa1/Co %5,85 /7090 = 0,036; Tra bảng 11.3 sách Nguyễn Hữu Lộc Suy ra e = 0,24

Ta có : thành phần lực dọc trục phụ sinh ra do lực hướng tâm gây nên.

Vì S1 < S2 và Fa1 = 255,85 N > 127,59 – 15,40 = 112,19 ; nên theo bảng 11.5 ta có: lực dọc trục tác dụng lên ổ

Ta chọn ổ theo bên phải vì tải trọng tác dụng lớn hơn: (ổ B)

RB = 1.531, 271, 25 62 = 0,510 > e = 0,24 Suy ra: X = 0,56 và Y = 1,85 Tải trọng quy ước:

V = 1 ứng với vòng trong quay.

𝐾t =1 hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ (t o C) đến tuổi thọ ổ (nhiệt độ làm việc nhỏ hơn 100 o C)

𝐾 σ = 1,2 hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ ( dùng cho hộp giảm tốc)

Vì chế độ tải trọng thay đổi theo bậc nên ta tính tải trọng tương đương theo công thức:

2 Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:

3 Khả năng tải động tính toán:

Ctt = Q m √ L = 954,26 √ 3 2208,384 = 12426,77 N > C = 11000 N (do đó không thỏa điều kiện).

 Do không thỏa nên ta chia thời gian làm việc (Lh) của ổ cho 2 ,3 hoặc 4,

Ta chia cho 2 : Lh = 25920/2 = 12960 giờ

Nên đảm bảo bền , chọn ổ này α = 0 o

(mm) r (mm) Đường kính bi (mm)

4 Khi đó tuổi thọ chính xác của ổ là:

5 Tuổi thọ ổ tính bằng giờ:

6 Kiểm tra tải tĩnh của ổ:

Chọn một trong hai giá trị lớn nhất:

Qo =Xo.FRB+Yo.Fa1 = 0,6 531,62+ 0,5 255 , 85 = 446,897 N

Với Xo =0,6, Yo = 0,5 (bảng 11.6) Qo FRB = 531,62 N

Ta thấy: Qo= 531,62 N < Co = 7090 N , do đó ổ được chọn thõa điều kiện bền tĩnh

7 Xác định số vòng quay tới hạn của ổ: n ≤ 𝑛gh

Ta có: [𝐷pw 𝑛] 10–5= 4,5 ( tra trong bảng 11.7 khi bôi trơn bằng mỡ).

2 = 38,5 mm (là đường kính tâm con lăn)

 Do đó ổ được chọn thỏa số vòng quay tới hạn

1.2 Trục II: Đường kính ngõng trục: d = 35 mm

Số vòng quay: n = 410,40 vòng/phút

1 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

Có: RAy = 433,47 N ( RAy hướng lên)

RAx = 81,83 N (RAx hướng lên) ; tính toán ở phần trục.

Khí đó tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D:

Có: RDy = 715,11 N (RBy hướng lên)

RDx = 1497,86 N ( RBx hướng lên) ; tính toán ở phần trục.

Ta có lực tác dụng dọc trục: Fa2 = 255,85 N , là khá lớn nhỏ với FR

R = 2255 255 ,85 , 25 = 0,11 < 0,3 => ta chọn ổ bi đỡ một dãy.

Tra sách Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 1- Trịnh Chất, ta chọn sơ bộ loại ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ: α = 0 o

(mm) r (mm) Đường kính bi (mm)

Ta có: Fa2/Co %5,85 /13900 = 0,018; Tra bảng 11.3 sách Nguyễn Hữu Lộc Suy ra e = 0,21

Ta có : thành phần lực dọc trục phụ sinh ra do lực hướng tâm gây nên.

Vì S1 < S2 và Fa2 = 255,85 N < 348,56 – 92,64 = 255,92 ; nên theo bảng 11.5 ta có: lực dọc trục tác dụng lên ổ

Ta chọn ổ theo bên phải vì tải trọng tác dụng lớn hơn: (ổ D)

RD = 1.1659 348 , 49 ,81 = 0,210 = e = 0,21 Suy ra: X = 1 và Y = 0 Tải trọng quy ước:

V = 1 ứng với vòng trong quay.

𝐾t =1 hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ (t o C) đến tuổi thọ ổ (nhiệt độ làm việc nhỏ hơn 100 o C)

𝐾 σ = 1,2 hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ ( dùng cho hộp giảm tốc)

Vì chế độ tải trọng thay đổi theo bậc nên ta tính tải trọng tương đương theo công thức:

2 Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:

3 Khả năng tải động tính toán:

Ctt = Q m √ L 45,07 √ 3 638 , 25 = 15024,84 N > C = 13900 N (do đó không thỏa điều kiện).

 Do không thỏa nên ta chia thời gian làm việc (Lh) của ổ cho 2 ,3 hoặc 4,

Ta chia cho 2 : Lh = 25920/2 = 12960 giờ

Nên đảm bảo bền , chọn ổ này α = 0 o

(mm) r (mm) Đường kính bi (mm)

4 Khi đó tuổi thọ chính xác của ổ là:

5 Tuổi thọ ổ tính bằng giờ:

6 Kiểm tra tải tĩnh của ổ:

Chọn một trong hai giá trị lớn nhất:

Qo =Xo.FRD+Yo.Fa2 = 0,6.1659,81 + 0,5 255 , 85 = 1123,81 N

Với Xo =0,6, Yo = 0,5 (bảng 11.6) Qo FRD = 1659,81 N

Ta thấy: Qo59,81 N < Co = 13900 N , do đó ổ được chọn thõa điều kiện bền tĩnh

7 Xác định số vòng quay tới hạn của ổ: n ≤ 𝑛gh

Ta có: [𝐷pw 𝑛] 10–5= 4,5 ( tra trong bảng 11.7 khi bôi trơn bằng mỡ).

2 = 53,5 mm (là đường kính tâm con lăn)

 Do đó ổ được chọn thỏa số vòng quay tới hạn

1.3 Trục III: Đường kính ngõng trục: d = 45 mm

Số vòng quay: n = 118,61 vòng/phút

1 Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

Có: RAy = 1575,03 N ( RAy hướng xuống)

RAx = 2284,22 N (RAx hướng xuống) ; tính toán ở phần trục.

Khí đó tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

Có: RBy = 1575,03 N (RBy hướng xuống)

RBx = 3658,54 N ( RBx hướng lên) ; tính toán ở phần trục.

Ta có lực tác dụng dọc trục: Fa3 = 842,07 N , là khá lớn nhỏ với FR

Tra sách Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 1- Trịnh Chất, ta chọn sơ bộ loại ổ đũa côn một dãy cỡ nhẹ: α = 12 o

Ta có: Fa3/Co =842 , 07 /33400= 0,025; Tra bảng 11.3 sách Nguyễn Hữu Lộc

Ta có : thành phần lực dọc trục phụ sinh ra do lực hướng tâm gây nên.

Vì S1 < S2 và Fa3 = 842 , 07 N > 1633,10 – 1137,59 = 495,51 ; nên theo bảng 11.5 ta có: lực dọc trục tác dụng lên ổ

Ta chọn ổ theo bên phải vì tải trọng tác dụng lớn hơn: (ổ B)

V F RB = 1.3983 1979 ,66 ,17 = 0,497 > e = 0,41 Suy ra: X = 0,67 và Y = 0,67cot α =¿0,67cot(15,33) = 2,44

V = 1 ứng với vòng trong quay.

𝐾t =1 hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ (t o C) đến tuổi thọ ổ (nhiệt độ làm việc nhỏ hơn 100 o C)

𝐾 σ = 1,2 hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ ( dùng cho hộp giảm tốc)

Vì chế độ tải trọng thay đổi theo bậc nên ta tính tải trọng tương đương theo công thức:

2 Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay:

3 Khả năng tải động tính toán:

Ctt = Q m √ L = 7884,29 √ 3 184 , 46 = 44881,08 N > C = 42700 N (do đó không thỏa điều kiện).

 Do không thỏa nên ta chia thời gian làm việc (Lh) của ổ cho 2 ,3 hoặc

Ta chia cho 2 : Lh = 25920/2 = 12960 giờ

Nên đảm bảo bền, chọn ổ này α = 12 o

4 Khi đó tuổi thọ chính xác của ổ là:

5 Tuổi thọ ổ tính bằng giờ:

6 Kiểm tra tải tĩnh của ổ:

Chọn một trong hai giá trị lớn nhất:

Qo =Xo.FRB+Yo.Fa3 = 0,5 3983,17 + 0,8 842 ,07 = 2665,24 N

Với Xo =0,5, Yo = 0,22cotg α = 0,22cotg(15,33) = 0,80 (bảng 11.6)

Ta thấy: Qo= 3983,17 N < Co = 33400 N , do đó ổ được chọn thõa điều kiện bền tĩnh

7 Xác định số vòng quay tới hạn của ổ: n ≤ 𝑛gh

Ta có: [𝐷pw 𝑛] 10–5= 2,5 ( tra trong bảng 11.7 khi bôi trơn bằng mỡ).

2 = 65 mm (là đường kính tâm con lăn)

 Do đó ổ được chọn thỏa số vòng quay tới hạn.

Chọn vỏ hộp, thân máy, bulong và các chi tiết phụ khác

1 Chọn thân hộp giảm tốc: a) kết cấu

Vỏ hộp giảm tốc giữ vai trò quan trọng trong việc duy trì vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận của máy Nó không chỉ tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp trên vỏ mà còn chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết khỏi bụi bẩn.

-Chỉ tiêu cơ bảng của hộp giảm tốc là độ cứng và khối lượng cao.

-Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gan xám ký hiệu là GX15-32

-Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua các trục để lắp các chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn.

-Bề mặt lắp ghép và thân được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt.

Mặt đáy của hộp giảm tốc được thiết kế nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc 10 độ, và lỗ tháo dầu có hình dạng lõm xuống Các kích thước cơ bản của hộp giảm tốc cũng cần được xác định rõ ràng để đảm bảo hiệu suất hoạt động.

 Xác định các kích thước cơ bản của hộp giảm tốc:

Tên gọi Biểu thức tính toán

- Thân hộp, δ δ = 0,03a +3 = 0,03.160 + 3= 7,876>6 chọn δ = 10 mm δ 1 = 0 , 9 δ = 0.9 10 = 9 mm

- Độ dốc e = (0,8 ÷ 1 ¿.⁡ δ =¿(0,8 ÷ 1 ¿.⁡ 10 = (8 ÷ 10) chọn e= 9 mm h 0,04 a+10 =0,04.160 +10 ,4 mm , chọn d 1 mm d 2 =( 0.7 ÷ 0 , 8 ) d 1 ¿ ( 0.7 ÷ 0 , 8 ) 18 , 6 ÷ 14 , 4 chọn d 2 mm d 3 =(0.8 ÷ 0 , 9)d 2 ¿ ( 0.8 ÷ 0 , 9 ) 14 = 11, 2 ÷ 12 ,6 chọn d 3 mm d 4 =( 0.6 ÷ 0 , 7 ) d 2 =( 0.6 ÷ 0 , 7 ) 14 =8 , 4 ÷ 9 , 8 chọn d 4 =9 mm d 5 =(0.5 ÷ 0 , 6) d 2 ¿ ( 0.5 ÷ 0 , 6 ) 14 =7 ÷ 8 , 4 chọn d 5 = 8 mm

Mặt bích ghép nắp và thân

- Chiều dày bích thân hộp, S 3

- Chiều dày bích nắp hộp, S 4

- Bề rộng bích nắp và thân, K 3

- Đường kính ngoài và tâm lỗ vít;⁡ D 3 ,⁡ D 2

- Bề rộng mặt ghép bulong cạnh ổ:⁡ K 2

- Tâm lỗ bulong cạnh ổ; E 2 và

C (k là khoảng cách từ tâm bulong đến mép lỗ)

Xác định theo kích thước nắp ổ hoặc tra hình (10.15, TL4 )

E 2 = 1, 6 d 2 ( không kể chiềudày thànhhộp )và R 2= 1,3 d 3

C I = D 3 I /2/2@mm và C II = D 3II /25/2W,5mm

C III = D 3 III /25/2b,5mm Nhưng phải đảm bảo k>1,2 d 2 =1 , 2.14 , 8 mm h xác định theo kết cấu phụ thuộc tâm lỗ bulong và kích thước mặt tựa

- Chiều dày: khi không có phần lồi S 1 khi có phần lồi

- Bề rộng mặt đế hộp, K 1 và q

S 1 =(1 ,3 ÷ 1 ,5) d 1 =(1, 3 ÷ 1 ,5)18= 23,4 ÷ 27 chọn S 1 27mm D d xác địnhtheo đườn kính dao khoét

Khe hở giữa các chi tiết

- Giữa bánh răng và thành trong hộp

- Giữa đỉnh bánh răng với đáy hộp

- Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

- Số lượng bulong nền Z Z =( L ÷ B )/( 200 ÷ 300 ) chọn Z=6

Sử dụng vít tách nắp M12x25

 Gối trục trên vỏ hộp:

Theo bảng 15.5, TL4, ta có:

Trục 1 52 mm 65 mm 80 mm 42 mm 8 mm M6 4

Trục II 72 mm 90 mm 115 mm 65 mm 10 mm M8 6

Trục III 85 mm 100 mm 125 mm 75 mm 10 mm M8 6

 Chọn vòng móc trên vỏ hộp:

Chiều dày vòng móc: s =( 2 ÷ 3 ) ⁡ δ =( 2 ÷3 ).10=( 20 ÷ 30 ) chọn 30 mm Đường kính: d=( 3 ÷ 4 ).10= ( 30 ÷ 40 ) chọn 40 mm

Theo bảng 15.7 , TL4 ta có a 1 ¿ a 2 0 mm=¿ Q !0 kg chọn M12

Chọn hình dạng và kích thước chốt định vị hình côn: d 10 c 1,6 l 50

 Bôi trơn hộp giảm tốc: vì vận tốc của bánh răng v< 12m/s nên chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu:

Vận tốc vòng Vật liệu làm bánh răng σ , Mpa 2,5-5 Độ nhớt của dầu ở 50 ℃ ¿)

Vì vận tốc vòng là v=1,54m/s theo bảng 15.19 TL4=> độ nhớt của dầu là⁡ 186 16 ,625 nên theo bảng 15.21 TL 4 ta chọn : dầu công nghiệp Centistock

 Cửa thăm và nút thông hơi:

- Chọn nút tháo dầu dạng ren trụ Hình dạng và kích thước nút tháo dầu trụ: d b m f L c q D S D 0

- Dùng que thăm dầu Hình dạng của que thăm dầu:

 Vòng chắn dầu Để ngăn cách mỡ ở ổ lăn với dầu trông hộp giảm tốc.

Vòng phớt là thiết bị lót kín động gián tiếp, có chức năng bảo vệ ổ khỏi bụi bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác Những chất này có thể gây ra sự mài mòn và han gỉ cho ổ Ngoài ra, vòng phớt còn ngăn chặn dầu chảy ra ngoài, do đó tuổi thọ của ổ lăn phụ thuộc nhiều vào chất lượng của vòng phớt.

Vòng phớt được sử dụng phổ biến nhờ vào cấu trúc đơn giản và khả năng thay thế dễ dàng Tuy nhiên, nó cũng có nhược điểm là nhanh chóng mòn và tạo ra ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao.

 vít tách nắp và thân hộp giảm tốc dùng để tách nắp hộp và thân hộp.

Chọn dung sai lắp ghép

- Lắp ghép bánh răng với trục chọn dung sai lắp ghép là : H k 6 7

- Lắp ghép ổ lăn với trục chọn dung sai lắp ghép là: H k 6 7

 Dung sai và lăp ghép bánh răng:

Bánh răng được lắp lên trục chịu tải vừa, với tải trọng thay đổi và va đập nhẹ, do đó kiểu lắp trung gian H7/k6 là sự lựa chọn phù hợp.

 Dung sai lắp ghép ổ lăn:

Khi lắp ổ lăn ta cần lưu ý

- Lắp vòng trong trên 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, chọn kiểu lắp trung gian có độ đôi cho các vòng quay.

- Đối với vòng ngoài không quay ta sử dụng kiểu lắp có độ hở

Vì vậy khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối lắp k6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ tâ chọn kiểu lắp trung gian H7.

 Dung sai khi lắp nắp ổ vào thân hộp: Để dễ dàng cho việc tháo lắp và điều chỉnh, ta chọn kiểu lắp lỏng H7/h6.

 Dung sai khi lắp vòng chắn dầu:

Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp.

 Dung sai khi lắp vòng lò xò (bạc chắn) trên trục tùy động:

Vì bạc chỉ có tác dụng chặn các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp có độ hở H8/h7.

 Dung sai lắp chốt định vị: Để đảm bảo độ đồng tâm và không bị sút, ta chọn kiểu lắp chặt P7/h6.

 Dung sai lắp ghép then trên trục:

Theo chiều rộng ta chọn kiểu lắp trên trục là N9 và kiểu lắp trên bạc là D10

Bảng dung sai lắp ghép bánh răng (lắp trung gian)

Sai lệt giới hạng trờn (àm)

Sai lệt giới hạng dưới (àm) Nmax

ES es EI si (àm)

Bánh răng chủ động lắp trên trục I ỉ30

Bánh răng bị động lắp trên trục II ỉ40

Bánh trăng Chủ động lắp trờn Trục II ỉ40

Bánh răng bị động lắp trên trục III ỉ55

Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn (lắp có độ dôi)

Sai lệt giới hạng trờn (àm) Sai lệt giới hạng dưới (àm) Nmax

Vòng trong ổ lăn lắp trờn trục I ỉ25 k6 0 +15 0 +2 15 -2

Vòng trong ổ lăn lắp trờn trục II ỉ35 k6

Vòng trong ổ lăn lắp trờn trục III ỉ45 k6 0 +18 0 +2 18 -2

Vòng ngoài ổ lăn lắp trờn trục I ỉ52 H6 +19 0 0 0 0 19

Vòng ngoài ổ lăn lắp trờn trục II ỉ72 H6

Vòng ngoài ổ lăn lắp trờn trục III ỉ85 H6 +22 0 0 0 0 22

Bảng dung sai lắp ghép then

Kích thước tiết diện then bxh sai lệt giới hạng chiều rộng rãnh then Chiều sâu then

Trên trục Trên bạc sai lệt giới hạng trên trục t1

Sai lệt giới hạng N9 D10 trên bạc t2

Sai lệt giới hạng trên Sai lệch giới hạng dưới

Khớp nối lắp ở đầu trục I ỉ20 H7/k6 +21 +15 0 +2

Bánh xích lắp ở cuối trục

Vòng chắn dầu lắp ở đầu trục I ỉ25 H7/js6 +21 +6,5 0 -6,5

Vũng chắn dầu trục II ỉ35 H7/js6 +25 +8 0 -8

Vũng chắn dầu trục III ỉ45 H7/js6 +25 +8 0 -8

Vũng phớt trục III ỉ45 H7/js6 +25 +8 0 -8 chốt định vị ỉ10 P7/h6 -9 0 -24 -9 nắp bớch ổ lăn trục I ỉ52 H7/k6 +30 +21 0 +2 nắp bớch ổ lăn trục II ỉ72 H7/k6 +30 +21 0 +2 nắp bớch ổ lăn trục III ỉ85 H7/k6 +35 +25 0 +3