Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng .... Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng .... Đặc điểm hộp giảm tốc Hộp g
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN
Hộp giảm tốc
1.1.1 Đặc điểm hộp giảm tốc
Hộp giảm tốc là một cơ cấu gồm các bộ phận truyền bánh răng hay trục vít, tạo thành một tổ hợp biệt lập để giảm số vòng quay và truyền công suất từ động cơ đến máy công tác Ưu điểm của hộp giảm tốc là hiệu suất cao, có khả năng truyền những công suất khác nhau, tuổi thọ lớn, làm việc chắc chắn và sử dụng đơn giản
Có rất nhiều loại hợp giảm tốc, được phân chia theo các đặc điểm chủ yếu sau đây:
-Loại truyền động (hộp giảm tốc bánh răng trụ, bánh răng nón, trục vít, bánh răng trục vít) -Số cấp (một cấp, hai cấp v.v )
-Vị trí tương đối giữa các trục trong không gian (nằm ngang, thẳng đứng v.v )
-Đặc điểm của sơ đồ động (triển khai, đồng trục, có cấp tách đôi v.v ) Hộp giảm tốc bánh răng trụ một cấp
1.1.2 Sơ đồ hộp giảm tốc 2 cấp khai triển
Hình 1.1: Sơ đồ hộp giảm tốc 2 cấp khai triển
Hộp giảm tốc 2 cấp khai triển (Hình 1.1) là loại đơn giản nhât nhưng có nhược điểm là các bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ, do đó làm tăng sự phân bố không đều tải trọng của trên chiều dài các bánh răng Tuy nhiên do kết cấu đơn giản nên được sử dụng nhiều trong thực tế.
Công suất cần thiết
Số vòng quay trục tang: n 𝑡𝑎𝑛𝑔 `.1000 𝑣
𝜋 600 = 27,056 (vòng/phút) Moment cực đại trên băng tải:
Moment đẳng trị làm việc trên băng tải:
72 + 60 + 72 = 1274,259 (Nm) Công suất làm việc trên băng tải:
9550 = 3,61 (kW) Công suất cần thiết của động cơ:
Trong đó tra bảng hiệu suất các bộ truyền, ổ trục ta được: ηđ = 0,96 – Hiệu suất bộ truyền đai η ol = 0,99 – Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn (4 ổ) η br = 0,95 – Hiệu suất bộ truyền bánh răng (2 cặp) ηkn = 1 – Hiệu suất bộ truyền khớp nối
Chọn động cơ điện
Tỉ số truyền sơ bộ được chọn theo công thức:
𝑖 𝑠𝑏 = 𝑖 ℎ𝑔𝑡 𝑖 𝑛 = 𝑖 ℎ𝑔𝑡 𝑖 đ = (8 ÷ 40) (2 ÷ 6) = (16 ÷ 240) Với bảng 2-2 trang 323 ( tài liệu 1):
𝑖ℎ𝑔𝑡 : truyền động bánh răng trụ 2 cấp (8 ÷ 40)
Số vòng quay sơ bộ của động cơ được tính: n𝑠𝑏 = ntang 𝑖𝑠𝑏 = 27,056.(16÷240) = 432,896 ÷ 6493,44 (vòng/phút)
Ta chọn động cơ có tốc độ quay là: nsb = 1500 (vòng/phút)
Ta chọn động cơ điện có công suất: Nđc ≥Nct = 4,339 (kW)
Tra bảng 2-2trang 322 (tài liệu 1) ta chọn động cơ có thông số:
Bảng 1.1: Thông số cơ bản của động cơ điện
Công suất động cơ (kW)
Vận tốc quay (vòng/phút)
Phân phối tỉ số truyền
1.4.1 Phân phối tỉ số truyền
Dựa vào động cơ đã chọn ta có:
𝑖 𝑏𝑛 : là tỉ số truyền bánh răng trụ cấp nhanh (2÷6)
𝑖 𝑏𝑐 : là tỉ số truyền bánh răng trụ cấp chậm (2÷6)
Bên cạnh đó, để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc bằng phương pháp ngâm dầu, ta chọn 𝑖 bn = 1,3.𝑖 bc (trang 31 tài liệu 1)
Số vòng quay trên từng trục động cơ:
Công suất từng trục động cơ:
Trục tang: Ntang = N3 ηkn ηol = 3,64.1.0,99 = 3,604 (kW)
Moment xoắn từng trục động cơ:
Kết quả tính toán
Thông số Trục động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục tang
Tỉ số truyền 𝑖đ = 3 𝑖bn = 4,82 𝑖bc = 3,71 𝑖kn = 1
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI
Thiết kế bộ truyền đai
Dựa vào công suất làm việc của động cơ điện ta chọn được loại đai phù hợp là đai thang Vì đai thang có khả năng chịu tải cũng như năng suất làm việc cũng rất hiệu quả trong trường hợp động cơ điện có công suất và số vòng quay không cao như đầu bài, mà giá thành đắt như đai dẹt Tuy nhiên dễ trượt cũng như hệ số ma sát không đều trong quá trình truyền tải
Hình 2.1: Chọn đai tiết diện hình thang
Dựa vào hình 2.1 ta có thể chọn loại A hoặc Б vì ta có công suất động cơ Nđc 5,5 (kW) > Nct = 4,339 và số vòng quay là 1450 (vòng/phút).
Thông số đai
Hình 2.2: Tiết diện đai thang
Cho biết thông số ban đầu:
Công suất cần truyền: Nct = 4,339 kW
Số vòng quay của trục động cơ: nđc = 1450 vòng/phút
Số vòng quay của trục bị dẫn: n1 = 483,33 vòng/phút
Kích thước tiết diện (mm) Diện tích tiết diện F (mm 2 ) Đường kính bánh đai nhỏ D 1
Chiều dài giới hạn I (mm) b t b h y o Đai thang thường
Các thông số bộ truyền Loại đai Bảng tra
Tiết diện đai A Б Đường kính đai nhỏ D1 170 mm 270 mm
Kiểm nghiệm vận tốc đai
Vận tốc thõa mãn điều kiện
Hệ số trượt của đai thang ξ 0,02 0,02
[1] Đường kính bánh đai lớn D2
[1] Lấy D2 theo tiêu chuẩn 500 mm 800 mm
Kiểm nghiệm số vòng quay thực tế n2′:
Sai lệch của n2 so với yêu cầu (%):
Chọn sơ bộ khoảng cách trục A: A = D2 (mm) 500 800
Chọn L theo tiêu chuẩn (mm) 2120 3550
Kiểm nghiệm số vòng i chạy trong 1 giây:
Xác định chính xác khoảng cách trục A theo chiều dài đai đã lấy theo tiêu chuẩn:
Khoảng cách trục A thỏa mãn điều kiện:
Khoảng cách nhỏ nhất cần thiết để mắc đai (mm):
Khoảng cách lớn nhất cần thiết để mắc đai (mm):
Góc ôm đai bánh nhỏ:
Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai 𝐶 𝛼 0,89 0,92
Trị số ứng suất cho phép [𝜎p]0(N/mm 2 ) 1,904 1,95
Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc
Hệ số xét đến ảnh hưởng của chế độ tải trọng
Số đai cần thiết được tính theo công thức:
F: tiết diện đai (mm2 ) v: vận tốc đai (m/s)
Chọn số đai Z là số nguyên 3 2
[1] Đường kính ngoài cùng của bánh đai dẫn (mm):
[1] Đường kính ngoài cùng của bánh đai bị dẫn (mm):
[1] Lực căng đai ban đầu:
Lực tác dụng lên trục:
Các thông số của bộ truyền Đai thang loại A Đai thang loại B Đường kính bánh dẫn D1 (mm) 170 270 Đường kính bị bánh dẫn D2 (mm) 500 800
Chiều rộng bánh đai B 52 45 Đường kính ngoài dây đai (𝐷 𝑛1 , 𝐷 𝑛2 ) 177;507 280;801
Lực tác dụng lên trục R 1036,64 1188,52
Kết luận: Chọn phương án dùng bộ truyền đai loại A có khuôn khổ nhỏ gọn hơn và lực tác dụng lên trục nhỏ hơn.
THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC
Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng)
3.1.1 Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện
Do hộp giảm tốc chịu công suất nhỏ và trung bình nên chọn vật liệu có độ rắn bề mặt HB < 350 Để có thể chạy mòn tốt, ta lấy độ rắn của bánh nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh lớn khoảng 25÷50HB Phôi được chọn là phôi rèn
Ta dùng bảng 3-6 và 3-8 (tài liệu 1) để chọn vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn
Bảng 3.1: Bảng thông số vật liệu của bánh răng cấp nhanh
Bánh răng Loại thép Đường kính phôi (mm) σ bk
(N/mm 2 ) σ ch (N/mm 2 ) Độ rắng
Bánh nhỏ 45 thường hóa Dưới 100 600 300 200
3.1.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
3.1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép
𝑛 𝑖 : số vòng quay thực tế trong 1 phút
𝑡 𝑖 : tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i
𝑀 𝑚𝑎𝑥 : là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng
Vậy số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ là:
Do Ntd1 và Ntd2 đều lớn hơn No 7 nên hệ số chu kì ứng suất của cả hai bánh răng 𝑘 𝑁 ′ đều bằng 1 Ứng suất cho phép của bánh răng lớn (3-9, tài liệu 1)
[𝜎] 𝑡𝑥2 =[𝜎] 𝑁𝑜𝑡𝑥2 𝑘 𝑁 ′ =2,6HB.1=2,6.170.1= 442 N/mm 2 Ứng suất cho phép của bánh răng nhỏ
[𝜎] 𝑡𝑥1 =[𝜎] 𝑁𝑜𝑡𝑥1 𝑘 𝑁 ′ =2,6HB.1=2,6.200.1= 520 N/mm 2 Để tính sức bền ta dùng chỉ số nhỏ hơn là [𝜎] 𝑡𝑥2 = 442 N/mm 2
3.1.2.2 Ứng suất uốn cho phép
Số chu kì làm việc tương đương của bánh nhỏ:
Mà Ntd1 và Ntd2 đều lớn hơn No = 5.10 6
Do đó hệ số chu kì ứng suất của cả hai bánh răng 𝑘 𝑁 ′′ đều bằng 1
Giới hạn mỏi uốn của thép 45 𝜎 −1 = 0,43.600 = 258 N/mm 2
Giới hạn mỏi uốn của thép 35 𝜎 −1 = 0,43.480 = 206,4 N/mm 2 Đối với bánh răng bằng thép rèn bằng phương pháp thường hóa hoặc tôi cải thiện thì n≈1,5 Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng đối với bánh răng thép bằng phương pháp thường hóa hoặc tôi cải thiện thì kσ≈1,8
Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kì mạnh động cho nên dùng công thức 3-5 để tính ứng suất uốn cho phép
3.1.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng
Có thể chọn sơ bộ K = (1,3÷1,5) Trị số nhỏ dùng cho các bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng chạy mòn, các ổ bố trí đối xứng so với bánh răng hoặc bộ truyền có vận tốc thấp, ta chọn K = 1,3
3.1.4 Xác định khoảng cách trục A
Trong đó: i = 𝑖 𝑏𝑛 = 4,82 là tỉ số truyền bánh răng cấp nhanh
𝜓 𝐴 = (0,15 ÷ 0,3)sơ bộ chiều rộng bánh răng, chọn 𝜓 𝐴 = 0,2
𝑛 2 = 100,28 Số vòng quay bánh răng bị dẫn
3.1.5 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
Vận tốc bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức sau:
60.1000 (i + 1) Trong đó: d 1 : Đường kính bánh răng dẫn(mm)
A: Khoảng cách trục(mm) n: Số vòng quay của bánh dẫn
Dùng dấu “+” vì bộ truyền ăn khớp ngoài
V = 2π.218.483,14 60.1000.(4,82+1) = 1,9 (m/s) Với vận tốc này theo bảng tra 3-11 có thể chọn cấp chính xác 9
3.1.6 Tính hệ số tải trọng K
2 Hệ số tập trung tải trọng do bộ truyền chịu tải trọng thay đổi
𝐾 𝑡𝑡 𝑏𝑎𝑛𝑔 : Hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn
𝐾 đ : Hệ số tập trung tải trọng động
Hệ số tập trung tải trọng thực tế:
Cấp chính xác 9 Độ rắn mặt răng ≤ 350 HB
Do sai số ∆K < 5% nên không cần định lại khoảng cách trục A
Như vậy có thể lấy chính xác A!8 mm
3.1.7 Xác định mô đun, số răng và góc nghiêng của răng
Mô đun được xác định theo khoảng cách trục A
Chọn sơ bộ góc nghiêng 8 0 ≤ 𝛽 ≤ 20 0 ; 0,99 ≥ 𝑐𝑜𝑠𝛽 ≥ 0,94
Góc nghiêng trong khoản 8 0 ≤ 𝛽 ≤ 20 0 vì nếu góc nghiêng răng bé hơn chất lượng ăn khớp của bộ truyền được cải thiện không đáng kể so với khó khăn khi chế tạo bánh răng nghiêng Khi góc nghiêng lớn hơn thì lực dọc trục sẽ lớn, khó tìm ra loại ổ có tỉ lệ lực dọc trục chia lực hướng tâm lớn như vậy
Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ)
Số răng bánh bị dẫn (bánh lớn)
Ta kiểm nghiệm lại tỉ số truyền
Số vòng quay thực tế trục:
Tính chính xác góc nghiêng
3.1.7.4 Xác định chiều rộng bánh răng
Ta lấy 𝑏 2 = 44 𝑚𝑚 là chiều rộng bánh răng lớn
Vì là bánh răng trụ, nên lấy chiều rộng b của bánh răng nhỏ lớn hơn bánh lớn khoảng 5 ÷ 10 (mm) nên ta lấy 𝑏 1 = 50 𝑚𝑚
3.1.8 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Công thức kiểm nghiệm sức bền uốn của răng (3-37, trang 52, tài liệu 1)
𝑦 𝑚 𝑛 2 𝑧 𝑛 𝑏 𝜃 Trong đó: K: hệ số tải trọng
𝒩: Công suất bộ truyền 𝑦: Hệ số dạng răng (3-18)
𝑚 𝑛 :Mô đun Z: Số răng b: Chiều rộng bánh răng 𝜃′′ = 1,5
𝜎 𝑢 :Ứng suất uốn tại chân răng Đối với bánh răng nhỏ:
𝜎 𝑢1 ≤ [𝜎 𝑢1 ] = 138 𝑁/𝑚𝑚 2 Đối với bánh răng lớn:
3.1.9 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột
Trường hợp bánh răng chịu quá tải đột ngột với hệ số quá tải 𝐾 𝑞𝑡 = 2
3.1.9.1 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
𝜎 𝑡𝑥𝑞𝑡 : Ứng suất tiếp xúc quá tải
[𝜎] 𝑡𝑥𝑞𝑡 : Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải Ứng suất tiếp xúc
43,6.483,14 = 223,49 (𝑁/𝑚𝑚 2 ) Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
3.1.9.2 Kiểm nghiệm ứng suất uốn
Công thức kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
0,517 = 25,2 𝑁/𝑚𝑚 2 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[𝜎] 𝑢𝑞𝑡2 = 0,8 𝜎 𝑐ℎ2 = 0,8.240 = 192 (𝑁/𝑚𝑚 2 ) Kiểm nghiệm ứng suất uốn:
3.1.10 Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
Số bánh răng:𝑍 1 = 24 𝑟ă𝑛𝑔, 𝑍 2 = 116 𝑟ă𝑛𝑔 Đường kính vòng chia (vòng lăn):Tra bảng 3-2 (1)
Bánh nhỏ:𝑑 𝑐1 = 𝑚𝑍 1 cos 𝛽 = 3.24 cos 15 ° 34 ′′ = 74,74 (mm)
Bánh lớn:𝑑 𝑐2 = 𝑚.𝑍 2 cos 𝛽 = 3.116 cos 15 ° 34 ′′ = 361,25 (mm) Kiểm tra lại:
2 = 217,99 𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh răng:
Bánh dẫn 𝑏 1 = 50 (𝑚𝑚) Độ hở hướng tâm:c = 0,25.m = 0,25.3 = 0,75(mm) Đường kính vòng chân răng:
Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm 3 phần
Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng thẳng)
3.2.1 Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện
Do hộp giảm tốc chịu công suất nhỏ và trung bình nên chọn vật liệu có độ rắn bề mặt HB < 350 Để có thể chạy mòn tốt, ta lấy độ rắn của bánh nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh lớn khoảng 25÷50HB Phôi được chọn là phôi rèn
Ta dùng bảng 3-6 và 3-8 (tài liệu 1) để chọn vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn
Bảng 3.2: Bảng thông số vật liệu của bánh răng cấp chậm Bánh răng Loại thép Đường kính phôi (mm) σ bk
(N/mm 2 ) σ ch (N/mm 2 ) Độ rắng
3.2.2 Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép
3.2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép
𝑛 𝑖 : số vòng quay trong 1 phút
𝑇 𝑖 : tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i
𝑀 𝑚𝑎𝑥 : là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng
Do Ntd3 và Ntd4 đều lớn hơn No 7 nên hệ số chu kì ứng suất của cả hai bánh răng 𝑘 𝑁 ′ đều bằng 1 Ứng suất cho phép của bánh răng lớn (3-9, tài liệu 1)
[𝜎] 𝑡𝑥4 =[𝜎] 𝑁𝑜𝑡𝑥4 𝑘 𝑁 ′ =2,6HB.1=2,6.170.1= 442 N/mm 2 Ứng suất cho phép của bánh răng nhỏ
[𝜎] 𝑡𝑥3 =[𝜎] 𝑁𝑜𝑡𝑥3 𝑘 𝑁 ′ =2,6HB.1=2,6.200.1= 520 N/mm 2 Để tính sức bền ta dùng chỉ số nhỏ hơn là [𝜎] 𝑡𝑥4 = 442 N/mm 2
3.2.2.2 Ứng suất uốn cho phép
Số chu kì làm việc tương đương của bánh lớn
Mà Ntd4 và Ntd3 đều lớn hơn No = 5.10 6
Do đó hệ số chu kì ứng suất của cả hai bánh răng 𝑘 𝑁 ′′ đều bằng 1
Giới hạn mỏi uốn của thép 45 𝜎 −1 = 0,43.580 = 249,4 N/mm 2
Giới hạn mỏi uốn của thép 35 𝜎 −1 = 0,43.460 = 197,8 N/mm 2 Đối với bánh răng bằng thép rèn bằng phương pháp thường hóa hoặc tôi cải thiện thì n≈1,5 Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng đối với bánh răng thép bằng phương pháp thường hóa hoặc tôi cải thiện thì kσ≈1,8
Vì ứng suất uốn thây đổi theo chu kì mạnh động cho nên dùng công thức 3-5 để tính ứng suất uốn cho phép
3.2.3 Chọn sơ bộ hệ số tải trọng
Có thể chọn sơ bộ K = (1,3÷1,5) Trị số nhỏ dùng cho các bộ truyền chế tạo bằng vật liệu có khả năng chạy mòn, các ổ bố trí đối xứng so với bánh răng hoặc bộ truyền có vận tốc thấp, ta chọn K = 1,3
3.2.4 Xác định khoảng cách trục A
Trong đó: i = 𝑖 𝑏𝑐 = 3,71 là tỉ số truyền bánh răng cấp chậm
𝜓 𝐴 = (0,15 ÷ 0,3)sơ bộ chiều rộng bánh răng, chọn 𝜓 𝐴 = 0,2
𝑛 3 = 27,03 Số vòng quay bánh răng bị dẫn
𝒩 = 𝑁 2 = 3,87 𝑘𝑊 Công suất của trục II
3.2.5 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng
Vận tốc bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức sau:
60.1000 (i + 1) Trong đó: d 2 : Đường kính bánh răng dẫn(mm)
A: Khoảng cách trục(mm) n2: Số vòng quay của bánh dẫn
Dùng dấu “+” vì bộ truyền ăn khớp ngoài
V = 2π.376.100,28 60.1000.(3,7+1) = 0,84 (m/s) Với vận tốc này theo bảng tra 3-11 có thể chọn cấp chính xác 9
3.2.6 Tính hệ số tải trọng K
2 Hệ số tập trung tải trọng do bộ truyền chịu tải trọng thay đổi
𝐾 𝑡𝑡 𝑏𝑎𝑛𝑔 : Hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn
𝐾 đ : Hệ số tập trung tải trọng động
Hệ số tập trung tải trọng thực tế:
Cấp chính xác 9 Độ rắn mặt răng ≤ 350 HB
Do sai số ∆K < 5% nên không cần định lại khoảng cách trục A
Như vậy có thể lấy chính xác A= 376 mm
3.2.7 Xác định mô đun, số răng và góc nghiêng của răng
Mô đun được xác định theo khoảng cách trục A
Chọn sơ bộ góc nghiêng 𝛽 = 0 ; 𝑐𝑜𝑠𝛽 = 1
Số răng bánh dẫn (bánh nhỏ)
Số răng bánh bị dẫn (bánh lớn)
Ta kiểm nghiệm lại tỉ số truyền
Số vòng quay thực tế trục:
Tính chính xác góc nghiêng
3.2.7.4 Xác định chiều rộng bánh răng
Ta lấy 𝑏 4 = 76 𝑚𝑚 là chiều rộng bánh răng lớn
Vì là bánh răng trụ, nên lấy chiều rộng b của bánh răng nhỏ lớn hơn bánh lớn khoảng 5 ÷ 10 (mm) nên ta lấy 𝑏 3 = 82 𝑚𝑚
3.2.8 Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng
Công thức kiểm nghiệm sức bền uốn của răng (3-33, trang 51, tài liệu 1)
Trong đó: K: hệ số tải trọng
𝒩: Công suất bộ truyền 𝑦: Hệ số dạng răng (3-18)
Z: Số răng b: Chiều rộng bánh răng
𝜎 𝑢 :Ứng suất uốn tại chân răng Đối với bánh răng nhỏ:
𝜎 𝑢3 ≤ [𝜎 𝑢3 ] = 138,5 𝑁/𝑚𝑚 2 Đối với bánh răng lớn:
3.2.9 Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột
Trường hợp bánh răng chịu quá tải đột ngột với hệ số quá tải 𝐾 𝑞𝑡 = 2
3.2.9.1 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
𝜎 𝑡𝑥𝑞𝑡 : Ứng suất tiếp xúc quá tải
[𝜎] 𝑡𝑥𝑞𝑡 : Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải Ứng suất tiếp xúc
82.27,03 = 360,7 (𝑁/𝑚𝑚 2 ) Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
[𝜎] 𝑡𝑥𝑞𝑡4 = 2,5 [𝜎] 𝑁𝑜𝑡𝑥4 = 2,5.442 = 1105 (𝑚𝑚 2 ) Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
3.2.9.2 Kiểm nghiệm ứng suất uốn
Công thức kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc
[𝜎] 𝑢𝑞𝑡 : ứ𝑛𝑔 𝑠𝑢ấ𝑡 𝑢ố𝑛 𝑐ℎ𝑜 𝑝ℎé𝑝 𝑘ℎ𝑖 𝑞𝑢á 𝑡ả𝑖 Ứng suất uốn bánh răng nhỏ:
0,476 4 2 40.27,03.40.1,5 = 91,96 𝑁/𝑚𝑚 2 Ứng suất uốn bánh răng lớn:
0,517 = 84,66 𝑁/𝑚𝑚 2 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[𝜎] 𝑢𝑞𝑡4 = 0,8 𝜎 𝑐ℎ4 = 0,8.230 = 184 (𝑁/𝑚𝑚 2 ) Kiểm nghiệm ứng suất uốn:
3.2.10 Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:
Số bánh răng: 𝑍 3 = 40 𝑟ă𝑛𝑔, 𝑍 4 = 148 𝑟ă𝑛𝑔 Đường kính vòng chia (vòng lăn):Tra bảng 3-2 (1)
Bánh nhỏ: 𝑑 𝑐3 = 𝑚𝑍 3 cos 𝛽 = 4.40 cos 0 ° = 160 (mm)
Bánh lớn: 𝑑 𝑐4 = 𝑚.𝑍 4 cos 𝛽= 4.148 cos 0 ° = 592 (mm) Kiểm tra lại:
2 = 376 𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh răng:
Bánh dẫn 𝑏 3 = 82 (𝑚𝑚) Độ hở hướng tâm: c = 0,25.m = 0,25.4 = 1(mm) Đường kính vòng chân răng:
Bảng 3.3: Bảng thông số bánh răng
Bộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm Bánh nhỏ Bánh lớn Bánh nhỏ Bánh lớn
Số răng 24 116 40 148 Đường kính vòng chia(mm) 74,74 361,25 160 592 Đường kính vòng đỉnh răng(mm) 80,74 367,25 168 600
Thông số Bộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm
Bánh nhỏ Bánh lớn Bánh nhỏ Bánh lớn Đường kính vòng chân răng(mm) 67,24 353,75 150 582
Chiều rộng bánh răng(mm) 50 44 82 76
THIẾT KẾ TRỤC, THEN, Ổ LĂN
Thiết kế trục
Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, có thể được nhiệt luyện và dễ gia công Trục thường làm bằng thép cacbon hoặc thép hợp kim Đối với trục làm việc trong những máy móc quan trọng, chịu tải lớn thì ta nên chọn thép 45 hoặc thép 40X Đối với trục làm việc trong điều kiện gối đở bằng ổ trượt quay nhanh thì ta nên chọn thép 20 hoặc thép 20X Vì hộp giảm tốc này chịu tải trọng va đạp nhẹ nên ta chọn loại thép 45 thường hóa có giới hạn bền 𝜎 𝑏𝑘 = 600 (N/mm2) và 𝜎 𝑐ℎ = 300 (N/mm2) Phôi được chọn là phôi cán
4.1.2.1 Tính đường kính sơ bộ của trục
𝑛: Số vòng quay của trục(vg/ph)
𝐶: hệ số tính toán phụ thuộc vào [𝜏] 𝑥 Đối với trục là thép 45 khi tính trục đầu vào và trục truyền chung ta có thể lấy hoặc C = 130 ÷ 110 Ta chọn C = 120
Bảng 4.1: Thông số các trục
Bảng 4.2: Các thông số của hộp giảm tốc
Tên gọi Ký hiệu Tra tài liệu
1 Khoảng cách từ mặt cạnh bánh răng đến thành trong của hộp a = 15 (mm) Bảng 7-1 [1]
2 Khoảng cách giữa các chi tiết quay c = 15 (mm) Bảng 7-1 [1]
3.Khe hở giữa các bánh răng và thành trong hộp ∆ > 1,2.δ = 12 (mm) Bảng 7-1 [1]
5 Khoảng cách giữa các gối đỡ trục bánh răng trụ l = 216 (mm) Hình 7-3 S1
6 Khoảng cách giữa gối đỡ trục và điểm đặc lực của bánh đai tác động lên trục
Tên gọi Ký hiệu Tra tài liệu
7 Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp giảm tốc (lấy lớn vì cần phải làm bạc chắn mỡ để bảo vệ mỡ trong các bộ phận ổ)
8 Chiều cao của nắp và đầu bulong
9 Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp l4 = 15 (mm) Bảng 7-1 [1]
11 Chiều rộng bánh đai Bđai = 52 (mm) Chương 2
12.Chiều dài mayo lắp với trục
Hình 4.1 Phác thảo hộp giảm tốc
Lực tác dụng lên trục F: 𝑅 đ = 1036,64 (N)
4.1.3.1 Tính phản lực liên kết
Hình 4.3: Phân tích lực trên mặt phẳng zOy trục 1
Phương trình cân bằng lực:
AB: Tại A: Không có moment tập trung nên 𝑀 𝑥 = 0
CD: Tại D: Không có moment tập trung nên 𝑀 𝑥 = 0
Hình 4.4: Phân tích lực trên mặt phẳng zOx trục 1
216 = 579,89 (N) Phương trình cân bằng lực:
BC: Tại B: Không có moment tập trung nên 𝑀 𝑦 = 0
CD: Tại D: Không có moment tập trung nên 𝑀 𝑦 = 0
4.3.1.2 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm
𝑀 𝑢 ,𝑀 𝑥 : là moment uốn và moment xoắn
Thép làm trục chọn thép 45, đường kính d% mm, ta chọn [𝜎] = 63(N/m 2 )
Tổng moment uốn tại các tiết diện:
Moment tương đương tại các tiết diện:
Tính đường kính tại các tiết diện:
Hình 4 5: Biểu đồ nội lực và cơ cấu sơ bộ trục 1
4.1.4.1 Tính phản lực liên kết
Hình 4.6: Phân tích lực trên mặt phẳng zOy trục 2
Phương trình cân bằng lực:
AB: Tại A: Không có moment tập trung nên 𝑀 𝑥 = 0
CD: Tại D: Không có moment tập trung nên 𝑀 𝑥 = 0
Phương trình cân bằng lực:
AB: Tại A: Không có moment tập trung nên 𝑀 𝑦 = 0
CD Tại D : Không có moment tập trung nên 𝑀 𝑦 = 0
4.1.4.2 Tính đường kính trục ở tiết diện nguy hiểm
𝑀 𝑢 , 𝑀 𝑥 : là moment uốn và moment xoắn
Hình 4.7: Phân tích lực trên mặt phẳng zOx trục 2
Thép làm trục chọn thép 45, đường kính dEmm, ta chọn [𝜎] = 63(N/m 2 )
Tổng moment uốn tại các tiết diện:
Moment tương đương tại các tiết diện:
Tính đường kính tại các tiết diện:
Hình 4.8: Biểu đồ nội lực và cơ cấu sơ bộ trục 2
4.1.5.1 Tính phản lực liên kết
Hình 4.9: Phân tích lực trên mặt phẳng zOy trục 3
216 = 1028,62 (𝑁) Phương trình cân bằng lực:
AB: Tại A: Không có moment tập trung nên 𝑀 𝑥 = 0
Hình 4.10: Phân tích lực trên mặt phẳng zOx trục 3
216 = 2826,11(𝑁) Phương trình cân bằng lực:
AB: Tại A: Không có moment tập trung nên 𝑀 𝑦 = 0
BC Tại C: Không có moment tập trung nên 𝑀 𝑦 = 0
4.1.5.2 Tính đường kính trục ở tiết diện nguy hiểm
𝑀 𝑢 ,𝑀 𝑥 : là moment uốn và moment xoắn
𝛽 = 0 do trục đặc Thép làm trục chọn thép 45, đường kính d = 65mm, ta chọn [𝜎] = 50 (N/m 2 )
Tổng moment uốn tại các tiết diện:
Moment tương đương tại các tiết diện:
Tính đường kính các tiết diện:
Hình 4.11: Biểu đồ nội lực và cơ cấu sơ bộ trục 3
Tính chính xác trục nên tiến hành cho nhiều tiết diện chịu tải trọng lớn, có ứng suất tập trung
Tính chính xác trục theo công thức
𝑛 𝜎 : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp
𝑛 𝜏 : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp
[𝑛]: Hệ số an toàn cho phép, [𝑛] = 1,5 ÷ 2,5
Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng :
Bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động:
𝜎 −1 , 𝜏 −1 : Giới hạn mỏi uốn và xoắn với một chu kì đối xứng
𝜎 𝑎 , 𝜏 𝑎 : Biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục
W: moment cản uốn của tiết diện
W0: moment cản xoắn của tiết diện kτ: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn β: hệ số tang bề mặt trục Chọn β=1 (không dùng các biện pháp tăng bền) ψτ: hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi
𝜏 𝑚 : là trị số trung bình của ứng suất tiếp
Mu và Mx: moment uốn và moment xoắn
Tra bảng ta chọn kσ= 1,63 và kτ=1,5
Bảng 4.3: Bảng tổng hợp thông số
Tính toán then trên trục
Công thức kiểm nghiệm sức bền dập:
𝑑 𝑘 𝑙 ≤ [𝜎] 𝑑 Công thức kiểm nghiệm sức bền cắt:
𝑀 𝑥 : Moment cần truyền (Nmm) d : đường kính trục (mm) l t =0,8.l m : Chiều dài mayo (mm) b: chiều rộng then (mm) t: biểu thị phần then lắp trong rãnh của trục và rãnh của mayơ (mm)
Vì điều kiện làm việc có va đập nhẹ, vật liệu làm trục là thép 45, tra bảng 7-20 và 7-21 ta chọn [𝜎] 𝑑 = 100(N/mm 2 ) và [𝜏] 𝑐 = 87(N/mm 2 )
Tính toán chọn ổ lăn
Trục 1 và trục 2 có lực dọc trục tác dụng nên ta chọn ổ bi đỡ chặn, còn đối với trục 3 chọn ổ bi đỡ
Sơ đồ chọn ổ cho trục 1
Hình 4.12: Xác định các phản lực trên ổ trục 1
Dự kiến chọn góc β = 16 0 (kiểu 36000)
Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức:
Q = ( Kv.F + m.At ).Kn.Kt (công thức 8-6)
Kt = 1 tải trọng va đạp nhẹ
Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 0
Như vậy lực At hướng về gối trục bên trái Vì lực hướng tâm của hai gối trục gần bằng nhau, nên ta chỉ tính đối với gối trục bên trái (ở đấy lực Q lớn hơn) và chọn ổ cho gối trục này, còn gối trục kia lấy ổ còn lại
Tra bảng 17P ứng với d0 mm lấy ổ có ký hiệu 36306 với Cbảng = 41000, đường kính ngoài Dr mm, chiều rộng B mm
Q = ( Kv.F + m.At ).Kn.Kt (công thức 8-6)
Kt = 1 tải trọng va đạp nhẹ
Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 0
Lực At hướng về ổ bên phải do đó lực Q ở ổ này lớn hơn
Tra bảng 17P ứng với d@ mm lấy ổ có ký hiệu 36208 với Cbảng = 49000, đường kính ngoài D mm, chiều rộng B mm
Hình 4.13: Xác định các phản lực trên ổ trục 2
Tính cho gối đỡ C vì có lực Fc lớn:
Với A=0, ta có QC= FC = 300,75 daN
Vì không có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy
Tra bảng 14P ứng với de mm lấy ổ có ký hiệu 113 với Cbảng = 37000, đường kính ngoài D0 mm, chiều rộng B mm
Bảng 4.5: Bảng tổng hợp thông số ổ lăn trên các trục
Trục Đường kính trục d (mm)
Ký hiệu C bảng Đường kính D (mm)
Tính toán và thiết kế khớp nối
Tra bảng 16-1 (trang 58 [2]), với băng tải: k= 1,2…1,5
Chọn nối trục vòng đàn hồi
Hình 4.14: Xác định các phản lực trên ổ trục 3
Tra bảng 16-10a (trang 69 [2]), với 𝑇 𝑡 00,47 (Nm) ta có kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:
Bảng 4.6: Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi
Tra bảng 16-10b (trang 69 [2]), với 𝑇 𝑡 = 1800,47 (Nm), ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi:
Bảng 4.7: Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi
Kiểm nghiệm bền dập của vòng đàn hồi:
Hình 4.15: Nối trục vòng đàn hồi
Kiểm nghiệm bền của chốt:
𝑍, 𝐷 0 , 𝑙 3 , 𝑙 0 , 𝑑 𝑐 xem hình 4.19, bảng 4.5 và bảng 4.6;
2 = 64 Ứng suất dập cho phép của vòng cao su: [𝜎 𝑑 ] = 2 … 4 (MPa) Ứng suất cho phép của chốt: [𝜎 𝑢 ] = 60 … 80 (MPa)
THIẾT KẾ VỎ HỘP
Thiết kế vỏ hộp
Hình dạng của nắp và thân chủ yếu được xác định bởi số lượng và kích thước của bánh răng, vị trí mặt ghép và sự phân bố của các trục trong hộp, đồng thời còn phụ thuộc vào chỉ tiêu kinh tế, độ bền và độ cứng
Nhìn chung, vỏ hộp do các mặt phẳng và mặt trụ tạo thành Mặt phẳng thuận tiện khi làm khuôn mẫu nhưng làm tăng khuôn khổ, kích thược và trọng lượng vỏ hộp
Chọn vỏ hộp đúc, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làm các trục để việc lắp ghép được dễ dàng
Hình 5.1: Kích thước các thông số của hộp giảm tốc
5.1.1 Quan hệ kích thước của các phần tử
Mặt bích dưới của thân hộp: b = 1,5 δ = 1,5.13 = 19,5 mm
Mặt bích trên của nắp hộp: b1 = 1,5 δn = 1,5.11 = 16,5 mm
Chiều dày đế hộp không có phần lồi: δ1 = 2,35 δ = 2,35.14 ≈ 32 mm
Chiều dày gân ở thân hộp: m = ( 0,85÷1) δ = 13 mm
Chiều dày gân ở nắp hộp: m1 = ( 0,85÷1) δn = 11 mm Đường kính Bulong nền: dn = 24 mm (bảng 10-13)
Số Bulong: n = 6 (bảng 10-13) Đường kính các Bulong khác: Ở cạnh ổ: d1 = 0,7.dn ≈ 16 mm
Ghép các mặt bích nắp và thân: d2 = (0,5÷0,6)dn = 14 mm
Ghép nắp cửa thăm: d4 = (0,3÷0,4)dn = 8 mm
Khoảng cách từ mặt ngoài vỏ đến tâm Bulong:
Khoảng cách từ mép lỗ lắp ổ đến tâm Bulong d1: e = (1÷1,2)d1 = 14 mm
Chiều rộng mặt bích chổ lắp ổ: l1 = K+(2÷3) = 57 mm
Khe hở bánh răng và thành trong hộp: a = 1,2.δ = 15,6 ≈ 16 mm
Hình 5.2: Minh họa phần chuyển tiếp giữa 2 thành kề nhau
Hình 5.3: Nắp cửa thăm Bảng 5.1: Thông số nắp cửa thăm
Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ có chốt định vị khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ
Hình 5.4: Hình dạng, kích thước chốt định vị
Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc sẽ nhiễm bẩn (do bụi từ bên ngoài lọt vào hoặc các hạt mài từ các bộ truyền rơi ra), đồng thời dầu bị biến chất do nhiệt độ Để đảm bảo bôi trơn, ta phải thay dầu mới Điều này yêu cầu dầu cũ phải được tháo ra sạch khỏi hộp giảm tốc thông qua lỗ tháo dầu nằm ở đáy hộp, được bịt kín bằng nút tháo dầu
Hình 5.5: Nút tháo dầu Bảng 5.2: Thông số nút tháo dầu d b m f L c q D S D0
Khi làm việc, các bộ truyền trong hộp giảm tốc ăn khớp với nhau tạo nên ma sát làm nhiệt độ trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài vỏ hộp, người ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp
Hình 5.6: Nút thông hơi Bảng 5.3: Thông số nút thông hơi
Dùng để nâng hoặc vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép,…) trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng hoặc vòng móc Hiện nay vòng móc được dùng nhiều Kích thước vòng móc được xác định như sau:
- Chiều dày vòng móc: S = (2÷3)δ = 28 mm
5.1.2.6 Que thăm dầu Để kiểm tra mức dầu trong hộp người ta dùng que thăm dầu
Hình 5.8: Kết cấu quê thăm dầu
Do hiện nay có xu hướng làm nắp ổ kín không có phần lắp vào lỗ hộp Hình dạng của nắp phụ thuộc vào kết cấu bộ phận ổ Mặt ngoài của nắp có thể phẳng hoặc lồi (do yêu cầu phải cố định vòng trong ổ bằng đai ốc hoặc cần đảm bảo khoảng không gian cần thiết giữa nắp và ổ đỡ để tra mỡ)
Bảng 5.4: Thông số nắp ổ lăn
Dung sai và lắp ghép
Căn cứ vào yêu cầu làm việc của từng chi tiết trong hộp giảm tốc, ta chọn các kiểu lắp ghép sau:
Dung sai ổ lăn: vòng trong ổ lăn chịu tải trọng tuần hoàn, ta lắp ghép theo hệ thống lỗ lắp trung gian để vòng ổ không trượt trên bề mặt trục khi làm việc Do đó ta chọn mối lắp k6, lắp trung gian có độ dôi tạo điều kiện mòn đều ổ (trong quá trình làm việc nó sẽ quay làm mòn đều)
Vòng ngoài của ổ lăn không quay nên chịu tải cục bộ, lắp theo hệ thống trục Để ổ có thể di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc, ta chọn kiểu lắp trung gian H7
Lắp ghép bánh răng trên trục:
Bánh răng lắp trên trục chịu tải vừa, tải trọng thay đổi, va đập nhẹ ta chọn kiểu ghép 𝐻7
Lắp nắp ổ và thân hộp: Để dễ dàng cho việc tháo lắp và điều chỉnh chọn kiểu lắp lỏng 𝐻7
Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục: Để dễ dàng cho tháo lắp chọn kiểu lắp trung gian 𝐻7
Hình 5.9: Nắp ổ lăn lắp trên chi tiết
Lắp chốt định vị: Để đảm bảo cho độ đồng tâm và không bị sút ta chọn kiểu lắp chặt 𝑃7
Theo chiều rộng chọn kiểu lắp trên trục là 𝑃9
Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h11
Theo chiều dài, sai lệch giới hạn kích thước then là h14
Bảng 5.5: Bảng thông số dung sai và lắp ghép
Mối lắp ES (𝝁𝒎) EI (𝝁𝒎) es (𝝁𝒎) ei (𝝁𝒎) d Bánh răng
Trục III 100 +35 0 +25 +3 Ổ lăn Ổ lăn vòng trong d
Bảng 5.6: Bảng thông số dung sai và lắp ghép (tiếp theo)
Mối lắp ES (𝝁𝒎) EI (𝝁𝒎) es (𝝁𝒎) ei (𝝁𝒎) b×h Then (trục – chiều sâu)
Bánh răng cấp nhanh trục 1
Bánh răng cấp nhanh trục 2
Bánh răng cấp chậm trục 2
Bánh răng cấp chậm trục 3
Bảng 5.7: Bảng thông số dung sai và lắp ghép (tiếp theo)
Mối lắp ES (𝝁𝒎) EI (𝝁𝒎) es (𝝁𝒎) ei (𝝁𝒎)
Bxh Then (Bánh răng- bánh đai)
ℎ9 37 -37 0 -74 d Chốt định vị - vỏ hộp
Chốt định vị - vỏ hộp
