Đồ án thiết kế dẫn động thùng trộn

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Chọn động cơ

1 Công suất tương đương do có tải trọng thay đổi

2 Hiệu suất chung hệ thống truyền động ηch = ηnt ηbrc ηbrt ηx ηol 4

Theo bảng 3.3[1], ta chọn ηnt = 0,98; ηbrc =0,96; ηbrt = 0,97; ηx =0,93; ηol =0,99

3 Công suất cần thiết của động cơ

4 Tỉ số truyền chung sơ bộ của hệ thống uch = untuhux = 𝑛 đ𝑐

𝑛 𝑐𝑡 ; với uh = ubrc.ubrt = 8…15 Theo bảng P1.3[2], ta chọn động cơ điện 4A, kiểu 4A100L4Y3 với công suất

Bảng 1.1 Động cơ và phân phối tỉ số truyền

Số vòng quay động cơ, vòng/phút

Tỷ số truyền chung, u ch

Bộ truyền bánh răng côn, u brc

Bộ truyền bánh răng thẳng, u brt

Chọn động cơ 3 với các số liệu như trên bảng

Theo bảng 1.7[2], động cơ có khối lượng m = 43kg, đường kính trục ddc = 28mm.

Phân phối tỉ số truyền

1 Công suất truyền trên các trục

 Công suất trên trục công tác: Pct = 3kW

 Công suất trên trục III: PIII = 𝑃 𝑐𝑡

 Công suất trên trục II: PII = 𝑃 𝐼𝐼𝐼

 Công suất trên trục I: PI = 𝑃 𝐼𝐼

 Công suất trên trục động cơ: Pđc = 𝑃 𝐼

2 Số vòng quay trên các trục

 Số vòng quay trên trục động cơ: nđc = 1420 v/ph

 Số vòng quay trên trục I: n1 = 𝑛 đ𝑐

 Số vòng quay trên trục II: n2 = 𝑛 1

 Số vòng quay trên trục III: n3 = 𝑛 2

 Số vòng quay trên trục công tác: nct = 𝑛 3

3 Momen xoắn trên các trục tính theo công thức Ti = 9550.𝑃 𝑖

Từ đó ta có bảng các đặc tính kỹ thuật của hệ thống truyền động

Bảng 1.2 Đặc tính kỹ thuật hệ thống truyền động

Trục Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III

Tỉ số truyền u 1 ubrc = 2,5 ubrt = 4 ux = 3,55

Số vòng quay n, vòng/phút

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP CÔN TRỤ

Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép

1 Chọn thép 40Cr được tôi cải thiện

 Bánh dẫn có độ cứng HB1= 280

 Bánh bị dẫn có độ cứng HB2 = 228

 Giới hạn chảy σch = 850 MPa

2 Xác định ứng suất sơ bộ cho phép

2.1 Giới hạn mỏi và uốn

2.2 Số chu kì làm việc cơ sở

2.3 Số chu kì làm việc tương đương

2.3.1 Đối với bộ truyền bánh răng côn

2.3.2 Đối với bộ truyền bánh răng trụ

Số chu kỳ làm việc của bánh dẫn trong bộ truyền bánh răng trụ tương đương với số chu kỳ làm việc của bánh bị dẫn trong bộ truyền bánh răng côn, mặc dù cách tính có sự khác biệt về số vòng quay n.

Do NHE > NHO, NFE> NFO nên KHL1= KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1 ở cả 2 bộ truyền

Theo bảng 6.13[1], ta có: sH = 1,1 sF = 1,75

2.5 Ứng suất tiếp xúc cho phép

2.6 Ứng suất uốn cho phép:

𝑠 𝐹 KFL, với KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi, do quay 1 chiều nên KFC =1

Bộ truyền kín được bôi trơn hiệu quả, do đó hư hỏng chủ yếu xảy ra dưới dạng tróc rỗ bề mặt Vì vậy, việc tính toán thiết kế cần chú trọng đến ứng suất tiếp suất ở cả hai bộ truyền bánh răng.

Tính bộ truyền bánh răng côn thẳng

 Số vòng quay trên bánh dẫn n = 1420 vòng/phút

 Momen xoắn trên trục dẫn T = 24,01 Nm

1 Tính toán các thông số cần thiết của bánh răng côn thẳng

1.1 Chọn hệ số chiều rộng vành răng ψbe = 0,285

2−0,285 = 0,42 Theo bảng 6.21[2], chọn hệ số tải trọng tính KHβ = 1,09; KFβ = 1,16

1.2 Xác định sơ bộ đường kính chia ngoài de1 de1 = 1688.√ 𝑇 1 𝐾 𝐻𝛽

1.3 Theo bảng 6.22[2] chọn z1p = 19 z1 = 1,6.z1p =1,6.19 = 20,4 (răng) Chọn z1 = 30 răng z2 = z1.u = 30.2,5 = 75 (răng)

Khi đó, tỉ số truyền ut = 75/30 =2,5

1.4 Modun vòng ngoài me me = 𝑑 𝑒1

30 = 2,16 Theo tiêu chuẩn chọn me = 3

1.5 Các góc mặt côn chia

1.6 Các kích thước chủ yếu của bộ truyền bánh răng côn

 Đường kính vòng chia ngoài: de1 = me.z1 = 3.30 = 90 (mm) de2 = me.z2 = 3.75 = 225 (mm)

 Đường kính vòng chia trung bình: dm1 = de1(1-0,5ψbe) = 90(1 -0,5.0,285) = 77,18 (mm) dm2 = de2(1-0,5ψbe) = 225(1 -0,5.0,285) = 192,94 (mm)

 Chiều rộng vành răng: b = Re.ψbe = 121,17.0,285 = 34,53 (mm) Lấy b = 30 (mm)

1.7 Modun vòng chia trung bình mm mm = me(1 - 0,5.ψbe) = 3.(1 – 0,5.0,285) = 2,57 mm

1.8 Vận tốc vòng chia trung bình v v = 𝜋𝑑 𝑚1 𝑛 1

60000 = 5,74 (m/s) Theo bảng 6.13[2], chọn cấp chính xác cho bánh răng là 7 với vgh = 8 m/s

 Lực hướng tâm Fr1 = Ft1tanα.cosδ1 = 622,22.tan(20˚).cos(21,8˚) = 210,27N

 Lực dọc trục Fa1 = Ft1tanα.sinδ1 = 622,22.tan(20˚).sin(21,8˚) = 84,11 N

Với bánh bị dẫn, lực tác dụng có hướng ngược lại:

2 Tính toán kiểm nghiệm độ bền

2.1 Theo bảng P2.3[1], chọn hệ số tải trọng động KHV = 1,2; KFV =1,48

2.2 Hệ số kể đến sự phân bố không đều KHα = KFα = 1, do đây là răng thẳng

 ZR: hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt; với cấp chính xác 7, ZR = 1

 Zv: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;

 Kl: hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn; Kl = 1

 KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng

2.4 Ứng suất tiếp xúc tính toán

 ZH: hệ số xét đến ảnh hình dạng của bề mặt tiếp xúc, với góc ăn khớp aw = 20˚,

 ZM: hệ số xét đến cơ tính vật liệu, do cả 2 bánh răng đều là thép, nên ZM 6 MPa 1/2

 Zε: hệ số xét đến ảnh hưởng tổng chiều dài tiếp xúc, khi εa =1,2,

 KH: hệ số tải tọng tính, KH = KHV.KHβ.Kα = 1,2.1,09.1 =1,308

 σH = 313,94 MPa < [σH] = 439,66 MPa nên điều kiện bền tiếp xúc thỏa

2.4 Số răng của bánh răng trụ tương đương: zv1 = 𝑧 1

2.5 Theo bảng 6.20[2], chọn hệ số dịch chỉnh x1 = 0,28; x2 = -0,28

2.6 Hệ số dạng răng YF: theo bảng 6.18[2]

 Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,54

 Đối với bánh bị dẫn: YF2 = 3,63 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):

 Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn

2.7 Ứng suất uốn cho phép

 YR: hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám; chọn YR = 1 (khi phay, mài răng)

 Yx: hệ số kích thước;Yx = 1,05 -0,005m=1,05–0,005.3= 1,02 (do tôi bề mặt)

 𝑌 𝛿 : hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung tải trọng;

2.8 Ứng suất uốn tính toán

 KF : hệ số tải trọng tính

Do đó độ bền uốn được đảm bảo

Bảng 2.1 Thông số hình học của bộ truyền bánh răng côn

Bánh dẫn Thép C40, tôi cải thiện,

Bánh bị dẫn Thép C40, tôi cải thiện,

Chiều dài côn ngoài Re 121,17 mm

Chiều rộng vành răng b 30 mm

Số răng Bánh dẫn z1 30 mm

Bánh bị dẫn z2 75 mm Đường kính vòng chia de Bánh dẫn de1 90 mm

Bánh bị dẫn de2 225 mm Đường kính vòng đỉnh da

Bánh bị dẫn da2 227,24mm

Góc mặt côn chia Bánh dẫn δ1 21,8˚

Lực hướng tâm Fr1 = Fa2 210,27 N

Lực dọc trục Fa2 = Fr1 84,11 N

Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét Ứng suất tiếp xúc σH 439,66 MPa 313,94 MPa Thỏa Ứng suất uốn σF 239,19 MPa 59,11 MPa Thỏa

Tính bộ truyền bánh răng trụ thẳng

 Số vòng quay trên bánh dẫn n = 568 vòng/phút

1 Tính toán các thông số cần thiết

1.1 Do các bánh răng nằm không đối xứng, theo bảng 6.6[2] chọn ѱba = 0,315; khi đó: ѱbd = ѱ 𝑏𝑎 (u+1)

2 = 0,79 theo bảng 6.7[2], chọn: KH = KHβ = 1,05

3 = 158,88 mm theo tiêu chuẩn, chọn aw = 160 mm

Khi đó, số răng bánh dẫn: z1 = 𝑧 1 +𝑧 2

1.5 Tỉ số truyền thực ut = 𝑧 2

26 = 3,92 Sai số tương đối của bộ truyền Δu = | 𝑢 𝑡 −𝑢

1.6 Xác định các kích thước bộ truyền

 Đường kính vòng chia: d1= z1m = 26.2,5 = 65 mm d2= z2m = 102.2,5 = 255 mm

 Đường kính vòng đỉnh: da1 = d1 + 2m = 65 + 2.2,5 = 70 mm da2 = d2 + 2m = 255 + 2.2,5 = 260 mm

 Đường kính vòng đáy: df1 = d1 – 2,5m = 65 – 2,5.2,5 = 58,75 mm df2 = d2 – 2,5m = 255 – 2,5.2,5 = 248,75 mm

 Chiều rộng vành răng: bw = ѱba.aw = 0,315.160 = 50,4 mm Chọn b2 = 50mm b1 = b2 + 8 = 50 + 8= 55 mm

1.7 Vận tốc vòng bánh răng; v = 𝜋𝑑 1 𝑛 1

60000 = 1,93 m/s theo bảng 6.13[2], ta chọn cấp chính xác 8

 Lực hướng tâm Fr1 = Fr2 = Ft1.tanαw = 1755,38.tan(20˚) = 638,91N

2 Tính toán kiểm nghiệm độ bền

2.1 Theo bảng P2.3[2], với cấp chính xác 8, v = 1,93m/s, độ rắn của vật liệu ở cả 2 bánh răng đều nhỏ hơn 350 HB, ta chọn

2.2 Do là bánh răng thẳng nên KHα = KFα = 1

 ZR: hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt; với cấp chính xác 8, ZR = 0,95

 Zv: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;

 Kl: hệ số xét đến ảnh hưởng điều kiện bôi trơn; Kl = 1

 KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng

2.4 Ứng suất tiếp xúc tính toán

Tương tự như bộ truyền bánh răng côn, ta có:

 𝜎 𝐻 = 402,89 MPa < [𝜎 𝐻 ]= 417,36 MPa, do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa

2.5 Do khoảng cách trục khi tính toán bằng với khoảng cách trục chọn ban đầu nên không cần phải dịch chỉnh, vì vậy hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0

2.6 Hệ số dạng răng YF: theo bảng 6.18[2] Đối với bánh dẫn: YF1 = 3,89 Đối với bánh bị dẫn: YF2 = 3,6

2.7 Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):

 Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn

2.8 Ứng suất uốn cho phép

Tương tự như bộ truyền bánh răng côn, ta có: YR = 1, Yx = 1,025, 𝑌 𝛿 = 1,014

2.9 Ứng suất uốn tính toán

 KF : hệ số tải trọng tính

Do đó độ bền uốn được đảm bảo

Bảng 3.1 Kết quả thiết kế bộ truyền bánh răng trụ thẳng

Bánh dẫn Thép C40, tôi cải thiện,

Bánh bị dẫn Thép C40, tôi cải thiện,

Bánh bị dẫn Z2 102 Đường kính vòng chia d

Bánh bị dẫn d2 255mm Đường kính vòng đỉnh da

Bánh bị dẫn da2 260mm Đường kính vòng đáy Bánh dẫn df1 58,75mm

Bánh bị dẫn df2 248,75mm

Chiều rộng vành răng Bánh dẫn b1 55 mm

Lực hướng tâm Fr1 =Fr2 638,91N

Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét Ứng suất tiếp xúc σH 417,36 MPa 402,89 MPa Thỏa Ứng suất uốn σF 243,64 MPa 67,95 MPa Thỏa

Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc

Điều kiện bôi trơn đối với hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ 2 cấp:

 Mức dầu thấp nhất ngập (0,75…2) chiều cao răng h2 của bánh răng 2 (nhưng ít nhất 10mm)

 Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất Δh = hmax - hmin = 10…15mm

 Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4 (bánh bị dẫn trong bộ truyền bán răng trụ)

3 𝑑 𝑎4 Trong đó: h2 = 0,5.b2.sinδ2 = 0,5.30.sin(68,2˚) = 13,93mm

Chọn Δh = 10mm da2 = 225mm; da4 = 260mm

2 225 − 13,93 − 10 = 88,57𝑚𝑚 > 260/3 = 86,67mm Vậy hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện bôi trơn

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

 Dạng xích ống con lăn

 Số vòng quay trên đĩa xích dẫn n1 = 142 vòng/phút

1 Số răng của đĩa xích dẫn: theo bảng 5.4[2], chọn z1 = 23

2 Số răng của đĩa xích lớn:

 Tỉ số truyền chính xác: u = 𝑧 2

3 Các hệ số điều kiện sử dụng xích K:

 𝐾 𝑟 : hệ số tải trọng động Do dẫn động bằng động cơ điện và tải trọng có va đập nhẹ  𝐾 𝑟 = 1,2

 𝐾 𝑎 : hệ số xét đến ảnh hưởng của khoảng cách trục hay chiều dài xích Giả sử a = (30÷50)pc  𝐾 𝑎 = 1

 𝐾 𝑜 : hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền Do đường nối tâm nằm ngang  𝐾 𝑜 = 1

 𝐾 𝑑𝑐 : hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xich Giả sử trục điều chỉnh được  𝐾 𝑑𝑐 = 1

 𝐾 𝑏 : hệ số xét đến điều kiện bôi trơn Do được liên tục định kì  𝐾 𝑏 = 1,5

 𝐾 𝑙𝑣 : hệ số xét đến chế độ làm việc Động cơ làm việc 3 ca  𝐾 𝑙𝑣 = 1,45

 Kz: hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích Kz = 𝑧 01

 Kn: hệ số vòng quay Kn = 𝑛 01

 Kx: hệ số xét đến số dãy xích Chọn số dãy xích là 2  Kx =1,7

Theo bảng 5.4[1], với n01 0v/ph, chọn [P] kW

 Chọn bước xích pc = 25,4 mm

5 Số vòng quay tới hạn tương ứng

Theo bảng 5.2[1], với bước răng pc = 25,4 mm là nth = 800 v/ph, nên thỏa điều kiện (n2 vòng/phút < nth = 800 vòng/phút)

6 Vận tốc trung bình v của xích: v= 𝑛𝑧𝑝 𝑐

8 Tính toán kiểm nghiệm bước xích p c pc ≥ 600.√ 𝑧 𝑃 1 𝐾

 Bước xích thỏa (25,4mm>22,25mm)

9 Chọn khoảng cách trục sơ bộ: a@pc = 40.25,416 mm

2𝜋 ) 2 ] = 1014,3mm Chọn a= 1012 mm (giảm khoảng cách trục (0,0020,004)a)

10 Số lần va đập trong 1s: i = 𝑧 1 𝑛 1

11 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền

 Q:tải trọng phá hủy cho phép; theo phụ lục 5.2[2], ứng với pc %,4mm, ta có

 kd: hệ số tải trọng động, ứng với chế độ làm việc nặng, kd =1,7

 F0: lực căng xích ban đầu F0 = Kfaqmg

 Kf: hệ số phụ thuộc vào độ võng của xích; do xích nằm ngang nên Kf =6

 a: chiều dài của đoạn xích tự do gần bằng khoảng cách trục (m)

 qm: khối lượng của một mét xích; theo phụ lục 5.2[2], qm=5,0 kg/m

 Fv:lực căng do ly tâm; Fv = qmv 2 = 5.1,38 2 = 9,56 N

 [s]: hệ số an toàn cho phép, theo bảng 5.7[1], [s] = 8,01

Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

15 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

 [σH]: ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5.11[2], [σH] = 500 MPa

 Fvđ: lực va đập trên m dãy xích, Fvđ 10 -7 n1p 3 m.10 -7 142.25,4 3 1 = 3,03N

 kd: hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy; kd = 1,7

 Kr: hệ số tải trọng động, Kr =1,2

 kr: hệ số kể đến ảnh ưởng của số răng đĩa xích, với z1 = 23, kr =0,44

 E: modun đàn hồi, vật liệu của con lăn và đĩa đều là thép nên E=2,1.10 5 MPa

 A: diện tích chiều của bản lề, theo bảng 5.12[2], A = 306 mm 2

Tương tự, σH2 = 235,73 MPa (chỉ khác kr2 =0,22)

Vậy độ bền tiếp xúc được đảm bảo

16 Lực tác dụng lên trục:

Km: hệ số trọng lượng xích; do xích nằm ngang nên Km =1,15

Bảng 4.1 Thông số bộ truyền xích

Dạng xích Xích ống con lăn

Khoảng cách trục, mm A 1012mm

Số răng đĩa xích z1 23 z2 81 Đường kính vòng chia d1

185,96mm d2 654,89mm Đường kính vòng ngoài da1

672,67mm Đường kính vòng trong df1 169,90mm df2

Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét

Số lần va đập trong 1 giây 20 s -1 1,62 s -1 Thỏa

Hệ số an toàn s 8,01 26,23 Thỏa Ứng suất tiếp xúc 500 MPa σH1 = 333,38MPa

THIẾT KẾ TRỤC

Chọn khớp nối

1 Do momen xoắn nhỏ T1 = 24,01Nm và cần bù sai lệch trục, nên ta chọn nối trục vòng đàn hồi

2 Theo bảng 16.1[2], chọn hệ số chế độ làm việc k = 1,5

4 Trục vào của hộp giảm tốc có đường kính:

Chọn đường kính chỗ nối trục vào của hộp giảm tốc là d = 25mm

5 Theo bảng 16.10a,b[2], ta chọn được các kích thước của nối trục

5.1 Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

Hình 4.1a Kích thước cơ bản của nối trục đàn hồi

T = 63Nm; d = 25mm; D = 100mm; dm = 50mm;

Z = 6; nmax = 5700 v/ph; B = 4mm; B1 (mm; l1 = 21mm; D3 = 20mm; l2 = 20mm

5.2 Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi

Hình 4.1b Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi

T = 63Nm; dc = 10mm; d1 = M8; D2 = 15mm; l = 43mm; l1 = 20mm; l2 = 10mm; l3 = 15mm; h =1,5mm

6 Kiểm tra độ bền của vòng đàn hồi

 σd < [σd], vậy vòng đàn hồi thỏa mãn sức bền dập

7 Kiểm tra độ bền của chốt

 σu < [σu], vậy chốt thỏa điều kiện làm việc

Xác định các lực tác dụng

Hình 4.2 Sơ đồ phân bố lực trên các bộ truyền

Bảng 4.1 Giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

Trục Lực Kí hiệu Giá trị, N

Lực của nối trục FRnt = (0,2…0,3) 2𝑇 1

Lực hướng tâm Fr4 = Fr3 638,91

Các kích thước sơ bộ ban đầu

Chọn thép C45 thường hóa, có [σb] = 600MPa; [σch] = 340MPa ;[τ] = 25MPa với trục đầu vào-ra; [τ] = 15MPa với trục trung gian; [σ] = 50MPa

2 Xác định sơ bộ đường kính trục ban đầu

 Trục I: đường kính sơ bộ chọn theo đường kính trục của đầu vào nối trục; d1 = 25mm

 Chọn chiều rộng sơ bộ của các lăn, với đường kính trục trung gian d2 0mm, chọn b02 = 19 mm

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

 Khớp nối: lm12 = (1,4…2,5)d1 = (1,4…2,5).25 = 35…62,5 Chọn lm12Pmm

 Bánh dẫn răng côn: lm13 = (1,2…1,4)d1 = 30…35mm chọn lm13 = 30mm

 Bánh bị dẫn răng côn: lm23 = (1,2…1,4)d2 = 36…42mm Chọn lm23@mm

 Bánh dẫn răng thẳng: lm22 = 36…42mm Do bề rộng răng là b1 55mm, vì vậy chọn lm22 = 55mm

 Bánh bị dẫn răng thẳng: lm32 =(1,2…1,4)d3 =(1,2…1,4).40 = 48…56mm Chọn lm32 = 50mm (bằng với bề rộng bánh răng)

 Đĩa xích lm33 = lm32 = 50mm

3.2 Chọn các kích thước khác

 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp k1mm

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

 Khoảng các từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 mm

 Chiều cao nắp ổ và đầu bulong hn = 17mm

3.3 Chiều dài dọc trục trên các trục

 Khoảng cách 2 ổ lăn l11 = (2,5…3).d1 = (2,5…3).25 b,5…75mm Chọn l11 = 65mm

 Khoảng cách từ ổ lăn 1 tới khớp nối trục: l12 = 0,5(lm12 +b0) + k3 + hn = 0,5(50+19) + 15 +17 = 66,5mm

 Khoảng cách từ ổ lăn 1 tới bánh răng côn: l13 = l11 + k1 +k2 + lm13 + 0,5(bo - b.cosδ1)

 Khoảng cách từ ổ lăn 1 tới bánh răng trụ: l22 = 0,5(lm22 + b02) + k1 + k2 =0,5.(55+19) + 12 + 10 = 59mm

 Khoảng cách từ ổ lăn 1 tới bánh răng côn: l23 = l22 + 0,5(lm22 + b.cosδ2) + k1 = 59+0,5(55+30.cos(68,2))+12 ≈ 104mm

 Khoảng cách giữa 2 ổ lăn: l21 = lm22 +lm23 + b02 + 3k1 + 2k2 = 55+40+19+3.12+2.10 = 170mm

 Khoảng cách từ ổ lăn 1 tới bánh răng trụ: l32 =l22 = 59mm

 Khoảng cách giữa 2 ổ lăn: l31 = l21 = 170mm

 Khoảng cách từ ổ lăn 1 tới đĩa xích: l33 = l31 + 0,5(lm33 + b0) + k3 + hn = 170 + 0,5.(50+19)+15 +17 = 236,5 mm.

Tính trên trục

1.1 Xác định các phản lực

Hình 4.3a Sơ đồ lực tác dụng lên trục I

 Momen uốn Ma1 tại bánh răng côn:

 Phương trình cân bằng momen uốn tại: ∑ 𝑀/𝐴 = 0

 Phương tình cân bằng lực theo trục y: ∑ 𝐹/𝑌 = 0

 Phương trình cân bằng momen uốn: ∑ 𝑀/𝐴 = 0

 Phương trình cân bằng lực theo trục x: ∑ 𝐹/𝑋 = 0

1.2 Vẽ biểu đồ momen uốn và xoắn

Hình 4.3b Biểu đồ momen uốn và xoắn trên trục I

1.3 Tính momen uốn tổng và momen tương đương

Từ biểu đồ trên, ta thấy đoạn trục nguy hiểm ở vị trí B (đoạn lắp ổ lăn 11)

 Momen uốn tại vị trí nguy hiểm:

1.4 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm d11 = 3 √ 0,1.[𝜎] 𝑀 𝑡𝑑 = √ 39777,82

Từ đó, ta chọn đường kính của đoạn trục như sau:

 Đường kính ngõng trục nối với ổ lăn d10 =d11 = 30mm

 Đường kính đoạn trục giữa 2 ổ lăn d = 36mm

 Đường kính đoạn trục lắp bánh răng d12 = d12 = 25mm

1.5 Chọn then và kiểm nghiệm mối ghép then

Vật liệu then là thép C45, [σd]0MPa, [τc]0MPa

Trục có 1 then, với đường kính d%mm, theo bảng 9.1a[2], chọn then bằng

 Then lắp trên khớp nối: b=8mm, h=7mm, t1=4mm, t2=2,8mm, lt = (0,8 0,9).lm12 = (0,8 0,9).50 = 40 45mm Chọn lt @mm

 Then lắp trên bánh răng côn: b=8mm, h=7mm, t1=4mm, t2=2,8mm, lt = (0,8 0,9).l13 =(0,8 0,9).30 $ 27mm, chọn lt = 25mm

Dựa vào các kích thước trên, chỉ cần kiểm nghiệm điều kiện bền ở then lắp trên bánh răng

Vậy độ bền dập và độ bền cắt đều thỏa; chọn then bằng 8x7x40 cho khớp nối và 8x7x25 cho bánh răng là hợp lí

Hình 4.4a Sơ đồ phân bố lực tác dụng lên trục II

 Momen uốn Ma1 tại bánh răng côn:

Hình 4.4b Biểu đồ momen uốn và xoắn trên trục II

Từ biểu đồ trên, ta thấy đoạn trục nguy hiểm ở vị trí mặt cắt 22 (đoạn lắp bánh răng trụ )

2.4 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm d22 = 3 √ 0,1.[𝜎] 𝑀 𝑡𝑑 = √ 100141,83

 Đường kính đoạn trục lắp bánh răng d22 = 36mm

 Đường kính đoạn trục lắp bánh răng côn d23 = d22 = 36mm

Trục có 2 then, với đường kính d6mm, theo bảng 9.1a[2], chọn then bằng

 Then lắp trên bánh răng trụ: bmm, h=8mm, t1=5mm, t2=3,3mm, lt = (0,8 0,9).lm22 = (0,8 0,9).55 = 44…49,5mm Chọn lt = 45mm

 Then lắp trên bánh răng côn: b=8mm, h=7mm, t1=4mm, t2=2,8mm, lt = (0,8 0,9).lm23 =(0,8 0,9).40 2 36mm Chọn lt = 32mm

Dựa vào các kích thước trên, chỉ cần kiểm nghiệm điều kiện bền ở then lắp trên bánh răng côn

 Vậy độ bền dập và độ bền cắt đều thỏa; chọn then bằng 10x8x45 cho bánh răng trụ và 10x8x32 cho bánh răng côn là hợp lí

Hình 4.5a Sơ đồ lực tác dụng lên trục III

Hình 4.5b Biểu đồ momen uốn và xoắn trên trục III

Từ biểu đồ trên, ta kiểm tra ở 2 vị trí chịu lực là đoạn 32 (đoạn lắp bánh răng) và 31 (đoạn lắp ổ lăn B)

3.4 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm d31 = √ 𝑀 𝑡𝑑

 Đường kính đoạn trục lắp bánh răng d32 = 48mm

 Đường kính đoạn trục lắp bánh xích d33 = 36mm

Trục có 2 then, với đường kính d32Emm, d33 4mm theo bảng 9.1a[2], chọn then bằng

 Then lắp trên bánh răng trụ: bmm, h=9mm, t1=5,5mm, t2=3,8mm, lt = (0,8 0,9).lm32 = (0,8 0,9).50 = 40 45mm Chọn lt = 40mm

 Then lắp trên bánh xích: bmm, h=8mm, t1=5mm, t2=3,3mm, lt = (0,8 0,9).lm33 =(0,8 0,9).50 = 40 45mm, chọn lt = 45mm

Ta kiểm tra độ bền của then ở trên 2 vị trí trên

3.5.1 Then lắp trên bánh răng trụ

3.5.2 Then lắp trên bánh xích

34.45.10 = 28,65MPa < [τc]0MPa Vậy độ bền dập và độ bền cắt đều thỏa; chọn then bằng 14x9x40 cho bánh răng trụ và 10x8x45 cho bánh xích là hợp lí

Hình 4.5c Sơ đồ trục III

4 Kiểm nghiệm độ bền trục

4.1 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi:

 [s]: hệ số an toàn cho phép; [s] = 2,5…3 (khi đó không cần kiểm tra lại độ cứng của trục)

 sσ, s: hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất pháp và ứng suất tiếp

 σ-1: giới hạn mỏi uốn; σ-1 = 0,436.σb = 0,436.600 = 261,6MPa

 τ-1: giới hạn mỏi xoắn; τ-1 = 0,58 σ-1 =0,58.261,6 = 151,73MPa

(W, W0: momen chống uốn và momen chống xoắn Tính theo bảng 10.6[2])

 ψσ, ψ: hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi chọn theo bảng 10.7[2]

 Kx: hệ số tập trung ứng suất, theo bảng 10.8[2], với σb = 600MPa, phương pháp gia công là tiện Ra 2,5…0,63, lấy Kx = 1,06

 Ky: hệ số tăng bền, do không cần tăng bền, lấy Ky =1

 Kσ, K: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, bảng 10.12[2]

 εσ, ετ: hệ số kích thước, chọn theo bảng 10.10[2]

Bảng 4.2 Kết quả tính momen cản

Dạng trục Có tiết diện tròn Có 1 rãnh then Có tiết diện tròn

Momen cản xoắn W0, mm 3 5301,44 8493,52 12566,37 σa, MPa 12,79 22,26 28,70

Bảng 4.3 Kết quả kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục

(31) Đường kính, mm 30 36 40 Độ bền mỏi uốn σ-1,

MPa 261,6 Độ bền mỏi xoắn -1,

Ky 1 1 1 εσ Do là trục có độ dôi lắp trục tiếp nên có thể tra thẳng tỉ số K/ε

0,86 Do là trục có độ dôi lắp trục tiếp nên có thể tra thẳng tỉ số K/ε ε 0,79

Nhận xét Thỏa Thỏa Thỏa

4.2 Kiểm nghiệm độ bền tĩnh

 [σ]qt: ứng suất cho phép khi quá tải; [σ]qt = 0,8σch = 0,8.340 = 272 MPa

 σ, : giá trị ứng suất uốn và ứng suất xoắn

2𝑊 0 = τ max với K0 là hệ số quá tải; lấy K0 = 1

Bảng 4.4 Kết quả kiểm nghiệm độ bền tĩnh

(31) Ứng suất cho phép [σ]qt,

MPa 272 Ứng suất uốn σ, MPa 12,79 22,26 28,70 Ứng suất xoắn , MPa 4,52 6,72 17,44 Ứng suất tương đương σ td , MPa 15,00 25,12 41,66

Kết luận Thỏa Thỏa Thỏa

CHỌN Ổ LĂN

Trục I

 Số vòng quay n1 = 1420 vòng/phút

 Thời gian làm việc LH = 23040 h

1 Phản lực phản lực tác dụng lên ổ

 Lực dọc trục do bánh răng tác dụng Fa = 84,11N

 Do đây là hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ, nên chọn ổ đũa côn Theo bảng P2.11[2], chọn sơ bộ ổ côn cỡ nhẹ 7206, C = 29,8kN, C0 = 22,3kN, α ,67˚

Ta có sơ đồ bố trí ổ

Từ sơ đồ bố trí ổ, ta có:

 FaA = Fa + SB = 84,11 + 416,30 = 500,41N > SA = 278,59N nên FaA = 500,41N

 FaB= -Fa +SA =-84,11+278,59 = 194,48N < SB = 483,42N nên FaB = SB A6,30N

3 Các hệ số cần thiết

 Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng ảnh hưởng tới tuổi thọ ổ; vì đây là hộp giảm tốc nên chọn Kσ =1,3

 Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ, do làm việc ở t QA, nên chỉ cần xét khả năng tải động ở vị trí ổ B

8 Kiểm tra khả năng tải tĩnh

Theo bảng 11.6[2], với ổ đũa côn X0 =0,5; Y = 0,22cotα = 0,22.cot(13,67) =0,90 Khả năng tải tĩnh

Trục II

 Lực dọc trục do bánh răng tác dụng Fa = 210,27 N

 Do đây là hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ, nên chọn ổ đũa côn Theo bảng P2.11[2], chọn sơ bộ ổ côn cỡ nhẹ 7206, C = 29,8kN, C0 = 22,3kN, α ,67˚

Ta có sơ đồ bố trí ổ

Từ sơ đồ bố trí ổ, ta có:

 FaA = -Fa + SB = -210,27+300,14 = 89,87 < SA D7,05 nên FaA = SA D7,05N

 FaB= Fa +SA = 210,27 + 447,05 = 657,32 N > SB = 300,14 nên FaB = 657,32N

 Xét tỉ số Fa/(VFr)

4 Thời gian làm việc của ổ

5 Tải trọng quy ước tác dụng lên trục

Do QA > QB, nên chỉ cần xét khả năng tải động ở vị trí ổ A

Theo bảng 11.6[2], với ổ đũa côn X0 =0,5; Y = 0,22cotα = 0,22.cot(13,67) = 0,90 Khả năng tải tĩnh:

Trục

 Lực dọc trục do bánh răng tác dụng Fa = 0

3 Thời gian làm việc của ổ

4 Tải trọng quy ước tác dụng lên trục

Do QB > QA, nên chỉ cần xét khả năng tải động ở vị trí ổ B

5 Tải trọng quy ước tương đương

Từ bảng 2.7[2], chọn ổ đũa đỡ một dãy cỡ nhẹ 42208 với C 3,7kN, C o $kN

Tuy không có lực dọc trục nhưng khi hoạt động vẫn có sự xê dịch, vì vậy chọn kiểu

Ổ đũa đỡ 42000, hay còn gọi là NUP, được thiết kế để chịu lực dọc trục từ hai phía Vòng ngoài của ổ đũa này có hai gờ chặn, trong khi vòng trong có một gờ chặn và một vòng chặn có thể tháo rời Nhờ cấu trúc này, loại ổ đũa đỡ NUP có khả năng định vị dọc trục theo hai hướng khác nhau.

Theo bảng 11.6[2], với ổ đũa đỡ một dãy X0 =0,6; Y = 0,5

KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC

Kết cấu vỏ hộp giảm tốc

Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là gang xám GX15-32

1 Các kích thước cơ bản của vỏ hộp

Bảng 7.1 Kích thước của các phần tử cấu tạo nên ổ giảm tốc đúc

Tên gọi Biểu thức tính

Nắp hộp, δ1 δ = 0,03a +3 = 0,03.160+3 =7,8mm Chọn δ = 8mm δ1 =0,9δ = 0,9.8= 7,2mm Chọn δ1 =7mm

Chiều cao, h Độ dốc e = (0,8 1)δ = 6,5 8mm Chọn e=7mm h (1 1,2)δ = 8 9,6 Chọn Δ = 9mm Δ1 > (3 5)δ = 24 40 Chọn Δ1 = 30mm Δ2 > δ = 8mm Chọn Δ2 =9mm

Số lượng bulong nền Z Z = (L+B)/(200 300) (600+200)/200 = 4 Chọn Z = 4 Chọn sơ bộ L `0mm, B 0mm

2 Kích thước các gối trục

Theo bảng 18.2[2], chọn kích thước gối trục như sau

Bảng 7.2 Kích thước gối trục

D (mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm) h(mm) d4(mm) Z

Chọn chiều dày ống lót trục I là δ = 7mm Do đó DI = 62 +2.7 = 76mm

Các kết cấu khác liên quan

Vòng móc được sử dụng để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc, hiện đang trở thành một phụ kiện phổ biến Chúng được chế tạo trên nắp hoặc thân hộp, và kích thước của vòng móc được xác định một cách chính xác để đảm bảo hiệu quả trong quá trình sử dụng.

Mặt ghép giữa nắp và thân hộp phải nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân trước, trong và sau khi gia công, lỗ trụ trên nắp và thân hộp cần được gia công đồng thời Việc sử dụng 2 chốt định vị giúp duy trì độ chính xác khi lắp ghép, đồng thời ngăn chặn biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bulông.

3 Cửa thăm Để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có lắp cửa thăm Dựa vào bảng 17.5[2] ta chọn kích thước của cửa thăm như hình vẽ

Khi nhiệt độ trong hộp tăng cao, nút thông hơi được sử dụng để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Nút thông hơi được lắp đặt trên nắp cửa thăm, và kích thước của nút thông hơi được chọn theo bảng 17.6.

Sau 1 thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất, do đó phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu Lúc làm việc lỗ được bít kín bằng nút tháo dầu Dựa vào bảng 17.7[2] ta chọn nút tháo dầu có kích thước như hình vẽ

6 Kiểm tra mức dầu Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kết cấu và kích thước như hình vẽ (L phụ thuộc vào kết cấu hộp)

7 Ống lót và nắp ổ Ống lót được dùng để đỡ ổ lăn, để thuận tiện khi lắp ghép và điều chỉnh bộ phận ổ, đồng thời tránh cho ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, ống lót làm bằng vật liệu GX15-32, ta chọn kích thước của ống lót như sau:

 Chiều dày  = 6…8 mm, ta chọn  = 7 mm

 Chiều dày vai 1 và chiều dày bích 2.

Nắp ổ chọn theo kích thước của kích thước của gối đỡ ở bảng 7.2

Hình 7.7 Cốc lót và nắp

8 Chọn dầu bôi trơn hộp giảm tốc

Do tốc độ của các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều dưới 12m/s, phương pháp bôi trơn ngâm dầu được lựa chọn Cụ thể, với vận tốc vòng của bánh răng côn là 5,74m/s, độ nhớt của dầu được chọn là 57/8 ở nhiệt độ 50˚C theo bảng 18.11.

Theo bảng 18.13[2], chọn được loại dầu bôi trơn là dầu tua bin 57 có độ nhớt 8 Engle ở 50˚C.

CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP

Khi thực hiện mối ghép then, cần chú ý đến việc chọn sai lệch giới hạn kích thước then theo chiều rộng b là h9 Đồng thời, sai lệch giới hạn của rãnh then trên trục là N9 và trên bạc là Js9, đảm bảo rằng đây là ghép trung gian để đạt hiệu quả tối ưu.

Bảng 8.1 Dung sai lắp ghép then

Kích thước tieỏt dieọn then bxh

Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then (mm) Chiều sâu rãnh then (mm)

Sai lệch giới hạn t2 Sai lệch giới hạn

Kiểu lắp ghép H7/k6 được lựa chọn cho những mối ghép không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, nhằm tránh hư hại các chi tiết ghép và đảm bảo khả năng định tâm cao hơn khi chiều dài mayơ l đạt từ 1,2 đến 1,5 lần đường kính trục d Ví dụ, kiểu lắp này thường được áp dụng cho bánh răng, vòng trong ổ lăn, đĩa xích trên trục, cốc lót và tang quay, đặc biệt là các chi tiết cần đề phòng quay và di trượt Ngoài ra, một số kiểu lắp khác như D8/k6 (bạc lót với trục) và H7/h6 (nắp ổ với vỏ hộp) cũng được sử dụng trong những trường hợp nhất định.

Bảng 8.2 Bảng dung sai lắp ghép

Dung sai Kiểu lắp Dung sai

Tiêu đề	Đồ Án Thiết Kế Dẫn Động Thùng Trộn
Tác giả	Ngô Đình Tuấn Lạc
Người hướng dẫn	TS. Nguyễn Vũ Thịnh
Trường học	Trường Đại Học Bách Khoa TP. Hồ Chí Minh
Chuyên ngành	Khoa Cơ Khí
Thể loại	đồ án thiết kế
Năm xuất bản	2019
Thành phố	TP. Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	69
Dung lượng	1,56 MB