Đồ Án cơ sở thiết kế máy thiết kế trạm dẫn Động băng tải

Bảng thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng...32 Bảng 4.1... Khi dùng bộ truyền kín với cấp chính xác 6 hoặc 7 thì tăng trị số Do yêu cầu truyền động ở mức tải vừa, va đập nhẹ, tr

Lựa chọn động cơ điện

Do tải trọng tác dụng lên động cơ là tải trọng thay đổi nên công suất của tải được tính bằng công thức:

Hình 1.1: Đồ thị đặc tính tải trọng

Công suất làm việc trên trục băng tải:

(CT 2.11 trang 20 [1]) Chứng minh mệnh đề:

Từ đề bài: v = 0 , 8 m / s ; D = 610 mm→ 2 đại lượng không đổi nên: n= 60000 v π D = const

→ Do n không đổi nên P ∝ T : mệnh đề đúng trong trường hợp tải trọng thay đổi nhưng tốc độ không đổi.

Các giá trị của đồ thị:

Công suất tương đương được tính bằng công thức:

(CT 2.13 trang 20 [1]) Hiệu suất truyền động: η=η đ η br 2 η ol 4 η k = 0 , 95.0, 97 2 0 , 99 4 1= 0 , 85

Số liệu được tra trong bảng sau:

Bảng 1.1: Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ

Hiệu suất η của bộ truyền hoặc ổ Được che kín Để hở

Bộ truyền bánh răng trụ

Bộ truyền bánh răng côn

Bộ truyền bánh ma sát

Chú thích: Trị số hiệu suất của các bộ truyền bánh răng được ghi trong bảng và tương ứng với cấp chính xác 8 và 9; khi sử dụng bộ truyền kín có cấp chính xác 6 hoặc 7, trị số hiệu suất trong bảng được tăng thêm khoảng 1–1,5%.

Công suất cần thiết của động cơ:

(CT 2.8 trang 19 [1]) Trong sơ đồ động, bộ truyền từ động cơ đến hộp giảm tốc là một bộ truyền đai.

Với yêu cầu truyền động ở mức tải vừa, va đập nhẹ, truyền êm và độ trượt nhỏ, đai thang chữ V là lựa chọn hợp lý Đai thang có khả năng truyền tải lớn hơn đai dẹt, đồng thời gọn gàng, dễ thay thế và phù hợp với trục đặt ngang.

Số vòng quay trục tang: n lv = 60000 v πD = 60000.0 , 8 π 610 %,047 ( vòng phút )

Tỷ số truyền toàn bộ u t được tính theo công thức: u t =u h u đ =( 8 ÷ 40 ) ( 3 ÷5 )=( 24 ÷ 200)

Số vòng quay sơ bộ: n sb = n lv u t = 25,047 ( 24 ÷ 200 )= 601 ÷ 5009

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: n đb 00( vòng phút )

Bảng 1.2: Tỷ số truyền nên dùng cho các bộ truyền trong hệ

Loại truyền động Tỉ số truyền nên dùng u

Truyền động bánh răng trụ : Để hở Hộp giảm tốc 1 cấp

Truyền động bánh răng côn

- Hộp giảm tốc côn - trụ 2 cấp

Truyền động trục vít : Để hở Hộp giảm tốc 1 cấp

Hộp giảm tốc 2 cấp trục vít

Hộp giảm tốc 2 cấp trục vít – bánh răng hoặc bánh răng – trục vít

Có bánh căng Truyền động đai thang

Truyền động xích Truyền động bánh ma sát

Từ các thông số P ct = 3 , 8 ( kW ) và n đb 00( vòng phút ) ta chọn động cơ 4A112M4Y3.

Bảng 1.3: Các thông số của động cơ 4A112M4Y3

Tên động cơ Công suất

Số vòng quay (vòng/phút) cos φ η % T k

Phân phối tỷ số truyền

Tính chính xác tỷ số truyền: u t = n đ c n lv ¿ 1425 25,047 V , 89=u đ u h

Do hộp giảm tốc đồng trục nên dùng công thức: u 1 =u 2 = √ u h = √ 14 , 22=3 , 77 Dựa vào bảng ta có được:

Tỷ số truyền cấp nhanh: u 1 = u n = 3 , 77

Tỷ số truyền cấp chậm: u 2 = u ch = 3 , 77

Tỷ số truyền của đai: u đ = 4

Kiểm tra sai số cho phép về tỷ số truyền: u tong = u k u h u đ = u n u c u đ = 3 , 77.3 ,77.4 = 56 , 85

→ Thỏa điều kiện về sai số cho phép

1.3 Tính toán các thông số trục

Công suất trên các trục:

P III = P tđ η (III −IV ) = P tđ η k η ol = 3 , 23

P II = P III η (II− III) = P III η br η ol = 3 ,3

P I = P II η (II−I ) = P II η br η ol = 3 ,44

Chú ý: Công suất động cơ tính toán Pđ = 3,8 kW phải nhỏ hơn công suất động cơ lựa chọn Pđ = 5,5 kW; n = 25 vòng/phút Tính số vòng quay các trục: nI = 1425 vòng/phút.

3 , 77 = 25 , 06 ( vòng phút ) η tang = n III u kn = 25 ,06

1 = 25 , 06 ( vòng phút ) Tính momen xoắn các trục:

Ta có được bảng đặc tính chung:

Thông số Động cơ I II III Tang u u đ =4 u 1 =3 , 77 u 1 =3 , 77 u k =1 n (vòng/phút) 1425 356,25 94,5 25,06 25,06

Chọn loại đai

Các thông số ban đầu:

Công suất cần truyền: P đc =3 , 8 kW

Số vòng quay trục động cơ: n đc 25 ( vòng phút )

Dựa vào công suất làm việc của động cơ điện, ta chọn đai thang là loại phù hợp Đai thang có tiết diện hình thang và tăng hệ số ma sát giữa đai và bánh đai so với đai dẹt, từ đó khả năng truyền lực kéo được cải thiện và đáp ứng tốt yêu cầu truyền động của hệ thống.

Dựa vào công suất cần truyền: P đc =3 , 8 kW , số vòng quay bánh đai nhỏ n đ c 25 ( v ò ng ph ú t ) và hình 2.1 bên dưới ta chọn được loại đai thang A.

Hình 2.1: Chọn loại tiết diện đai hình thang

Xác định các thông số của bộ truyền đai

Bảng 2.1: Các thông số của hình thang thường loại A

Kích thước tiết diện, mm Diện tích tiết diện A, mm 2 Đường kính bánh đai nhỏ d 1 , mm

Chiều dài giới hạn I, mm b t b h y 0 Đai hình thang thường A 11 13 8 2,8 81 100-200 560-4000

Theo bảng 4.13 trang 59 [1] ta chọn được đường kính bánh đai nhỏ d 1 0 mm

Ta thấy v đ , 93 m s N HO1 nên K HL1 = 1

Thay các số liệu vào:

Do N HE 2 > N HO2 nên K HL2 =1

L H =S ố n ă m S ố ng à y S ố ca 8.290 1 8#200 ( giờ ) : tổng thời gian làm việc của máy

Các khoảng thời gian làm việc: t 1 = 5

Như vậy theo công thức 6.1 Trang 91 [1] sơ bộ xác định được:

1 , 1 H1 , 82 ( MPa ) Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng, công thức 6.12 Trang 95 [1]:

Với cấp chậm sử dụng răng thẳng:

→ [ σ H ] = [ σ H 2 ] H1 , 8 ( MPa) Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải công thức 6.13 Trang 95 [1]

3.2.2 Ứng suất uốn cho phép

Tra bảng 6.2 Trang 94 [1] ta được: σ Flim 0 = 1, 8 HB : ứng suất uốn cho phép với số chu kì cơ sở

S F = 1 , 75 : hệ số an toàn khi tính về uốn

K FC =0 , 7 : hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải (bộ truyền quay 2 chiều)

→ Bánh nhỏ : σ Flim 0 1 = 1 , 8 HB 1 = 1 , 8.245 = 441 ( MPa )

(CT 6.4 trang 93 [1]) Trong đó: m F = 6 : bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn

N FO = 4.10 6 : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương khi bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nhiều bậc:

Do N FE 1 > N FO 1 nên K FL1 = 1

Do N FE 2 > N FO 2 nên K FL2 = 1

Như vậy theo công thức 6.2 Trang 91 [1] sơ bộ xác định được:

1 ,75 6 ( MPa) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải, công thức 6.14 Trang 96 [1]:

[ σ F1 ] max = [ σ F3 ] max = 0 , 8 [ σ ch1 ] = 0 , 8.580 = 464 ( MPa ) [ σ F2 ] max = [ σ F 4 ] max =0 , 8 [ σ ch2 ] =0 , 8.45060( MPa)

Tính toán và thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng (cấp chậm)

3.3.1 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền Đối với hộp giảm tốc, thông số cơ bản là khoảng cách trục a w Nó được xác định theo công thức: a w = K a ( u ±1 ) √ 3 [ σ H T ] 2 2 K u , ψ Hβ ba 2 ¿ 49 , 5 ( 3 ,77 + 1 ) √ 3 481 347640 , 82 2 3 , 21.1 , 77.0 , 07 , 4 = 240 ( mm )

K a I , 5: hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng tra trong bảng 6.5 Trang 96 [1]

T 2 47640 , 21( Nmm): momen xoắn trên trục bánh chủ động

[ σ H ] = 481 ,82 ( MPa ) : ứng suất tiếp xúc cho phép u = 3 ,77 : tỷ số truyền ψ ba2 = 0 , 4(tra trong bảng 6.6 Trang 97 [1]) ψ bd 2 = 0 , 53 ψ ba ( u ±1 )= 0 , 53.0 , 4 ( 3 ,77 + 1 )= 1

K Hβ =1 , 07 : hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc (tra bảng 6.7 Trang 98 [1])

Công thức 6.15 và 6.16 dùng dấu + là do trường hợp bánh răng ăn khớp ngoài.

→ m=3 ; chọn theo tiêu chuẩn bảng 6.8 Trang 99 [1]

Xác định số răng bánh nhỏ: z 3 = 2 a w

Tính lại khoảng cách trục: a w = m z t

(CT 6.21 trang 99 [1]) Tính lại tỷ số truyền: u m = z 4 z 3 = 124

Theo bảng 6.9 trang 100 [1]: → z 1 3 ≥ 21 nên không cần dịch chỉnh

Tính góc ăn khớp, công thức 6.27 trang 101 [1]: cos α tw 2 = z t m cos α

3.3.4 Xác định kích thước bộ truyền Đường kính vòng chia: d 3 = m z 3 =3.33 mm ;d 4 72mm Đường kính vòng lăn: d w 3 = d 3 ;d w 4 = d 4 Đường kính vòng đỉnh: d a3 = d 3 + 2m+ 2.35 mm; d a 4 78 mm Đường kính vòng đáy: d f 3 =d 3 − 2, 5 m −2 , 5.3 , 5 mm ;d f 4 64 , 5

3.3.5 Các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

F r3 = F r 4 =F t 3 tan α tw2 cos β s97 tan 20 cos0 &92 N

3.3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau: σ H = Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 w K 2 u d H ( u ± w 2 2 1 )

Z M '4 ( MPa 1 3 ) : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp (tra bảng 6.5 Trang 96 [1])

Z H : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

(CT 6.34 trang 105 [1]) Ở đây: β b : góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tan β b = cos α tw2 tan β = 0 vì β = 0

Z ε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

3 π = 0 : hệ số trùng khớp dọc (CT 6.37 trang 105 [1]) b w 2 = ψ ba a w = 0 , 4.235 , 5 = 94 ( mm ) ε α = [ 1 , 88−3 , 2 ( z 1 3 + z 1 4 ) ] cos β ¿ [ 1 ,88−3 ,2 ( 33 1 + 124 1 ) ] cos0=1 ,76 : hệ số trùng khớp ngang

Với n 2 , 5 ( v p ) : số vòng quay bánh chủ động

→ Theo bảng 6.13 trang 106 [1]: ta chọn được cấp chính xác là 9

K H : hệ số tải trọng khi nói về tiếp xúc

K Hα = 1 : hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, do bánh răng trụ răng thẳng nên K Hα =1

K Hv : hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc

Các tham số δH = 0,004 và g0 = 73 là hệ số ảnh hưởng của sai số ăn khớp và sai lệch các bước răng (tham khảo bảng 6.15 và bảng 6.16 trang 107 [1]); theo công thức 6.33 trang 105 [1], σH được tính bằng σH = ZM ZH Zε √ 2 T b w 2 2 K u dH (u ± w 2 2 1) Kết quả tính toán cho σH là 421,39 MPa và σH = 421,39 MPa ≤ [σH] H1,82 MPa.

3.3.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Số răng tương đương: z v 3 = z 3 cos 3 β = 33 cos 3 0 = 33 z v 4 = z 4 cos 3 β = 124 cos 3 0 = 124

→ Y F 3 =3 , 77 ;Y F 4 =3 , 6 : hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4 (tra bảng 6.18 trang 109 [1])

K F : hệ số tải trọng khi tính về uốn

K Fβ =1 , 16 : hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn (tra bảng 6.7 trang 98 [1])

K Fα = 1 : hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, do bánh răng trụ răng thẳng nên K Fα = 1

K Fv : hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

(CT 6.47 trang 107 [1]) Với: δ F =0,011 : hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (tra bảng 6.15 trang

107 [1]) g 0 = 73 Ứng suất uốn được tính như sau: σ F3 = Y F3 F t K F b w m = 3 , 77.7397 1, 2

Vậy độ bền uốn của cả hai bánh răng đều thỏa mãn.

3.3.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải

T = 2, 2 : tra bảng P1.3 trang 110 [1] Ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép: σ Hmax = σ H √ K qt = 421 , 39 √ 2 , 2 = 625 ( MPa )

→ σ Hmax = 625 ( MPa ) ≤ [ σ H ] max = 1240 ( MPa ) Ứng suất uốn cực đại cho phép: σ F3 max = σ F 3 K qt = 118 , 66.2 , 2 = 261 ( MPa ) ≤ [ σ F ] max = 464 ( MPa ) σ F 4max =σ F4 K qt 3 , 3.2 , 2$9 , 26( MPa) ≤ [ σ F ] max 60 ( MPa )

Bảng 3.2 Bảng thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

Khoảng cách trục chia a a = 0 ,5 m ( z 2 + z 1 ) cos β = 0 , 5.3 ( 124 + 33 ) cos0 ° = 235 , 5 ( mm ) Đường kính chia d d 3 (mm) d 4 72(mm) Đường kính đỉnh răng d a d a 3 = 105 ( mm ) d a 4 = 378 ( mm ) Đường kính đáy răng d f d f 3 = 91 , 5 ( mm ) d f 4 = 364 , 5 ( mm )

Chiều rộng vành răng b w b w 2 (mm)

Góc ăn khớp a tw a tw = 20 °

Số răng bánh răng z z 3 3 răng z 4 4 răng

Tính toán và thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng (cấp nhanh)

3.4.1 Xác định thông số cơ bản của bộ truyền Đối với hộp giảm tốc đồng trục các thông số được chọn giống nhau ngoại trừ bề rộng răng

Dựa vào điều kiện khoảng cách trục của hai cấp bằng nhau ta có công thức tính bề rộng cấp nhanh: ψ ba1 = T 1 ψ ba1

Ta chọn ψ3 = 0,1 theo tiêu chuẩn bảng bên dưới Chọn như trên bộ truyền cấp nhanh sẽ dư bền rất nhiều Đây là đặc điểm và cũng là nhược điểm của hộp giảm tốc đồng trục.

Bảng 3.3 Hệ số phụ thuộc vào vị trí bánh răng và độ rắn bề mặt răng

Vị trí bánh răng Độ răng bề mặt

0 , 15 ÷ 0 , 20 Giá trị Ψ ba tiêu chuẩn:0,1;0,125;0,16;0,2;0,25;0,315;0,4;0,5;0,63;0,8;1;1,25

Ta suy ra giá trị ψ bd dựa vào công thức: ψ bd = ψ ba1 (u+1)

Từ bảng 6.7 trang 98 suy ra hệ số tập rung tải trọng:

→ m=3 ; chọn theo tiêu chuẩn bảng 6.8 Trang 99 [1]

→ β , 5 ° (nằm trong khoảng 8 ° …20 ° ) → thỏa điều kiện

Tính lại tỷ số truyền: u m = z 2 z 1 = 120

3.4.4 Xác định kích thước bộ truyền Đường kính vòng chia: d 1 = m z 1 cosβ = 3.32 cos14 , 5 = 99 mm ;d 2 72 mm Đường kính vòng lăn: d w 1 = d 1 ;d w 2 =d 2 Đường kính vòng đỉnh: d a 1 = d 1 +2 m= 99+2.35 mm ;d a2 78 mm Đường kính vòng đáy: d f 1 =d 1 −2 , 5 m−2 , 5.3 , 5 mm ; d f 2 64 , 5

3.4.7 Tính lực tác dụng lên trục

F r 1 = F r 2 =F t1 tanα tw1 cos β 39 tan 20 , 6 cos14 , 5 u3 N

3.4.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện: σ H = Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 K w u d H ( u ± w 2 1 1 )

Z M '4 ( MPa 1 3 ) : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp (tra bảng 6.5 Trang 96 [1])

Z H : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

(CT 6.34 trang 105 [1]) Ở đây: β b : góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tan β b =cos α tw tan β

Mà: α t = α tw = arctg ( cos tan α β ) = arctg ( cos14 tan20 , 96 ° ° ) = 20 ,6 °

Z ε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng (bánh răng nghiêng)

(CT 3.56 trang 52 [2]) b w =ψ ba a w =0 , 1.235 , 5$ (mm) ε α = [ 1 , 88−3 , 2 ( z 1 1 + z 1 2 ) ] cos β ¿ [ 1 ,88 − 3 ,2 ( 32 1 + 120 1 ) ] cos 14 ,5 ° = 1, 75 : hệ số trùng khớp ngang

Với n 1 = 356 , 25 ( v p ) : số vòng quay bánh chủ động

→ Theo bảng 6.13 trang 106 [1]: ta chọn được cấp chính xác là 9

K H : hệ số tải trọng khi nói về tiếp xúc

K Hα =1 , 13 : hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14 trang 107 [1]

K Hv : hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếp xúc

Với δH = 0,002 và g0 = 73 (hệ số ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 Trang 107 [1] và sai lệch các bước răng, tra bảng 6.16 Trang 107 [1]), áp dụng công thức 6.33 Trang 105 [1], hệ số σH được tính từ các tham số Z_M = 274,1; Z_H = 72,0; Z_ε = 75 và các yếu tố liên quan, cho kết quả σH ≈ 432,7 MPa σH C2,7 (MPa) ≤ [σH] = 495 MPa, cho thấy giá trị tính được nằm trong giới hạn cho cấp C2,7.

3.4.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Số răng tương đương: z v 1 = z 1 cos 3 β = 32 cos 3 14 , 96 5 , 48 ≈ 35 z v 2 = z 2 cos 3 β = 120 cos 3 14 , 96 3 , 07 ≈ 133

→ Y F 1 = 3 ,75 ;Y F2 = 3 , 6 : hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4 (tra bảng 6.18 trang 109 [1])

K F : hệ số tải trọng khi tính về uốn

K Fβ = 1,035 : hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn (tra bảng 6.7 trang 98 [1])

K Fα = 1, 37 : hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn (tra bảng 6.14 trang 107 [1])

K Fv : hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

(CT 6.47 trang 107 [1]) Với: δ F = 0,006 : hệ số ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (tra bảng 6.15 trang

107 [1]) g 0 = 73 Ứng suất uốn được tính như sau: σ F1 = Y F1 F t K F b w m = 3 ,75.1939 1,488

Vậy độ bền uốn của cả hai bánh răng đều thỏa mãn.

3.4.6 Kiểm nghiệm răng về quá tải

T = 2, 2 : tra bảng P1.3 trang 110 [1] Ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép: σ Hmax = σ H √ K qt = 432 , 7 √ 2 , 2 = 641 , 8 ( MPa )

→ Răng thỏa mãn về độ quá tải tiếp xúc Ứng suất uốn cực đại cho phép: σ F1 max =σ F1 K qt 0 , 27.2 , 230 , 6( MPa) ≤ [ σ F ] max F4 ( MPa ) σ F2 max = σ F2 K qt = 144 , 26.2 ,2 = 317 , 37 ( MPa ) ≤ [ σ F ] max = 360 ( MPa )

→ Răng thỏa mãn về độ quá tải uốn

Bảng 3.1 Bảng thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Thông số Ký hiệu Số liệu

Khoảng cách trục chia a a= 0 , 5 m ( z 2 + z 1 ) cos β = 0 , 5.3 ( 120+ 32 ) cos14 ,96 ° #5 , 5( mm) Đường kính vòng chia d d d 1 = 99(mm)

2 72( mm) Đường kính đỉnh răng d a d a 1 = 105 ( mm ) d a 2 78 ( mm ) Đường kính đáy răng d f d f 1 , 5 ( mm ) d f 2 = 364 , 5 ( mm )

Chiều rộng vành răng b w b w 1 $( mm)

Góc ăn khớp a tw a tw1 = 20 , 6 °

Số răng bánh răng z z z 3 2 răng

Chọn vật liệu

Dựa vào bảng 7.1 trang 159 [2] ta chọn thép 45.

Nhãn hiệu thép Đường kính trục Độ rắn không nhỏ hơn σ b , MPa σ ch , MPa τ c , MPa σ −1 MPa τ −1 MPa Tỷ số σ σ b ch

Tính thiết kế trục

4.2.1 Tải trọng tác dụng lên trục

Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng được tính bằng các công thức 10.1 trang 184 [1]

Bảng 4.2 Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Lực vòng F t

Lực từ bộ truyền đai tác dụng lên trục:

4.2.2 Tính sơ bộ trục Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo các công thức: d ≥ √ 3 0 , T 2 [ τ ]

[ τ ] : ứng suất xoắn cho phép, MPa, với vật liệu trục là thép 45

Hộp giảm tốc gồm có 3 trục nên ta có: d 1 ≥ √ 3 0 ,2 T 1 [ τ ] = √ 3 0 95969 ,2 ( 15 , ÷ 12 30 ) =(25 ,19 ÷ 31 ,7 ) d 2 ≥ √ 3 0 ,2 T 2 [ τ ] = √ 3 0 347640 ,2 ( 15 ÷ ,21 30 ) =( 38 ,69÷ 48 ,75 ) d 3 ≥ √ 3 0 ,2 T 3 [ τ ] = √ 3 0 1257581 ,2 ( 15 ÷ 30 ,8 ) =(59 ,4 ÷ 74 , 84 )

Theo tiêu chuẩn bảng 10.2 Trang 189 chọn được đường kính trục: d 1 = 30 mm , d 2 = 40 mm , d 3 = 70 mm

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

Từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b 0 theo bảng sau:

Bảng 4.3 Thông số chiều rộng ổ lăn d, mm 20 25 30 35 40 45 50 55 60 65 70 75 80 85 90 100 b o ,mm 15 17 19 21 23 25 27 29 31 33 35 37 39 41 43 47

Ta lấy trục 2 làm chuẩn tính gần đúng chiều rộng ổ lăn: d 2 = 40 mm →b 0 = 23 mm

Chiều dài mayơ bánh răng được xác định theo công thức: l m = ( 1 , 2 … 1, 5 ) d

Chiều dài mayơ của trục I: l m1 =( 1 , 2 …1 , 5 ) d 1 =( 1 , 2 … 1 , 5 ) 306 … 45 mm

Chiều rộng bánh răng nhỏ cấp nhanh: b w 1 = 24 > 45 →l m13 = 45

Chiều dài mayơ của trục II: l m2 =( 1 , 2 …1 , 5 ) d 2 =( 1 , 2… 1 , 5 ) 40H …60 mm

Chọn l m22 = 45 mm để đảm bảo l13 = l22 và hai ổ lăn cùng nằm trên một đường thẳng Dù nhỏ hơn giới hạn (48–60 mm), giá trị này vẫn đảm bảo đủ chiều dài lắp then và kiểm nghiệm bền đạt yêu cầu.

Chiều rộng bánh răng lớn cấp nhanh: b w 1 = 24 < 45 →l m22 = 45

Chiều rộng bánh răng nhỏ cấp chậm: b w 2 = 94 > 45 →l m23 = 94

Chiều dài mayơ của trục III: l m3 =( 1 , 2 …1 , 5 ) d 3 =( 1 , 2 …1 , 5 ) 70 … 105 mm

Chiều rộng bánh răng lớn cấp chậm: b w 2 = 94 > 90 →l m32 = 94

Chiều dài mayơ khớp nối: l m33 =( 1 , 2… 2 , 5 ) d 3 =2.700(mm)

Bảng 4.4 Trị số của các khoảng cách k 1 , k 2 , k 3 và k n

Tên gọi Ký hiệu và giá trị

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k 1

Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k 2 = 15

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k 3

Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông h n = 20

Tính toán các kích thước trục hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đồng trục:

Hình 4.1 Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục

4.2.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trụ

Hình 4.2 Sơ đồ phân bố lực

4.2.4.1.1 Sơ đồ phân bố lực và tính toán lực tác dụng

Hình 4.3 Sơ đồ phân bố lực trục I

Các lực tác dụng lên trục I:

Moment xoắn từ động cơ T 1 969 , 12( Nmm)

Lực tác dụng lên bánh răng:

Lực tác dụng lên bánh đai: F r = 589 ( N )

4.2.4.1.2 Tính phản lực F/y và F/x trên các gối đỡ:

Giả sử phương chiều của các phản lực tại gối đỡ 0 và 1 như hình vẽ.

Phân tích lực trên từng đoạn:

Hình 4.4 Mặt cắt đoạn AB theo mặt phẳng zOy

Hình 4.5 Mặt cắt đoạn AB theo mặt phẳng zOx

Hình 4.6 Mặt cắt đoạn BC theo mặt phẳng zOy

Hình 4.7 Mặt cắt đoạn BC theo mặt phẳng zOx

Hình 4.8 Mặt cắt đoạn DC theo mặt phẳng zOy

Hình 4.9 Mặt cắt đoạn DC theo mặt phẳng zOx

T 1 = 95969 ,12 ( Nmm ) truyền từ trục động cơ qua trục I thông qua đai và cùng chiều với chiều quay của trục I.

Hình 4.10 Mặt cắt đoạn AB theo trục z

Hình 4.11 Mặt cắt đoạn BC theo trục z

Hình 4.12 Mặt cắt đoạn DC theo trục z

4.2.4.1.3 Biểu đồ nội lực trục I

Hình 4.13 Biểu đồ moment trên trục I

4.2.4.1.4 Moment uốn tổng M j và moment tương đương M tdj

Moment uốn tổng hợp tại từng tiết diện:

(CT 10.15 trang 194 [1]) Trong đó: M yj ; M xj là các thành phần moment uốn theo từng trục tọa độ tương ứng.

4.2.4.1.5 Tính đường kính trục tại tiết diện j d j = √ 3 0 , M 1 [ tdj σ ]

(CT 10.17 trang 194 [1]) Tra bảng 10.5 trang 195 [1], với d 1 = 30 mm ứng suất cho phép của thép chế tạo trục: [ σ ]= 63 d A = √ 3 0 M , 1 tdA [ σ ] = √ 3 83111 0 , 1.63 , 7 # , 62 (mm) d B = √ 3 0 M , 1[ tdB σ ] = √ 3 93847 0 , 1.63 , 2 $ , 6 (mm) d C = √ 3 0 M , 1 tdC [ σ ] = √ 3 118975 0 , 1.63 , 37 & , 63(mm) d D = √ 3 0 M , 1[ tdD σ ] = √ 3 0 , 1.63 0 =0 (mm)

→ Chọn theo tiêu chuẩn trang 195 [1] d A %( mm) d B =d D 0 (mm) d C = 36(mm)

4.2.4.2 Tính toán trên trục II

Hình 4.15 Sơ đồ phân bố lực trục II

Các lực tác dụng lên trục II:

Moment xoắn từ động cơ T 2 47640 , 21 (Nmm)

4.2.4.2.2 Tính phản lực F x và F y trên các gối đỡ

Giả sử phương chiều của phản lực tại gối đỡ 0 và 1 như hình vẽ.

Hình 4.16 Mặt cắt đoạn EF theo mặt phẳng zOy

Hình 4.17 Mặt cắt đoạn EF theo mặt phẳng zOx

Hình 4.18 Mặt cắt đoạn FG theo mặt phẳng zOy

Với z=0 → M x =−159452 , 24 ( Nmm ); z0 , 5 → M x =−213251 , 34 ( Nmm ) Mặt phẳng zOx:

Hình 4.19 Mặt cắt đoạn FG theo mặt phẳng zOx

Hình 4.20 Mặt cắt đoạn HG theo mặt phẳng zOy

Hình 4.21 Mặt cắt đoạn HG theo mặt phẳng zOx

T 2 47640 , 21( Nmm) truyền từ trục động cơ qua trục I qua trục II thông qua bánh răng nghiêng và ngược chiều quay trục I.

Hình 4.22 Mặt cắt đoạn FG theo trục z

4.2.4.2.2 Biểu đồ nội lực trục II

Hình 4.23 Biểu đồ moment trên moment II

4.2.4.1.5 Tính đường kính trục tại tiết diện j d j = √ 3 0 , M 1[σ tdj ]

(CT 10.17 trang 194 [1]) Tra bảng 10.5 trang 195 [1], với d 2 = 40 mm ứng suất cho phép của thép chế tạo trục: [ σ ]= 56 , 5 d E = √ 3 0 M ,1 tdE [ σ ] = √ 3 0 , 1.56 0 , 5 = 0 ( mm ) d F = √ 3 0 M , 1 tdF [σ ] = √ 3 0 341343 ,1.56 , 5 = 39 , 23 ( mm ) d G = √ 3 0 M , 1[ tdG σ ] = √ 3 58781 0 , 1.56 , 76 ,5 = 46 , 95 ( mm ) d H = √ 3 0 M , 1[σ tdH ] = √ 3 0 , 1.56 0 , 5 = 0 ( mm )

→ Chọn theo tiêu chuẩn trang 195 [1] d E = d H = 45 ( mm ) d F = d G = 50 ( mm )

4.2.4.3 Tính toán trên trục III

Hình 4.25 Sơ đồ phân bố lực trục III

Các lực tác dụng lên trục III:

Moment xoắn từ động cơ T 3 = 1257581 , 8 ( Nmm )

4.2.4.3.2 Tính phản lực F/y và F/x trên các gối đỡ:

Giả sử phương chiều của các phản lực tại gối đỡ 0 và 1 như hình vẽ.

Hình 4.26 Mặt cắt đoạn NO theo mặt phẳng zOy

Hình 4.27 Mặt cắt đoạn NO theo mặt phẳng zOx

Hình 4.28 Mặt cắt đoạn OP theo mặt phẳng zOy

Hình 4.29 Mặt cắt đoạn OP theo mặt phẳng zOx

Hình 4.30 Mặt cắt đoạn QP theo mặt phẳng zOx

T 3 = 1257581 , 8 ( Nmm ) truyền từ trục II qua trục III thông qua bánh răng thẳng và ngược chiều quay của trục III

Hình 4.31 Mặt cắt đoạn BC theo trục z

Hình 4.32 Mặt cắt đoạn QP theo trục z

4.2.4.3.3 Biểu đồ nội lực trục III

Hình 4.33 Biểu đồ moment trên moment III

4.2.4.3.5 Tính đường kính trục tại tiết diện j d j = √ 3 0 , M 1[σ tdj ]

(CT 10.17 trang 194 [1]) Tra bảng 10.5 trang 195 [1], với d 3 p mm ứng suất cho phép của thép chế tạo trục: [ σ ]= 49 , 2 d N = √ 3 0 M , 1[ tdA σ ] = √ 3 0 , 1.49 0 , 2 = 0 ( mm ) d O = √ 3 0 M , 1 tdB [ σ ] = √ 3 1143442 0 , 1.49 , , 2 33 a , 4 (mm) d P = √ 3 0 M , 1[ tdC σ ] = √ 3 1089097 0 ,1.49 , , 2 78 = 60 , 49 ( mm ) d Q = √ 3 0 M , 1 tdD [ σ ] = √ 3 1089097 0 , 1.49 ,2 , 78 ` , 49(mm)

→ Chọn theo tiêu chuẩn trang 195 [1] d O p(mm) d N = d P = 65 ( mm ) d Q = 63 ( mm )

Chọn then cho các tiết diện trục theo bảng 9.1a trang 173 [1]:

Tiết diện Đường kính, mm Loại then, b x h x l

Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Chúng tôi tiến hành kiểm nghiệm tất cả các tiết diện có đường kính đã được xác định qua tính toán ở phần trên Vì hai tiết diện lắp ổ trên cùng một trục có đường kính bằng nhau nên chỉ cần kiểm tra tiết diện ổ chịu tải trọng lớn nhất trong hai ổ để đảm bảo độ an toàn và hiệu suất làm việc của hệ thống.

Hệ số an toàn của trục truyền được xác định theo công thức 7.6 trang 163 [2].

Hệ số an toàn trục truyền được xác định theo công thức: s j = s σj s τj

Giới hạn mỏi của vật liệu khi thực nghiệm với mẫu thử theo 7.10 trang 163 [2] σ −1 =0 , 45 σ b =0 , 45.636(6 , 2( MPa) τ −1 =0 , 23 σ b =0 ,23.6366 , 28( MPa)

Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j: σ aj , τ aj , σ mj , τ mj

Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng nên: σ mj = 0 ;σ aj = σ maxj = M j

Với W là momen cản uốn.

(CT 7.11 trang 164 [2]) Ứng suất tiếp thay đổi theo chu kì đối xứng do trục quay 2 chiều: τ mj = 0 ;τ aj = τ maxj = T j

Với W o là momen cản xoắn

Bảng 4.6 Công thức tính moment cản uốn và moment cản xoắn

Trục then hoa răng chữ nhật

Trong đó b, t 1 − tra bảng0.1 hoặc 10.2 theod j ¿

Trục then hoa răng thân khai then hoa cỡ nhẹ, ξ =1,125 đối với cỡ trung, ξ =1,125 đối với cỡ nặng và d j là đường kính trong.

Bảng 4.7 Moment cản uốn và moment cản xoắn tại các tiết diện

Bảng 4.8 Biên độ và giá trị trung bình các ứng suất

Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi: ψ σ =0 , 05 ;ψ τ =0 :tra bảng 10.7 trang 197 [1]

Hệ số K σ và K τ xét đến ảnh hưởng xủa tập trung ứng suất đến độ bền mỏi tra bảng 7.7 trang 165 [2]

K σ =1 , 8 ; K τ =1,576 Theo bảng 7.6 trang 165 [2] hệ số tăng bền bề mặt ứng với kiểu tăng bền thấm cacbon: β = 1,5

Việc chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các tiết diện lắp ổ là yếu tố then chốt để đảm bảo độ chính xác và độ bền của liên kết Đối với các tiết diện lắp bánh răng, bánh đai và nối trục, nên chọn kết hợp lắp then với lắp trung gian có độ dôi để tối ưu hóa khe hở, giảm mòn và nâng cao hiệu suất hoạt động của hệ truyền động.

Bảng 4.9 Hệ số ε σ , ε τ Đường kính d,(mm) 20-30 30-40 40-50 50-60 60-70 70-80 80-90 100-

K τ ε τ đối với bề mặt trục lắp có độ dôi Đường kính trục d,mm Kiểu lắp Giới hạn miền σ b Mpa

Chặt Trung gian có độ dôi Trung gian có khe hở

Chặt Trung gian có độ dôi Trung gian có khe hở chặt Trung gian có độ dôi Trung gian có khe

Kết quả tính đối với tiết diện 3 trục từ việc tra bảng và các số liệu đã tính:

Bảng 4.11 Các số liệu đã tính ở tiết diện 3 trục

Rãnh then Lắp chặt Rãnh then Lắp chặt A

Với điều kiện s ≥ [s ]: hệ số an toàn cho phép nằm trong khoảng 1,5 ÷ 2,5.

→ Thỏa điều kiện bền theo hệ số an toàn.

Tính kiểm nghiệm then

Tiết diện d (mm) l t (mm) b x h (mm) t 1 (mm) T (mm) σ d ( MPa ) τ c ( MPa )

Với điều kiện bền dập và bền cắt: σ d = 2T d l t (h−t 1 ) ≤[ σ d ]

Tra bảng 9.5 trang 178 [1], ứng suất dập cho phép:

Với dạng lắp cố định, vật liệu mayo thép và đặc điểm tải trọng va đập nhẹ:

→ [ σ d ] 0( MPa) Ứng suất cắt cho phép:

Với then thép 45 chịu tải trọng va đập nhẹ:

→ [ τ c ] @ … 60( MPa) Đới với then bằng, chiều dài then: l t =(0 , 8 … 0 , 9)l m

Moment xoắn trên trục: T Đường kính trục: d

Hệ số kích thước: b , h , t 1 (bảng 9.1 trang 173 [1])

→ Tất cả các giá trị σ d , τ c đều nhỏ hơn [ σ d ] , [ τ c ] nên thỏa điều kiện.

Tính toán và thiết kế ổ lăn

Các lực tác dụng lên ổ lăn trục I:

Hình 4.35 Lực tác dụng lên ổ lăn trục 1

→ Chọn ổ bi đỡ - chặn với góc tiếp xúc α °

Với đường kính trục d = 30 mm, để ổ chịu được lực dọc trục Fa và lực hướng tâm Fr, đặc biệt khi trục quay hai chiều, nên chọn ổ bi đỡ – chặn mã số 46206 theo bảng P2.12 trang 263 [1] Ổ này có góc tiếp xúc 12°, phù hợp với tải dọc trục và có thể lắp đối xứng để chịu lực theo cả hai chiều.

Bảng 4.14 Thông số kích thước ổ lăn loại 46206

Kí hiệu ổ d, mm D, mm b=T, mm r, mm r 1 , mm C, kN C 0 , kN

Xác định tải trọng động quy ước:

Hệ số kể đến vòng nào quay V, vòng trong quay nên V=1

Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ: k t = 1

Hệ số kể đến đặc tính tải trọng: k d = 1

Để xác định lực dọc trục Fa đối với ổ đỡ - chặn, cần xem xét không chỉ lực dọc trục ngoài mà còn lực Fs phát sinh từ các lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ Lực Fs này là thành phần quan trọng ảnh hưởng đến cân bằng và độ bền của ổ đỡ Việc tính Fa và Fs dựa trên mối quan hệ giữa lực hướng tâm Fr và các tham số cấu trúc, và được thể hiện cụ thể trong công thức dành cho hệ thống ổ đỡ đang xét.

(CT 11.7 trang 217 [1]) Kiểm nghiệm khả năng tải trọng động của ổ:

Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ:

(CT 11.7 trang 217 [1]) Tra bảng 11.4 trang 216 [1]

(CT 11.10 trang 218 [1]) Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ bi đỡ chặn:

Tải trọng động quy ước do F aB > F aD nên lấy F aB để tính:

(CT 11.3 trang 214 [1]) Tải trọng động tương đương:

Tải trọng động quy ước Q i , tính theo công thức 11.3 trang 214 [1]

L i : thời hạn, tính bằng triệu vòng quay, khi chịu tải trọng Q i

10 6 = 146 ( triệu vòng ) Tương tự ta có:

Theo đề bài ta có: T 1= 0,5T; T 2= T; T 3= 0,7T

Khả năng tải động của ổ:

Thời hạn tính bằng triệu vòng quay:

→ Đảm bảo khả năng tải động.

Kiểm nghiệm khả năng tải trọng tĩnh:

(CT 11.20 trang 221 [1]) Tra bảng 11.6 trang 221 [1], với α = 12 ° , ổ bi đỡ chặn 1 dãy: X 0 =0 , 5 ;Y 0 =0 , 47.

Vì Q t 2 F aE nên lấy F aH để tính: