Thiết kế hệ thống nâng hạ tải của Palăng để nâng chuyển hàng hóa trong các kho và nhà xưởng

LỜI NÓI ĐẦU Nuớc ta đang trong giai đoạn tiến hành công nghiệp hoá, hiện đại hóa nền kinh tế, đến năm 2020 về cơ bản nước ta là một nước công nghiệp để thực hiện quá trình đó ngành cơ khí đóng một vai trò rất quan trọng. Có thể nói đây là ngành then chốt của nền kinh tế quốc dân và là ngành mũi nhọn trong quá trình phát triển đất nước. Là sinh viên nghành cơ điện tử trong quá trình học tập và thực tế em nhận thấy hiện nay việc chế tạo các loại máy phục vụ cho công nghiệp nói riêng và các ngành khác nói chung là rất cần thiết nhằm: tăng năng suất lao động, chất lượng sản phẩm, giảm giá thành sản phẩm. Cơ giới hóa các công đoạn nặng nhọc giảm nhẹ sức lao động cho con người. Với đề tài thiết kế hệ thống nâng hạ tải của Palăng để nâng chuyển hàng hóa trong các kho và nhà xưởng…. Em đã tìm hiểu thực tế và đọc các tài liệu có liên quan để có thể thiết kế cơ cấu có kết cấu đơn giản, máy hoạt động an toàn và tin cậy, việc chế tạo và lắp đặt phù hợp với điều kiện hiện có tại các nhà máy cơ khí hiện nay. Đồng thời giá thành máy không cao. Với sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo Nguyễn Đắc Lực em đã hoàn thành nhiệm vụ được giao. Tuy nhiên thời gian thiết kế tương đối ngắn và kiến thức còn hạn chế nên trong quá trình làm không tránh khỏi những sai sót, em rất mong nhận được sự góp ý của quí thầy cô để đề tài của em được hoàn chỉnh hơn. Em xin chân thành cảm ơn ! Đà Nẵng, Tháng 3 năm 2011 Sinh viên thực hiện Đỗ Hồng Chương 1: TÌM HIỂU QUÁ TRÌNH NÂNG CHUYỂN HÀNG HÓA Khái niệm Nâng chuyển hàng hóa là quá trình thay đổi vị trí các vật nặng dạng khối hoặc các vật phẩm rời vụn với khối lượng lớn nhờ các thiết bị nâng chuyển như Palăng, cầu trục, băng tải, xích tải, con lăn, đường ống… Phân loại máy nâng chuyển Căn cứ vào chuyển động chính người ta phân ra phân máy nâng chuyển ra làm 2 nhóm . Máy vận chuyển theo chu kỳ (máy nâng). Đặc điểm: Hoạt động có tính chất chu kỳ (luôn phiên giữa thời kỳ làm việc và thời kỳ nghĩ) của cơ cấu máy. Phần chủ yếu của máy vận chuyển theo chu kỳ là máy trục. Vận chuyển vật nặng theo hướng thẳng đứng và một số chuyển động khác trong mặt phẳng ngang, trong đó cơ cấu nâng là cơ cấu chủ yếu. Chúng có thể làm việc trong nhà hoặc ngoài trời. Phân loại: Theo công dụng phân làm 3 nhóm lớn: Máy trục đơn giản: là máy có một chuyển động chủ yếu là nâng hạ (kích, tời, Palăng…). Máy trục thông dụng: là các loại máy có từ 2 chuyển động trở lên (cần trục, cần cẩu, cầu trục…). Máy trục đặc chủng: Là các loại máy trục đặc biệt dùng riêng theo yêu cầu nào đó (thang máy, máy trục bến cảng…). Theo đặc tính di chuyển phân thành các loại như: Kích, kích trục vít, kích thanh răng, thang máy, cần trục cố định, cần trục di động, cần trục nổi… Máy vận chuyển liên tục Đặc điểm Vật phẩm được di chuyển thành dòng liên tục và ổn định. Có thể bốc dỡ tải ngay trong quá trình vận chuyển. Phân loại Máy vận chuyển liên tục có bộ phận kéo: Băng tải, xích… Máy vận chuyển liên tục không có bộ phận kéo: Vít tải, hệ thống đường lăn, ống dẫn… Các thông số cơ bản của máy nâng Sức nâng kí hiệu là [Q] có đơn vị đo là TẤN, KG, N là trọng lượng lớn nhất mà máy có thể nâng được ở trạng thái làm việc nhất định nào đó của máy. Tầm với R, m là khoảng cách theo phương ngang từ tâm thiết bị mang vật đến trục quay của máy. Tầm với chỉ có ở các cần trục có tay cần. Mômen tải MQ, tm, kNm là tích số giữa sức nâng và tầm với. Mômen tải có thể là không đổi hay không đổi theo tầm với. Chiều cao nâng H, m là khoảng cách từ mặt bằng máy đứng đến tâm thiết bị mang vật ở vị trí cao nhất. Với các cần trục có tay cần thì chiều cao nâng thay đổi phụ thuộc vào tầm với. Khẩu lộ L, m là khoảng cách theo phương ngang giữa đường trục của hai đường ray mà trên đó máy di chuyển. Đường đặc tính tải trọng là đồ thị mô tả mối quan hệ giữa sức nâng, tầm với và chiều cao nâng. Các thông số động học bao gồm tốc độ của các chuyển động riêng rẽ trên máy. Tốc độ chuyển động tịnh tiến lên xuống của vật vn (nâng vật), vh (hạ vật), m/s. Tốc độ di chuyển của máy trên mặt phẳng ngang vdc, m/s. Tốc độ quay của phần quay quanh trục thẳng đứng của máy, nq, vg/ph. Thời gian thay đổi tầm với T(s) là khoảng thời gian để thay đổi tầm với từ tầm với nhỏ nhất Rmin đến tầm với lớn nhất Rmax. Đôi khi người ta cho tốc độ thay đổi tầm với trung bình m/s. Chương 2: NGUYÊN LÝ LÀM VIỆC CỦA CẦU TRỤC Công dụng của cầu trục Cầu trục được dùng trong các phân xưởng, nhà kho để nâng hạ và vận chuyển hàng hóa với lượng lớn. Nó đóng vai trò quan trọng trong quá trình cơ khí hóa tự động hóa quá trình sản xuất nhằm nâng cao năng suất lao động, chất lượng sản phẩm, cơ giới hóa một số công đoạn nặng nhọc giảm nhẹ sức lao động của con người. Hình 1: Kết cấu một cầu trục điển hình. Phân loại cầu trục Theo công dụng Cầu trục có công dụng chung: Chủ yếu dùng với móc treo để xếp dỡ, lắp ráp và sữa chữa máy móc. Cầu trục chuyên dùng: Được sử dụng chủ yếu trong công nghiệp luyện kim với các thiết bị mang vật chuyên dùng và có chế độ làm việc rất nặng. Theo kết cấu dầm cầu Cầu dầm đơn: Dầm cầu của cầu trục một dầm thường là dầm chữ I hoặc dầm tổ hợp với các dầm thép tăng cứng cho dầm, cầu trục một dầm thường dùng palăng điện chạy dọc theo dầm chữ I nhờ cơ cấu di chuyển palăng. Cầu dầm kép: Có các loại dầm hộp và dầm giàn không gian. Cầu trục dầm hộp. Cầu trục dầm dàn. Theo cách tựa của dầm cầu lên đường ray di chuyển cầu trục có các loại Cầu trục tựa. Cầu trục treo. Theo cách bố trí cơ cấu cơ cấu di chuyển cầu trục Cầu trục dẫn động chung. Cầu trục dẫn động riêng. Ngoài ra theo nguồn dẫn động có các loại dẫn động tay và cầu trục dẫn động máy. Theo cách mang tải Cầu trục móc. Cầu trục gầu ngoạm. Cầu trục nam châm điện(cầu trục điện từ). Theo phương thức dẫn động của cơ cấu năng Cầu trục dẫn động bằng tay. Cầu trục dẫn động bằng động cơ điện. Tải trọng Tải trọng nâng danh nghĩa Q Là trọng lượng lớn nhất của vật nâng mà máy có thể nâng được Q = Qm +Qh Qm: Trọng lượng thiết bị mang. Qh: Trọng lượng danh nghĩa của vật nâng, tức là trọng lượng lớn nhất của vật mà máy có thể nâng được. Tải trọng do trọng lượng bản thân Trọng lượng bản thân máy gồm trọng lượng của các chi tiết, cụm máy và kết cấu kim loại. Trong khi tính toán, thiết kế máy mới thường bỏ qua trọng lượng bản thân của nó (trừ một số chi tiết có trọng lượng lớn). Tải trọng của gió Đối với máy làm việc trong nhà thì áp lực gió không đáng kể có thể bỏ qua, còn các máy làm việc ngoài trời phải tính đến tải trọng do gió gây ra. Tải trọng phát sinh khi vận chuyển Bao gồm các tải trọng do trọng lượng bản thân và các tải trọng động phát sinh khi vận chuyển Tải trọng theo phương đứng khi vận chuyển trên ray lấy bằng 60% ÷ 80% tải trọng do trọng lượng bản thân. Tải trọng động theo phương ngang lấy bằng 80% ÷ 90% tải trọng do trọng lượng của bản thân. Tải trọng khi dựng lắp Khi này tải trọng do trọng lượng bản thân lấy tăng 15% ÷ 20%. Và phải kể đến tải trọng gió cũng như các lực phát sinh trong quá trình lắp. Áp lực gió lấy bằng 500N/m2. Tải trọng động Để khảo sát động lực học máy cần xây dựng mô hình bài toán về động lực học của máy. Các cơ cấu máy nên tìm cách qui về sơ đồ đơn giản nhất . Nguyên lý làm việc của cầu trục Giới thiệu nguyên lý làm việc của một loại cầu trục điển hình (cầu trục 2 dầm kiểu hộp). Hình 2: Kết cấu cầu trục hai dầm kiểu hộp. Hình trên thể hiện kết cấu tổng thể của cầu trục 2 dầm, hai đầu của dầm chính 4 được liên kết cứng với dầm cuối 10.Trên dầm cuối có lắp các bánh xe di chuyển 11 chạy trên hai thanh ray đặt dọc theo nhà xưởng trên các vai cột. Chạy dọc theo dầm chính có các xe con 8 di chuyển được nhờ cơ cấu12. Trên các xe con có cơ cấu nâng 1. Cơ cấu di chuyển cầu trục 13 được đặt trên kết cấu dầm cầu, cáp điện 5 được treo trên dây 9 để cấp điện cho các động cơ đặt trên xe con. Dầm cầu có thểchạy trên các đường ray đặt trên cao dọc theo nhà xưởng còn xe con có thể chạy dọc theo dầm cầu. Vì vậy cầu trục có thể nâng hạ và di chuyển hàng theo yêu cầu tại bất kỳ điểm nào trong không gian nhà xưởng. Chương 3: PHƯƠNG ÁN ĐỘNG HỌC CHO PALĂNG Hệ ròng rọc – Palăng Khái niệm Hệ ròng rọc (hay còn gọi là palăng): Là hệ gồm có các puli và dây quấn dùng trong cơ cấu nâng nhằm giảm bớt lực căng dây và mômen tác dụng lên tang. a b c Hình 3: Sơ đồ cấu tạo palăng a- bội suất 2 b-bội suất 4 không có puli dẩn hướng c-bội suất 4 có puli dẩn hướng Phân loại Palăng lực và Palăng vận tốc. Palăng đơn (hình 3 và hình 4) chỉ có một đầu dây quấn lên tang. Palăng kép (hình 5 ) có hai đầu dây quấn lên tang. Hình 4 : Palăng đơn Hình 5: Pa lăng kép Puli được sử dụng trong máy trục được chia ra làm các loại: Puli cố định và puli động. Puli dẩn hướng và puli cân bằng, puli giảm tải. Puli cáp và puli xích. Puli đúc và puli hàn. Puli dùng ổ trượt và puli dùng ổ lăn. Bội suất palăng Palăng được đặc trưng bằng bội suất a. Đó là tỉ số giữa vận tốc đầu dây quấn lên tang và vận tốc nâng vật. + Vtg : Vận tốc đầu dây quấn lên tang. + Vng : Vận tốc nâng vật. + n : Số đầu dây treo vật. + m : Số đầu dây quấn lên tang. Là thông số biểu thị khả năng giảm tải tác dụng lên tang. Lực cản và hiệu suất của palăng Lực cản Trạng thái tĩnh thì lực căng S1=S2. Trạng thái động thì lực căng S1S2. Gọi lực cản của puli là W thì W= S1-S2. N Hình 6: Lưc tác dụng lên Puly Qua nghiên cứu lực cản này sinh ra từ hai thành phần: W= W1+W2.N Trong đó: W1 : Lực cản do độ cứng của dây (lực cản tĩnh), N. W2 : Lực cản do ma sát giữa dây và puli gây ra (lực cản động), N. Hiệu suất của puli Là tỉ số giữa lực căng ở nhánh vào (cũng là lực căng ở trạng thái tĩnh) và lực căng ở nhánh ra (là lực căng có cản của puli). Hiệu suất của palăng. Smax – lực căng dây lớn nhất tác dụng lên tang. a - Bội suất của palăng. n - Số đầu dây chịu tải. m - Số đầu dây cuốn lên tang. t - Số puli đổi hướng. - Hiệu suất của palăng. - Hiệu suất của puli. Chọn phương án động học của palăng Thông qua việc phân tích quá trình làm việc của cơ cấu và đặc tính của palăng ta chọn palăng kép 2 đầu dây quấn lên tang. Hình 7: Phương án động học cho palăng Sơ đồ 1: 1. Động cơ 3. Khớp nối vòng đàn hồi 5. Phanh 2. Hộp giảm tốc 4. Tang Sơ đồ 2: 1. Động cơ 4. Tang 2. Hộp giảm tốc 5. Khớp răng đặt biệt 3. Khớp nối vòng đàn hồi 6. Phanh Dùng sơ đồ này ta có kích thước chiều dài lớn Sơ đồ 3: d. Sơ đồ 4: Ưu điểm của sơ đồ này là: Tỷ sồ truyền lớn, làm việc êm, có khả năng tự hãm, dễ bôi trơn, tháo lắp dễ dàng, chi phí chế tạo thấp… Bộ truyền này có các ưu điểm trên nên ta chọn sơ đồ 4 trên để thiết kế. Tính chọn động cơ và hệ dẫn động palăng Các thông số ban đầu - Tải trục nâng : Q = 15 Tấn - Vận tốc nâng, hạ tải : V = 0.2m/s - Chọn độ cao nâng : H = 8 m - Cường độ làm việc – Trung bình. Palăng giảm lực - Trên các cầu lăn dây cáp nâng được cuốn trực tiếp lên tang. - Tương ứng với tải trọng cầu lăn: Ta chọn a = 2 bảng 2-6 [I] CT 2-19 [I] với =0.98 bảng 2-5 [I] t = 0 vì không có ròng rọc đổi hướng . N Với m = 2 vì số nhánh dây quấn lên tang là 2. N. Hiệu suất palăng: CT 2-21 [I] Kích thước dây - Kích thước dây cáp CT 2-10[I] n: Hệ số an toàn, được chọn theo chế độ làm việc. chọn n = 5.5 bảng 2-2 [I] -Cáp thép được chọn theo điều kiện: Sđ ≥ Smax.n=218752N (1.1) [máy và thiết bị nâng, Trương Quốc Thành , NXB Khoa học kĩ thuật] - Chọn cáp thép loại TK 6x37+1 ПOCT 3071-55, với , dc=22mm, Sđ=243500N. Tính các kích thước cơ bản của tang và ròng rọc - Đường kính nhỏ nhất cho phép đối với tang và ròng rọc: e = 20 Bảng 4.2 [II] - Ta chọn đường kính tang và ròng rọc giống nhau: -Ròng rọc cân bằng không phải là ròng rọc làm việc có thể chọn đường kính nhỏ hơn 20% so với ròng rọc làm việc. Chọn Dc=360(mm). -Chiều dài toàn bộ của tang : CT 2-14 [I] Trong đó: - L1=4.t =4.(dc+2) =4.24=96(mm) dùng để kẹp đầu cáp trên tang. - Với 1,5 vòng cáp để giảm tải trọng trên đầu kẹp cáp. -L3: Phần tang không tiện rãnh đảm bảo cho phép góc lệch cáp với puly trong palăng dưới giá trị cho phép khi móc treo ở vị trí cao nhất. Ta chọn L3=200mm - Chiều dài một nhánh cáp cuốn lên tang khi làm việc với chiều cao nâng H = 8m và bội suất palăng a=2. l = H . a =8.2=16m Vậy chiều dài tang kép một lớp cáp là: =2(96+314)+200=1020(mm) - Bề dày thành tang xác định theo kinh nghiệm đối với vật liệu là gang: Chọn Kiểm tra sức bền của tang: CT 2- 15 [I] k : hệ số phụ thuộc lớp cáp cuốn lên tang , k=1 vì lớp cáp cuốn 1 lớp. : hệ số giảm ứng suất, tang bằng gang = 0.8 =39773N t=24mm Tang được đúc bằng gang C H 15-32 là loại vật liệu thông thường, có giới hạn bền nén ứng suất cho phép xác định theo giới hạn bền nén với hệ số an toàn k=5 ; Vậy Chọn động cơ điện - Công suất tĩnh khi nâng vật bằng trọng tải xác định theo công thức: CT 2-78 [I] Q = 2.Smax hiệu suất của cơ cấu bao gồm : hiệu suất palăng hiệu suất tang bảng 1-9 [I] hiệu suất bộ truyền có kể cả khớp nối với giả thiết bộ truyền được chế tạo thành hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ : - Tương ứng với chế độ làm việc trung bình sơ bộ chọn động cơ điện MTB 311-8 có các đặc tính sau : - Công suất danh nghĩa : - Số vòng quay danh nghĩa : vòng /phút - Hệ số quá tải : - Mômen danh nghĩa của động cơ: - khối lượng : . Tỷ số truyền chung Tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang . CT 3-15 [I] - Số vòng quay của tang để đảm bảo vận tốc nâng cho trước . a = 2 Vc=a.Vn = 2.12=24m/s -Tỷ số truyền cần có là : Kiểm tra động cơ điện về nhiệt Sơ đồ thực tế sử dụng cầu lăn theo trọng tải như trên hình: Công suất thực tế quy đổi về CĐ% của động cơ như sau : Trong đó: NCĐ - công suất quy đổi về cường độ CĐ của động cơ Nx - công suất thực tế ứng với cường độ thực tế CĐx Vậy qua kiểm tra về nhiệt cho thấy động cơ được chọn là AO2-72-8 với CĐ 25% có công suất danh nghĩa là là hoàn toàn thõa mãn yâu cầu trong khi làm việc. Chương 4: THIẾT KẾ ĐỘNG LỰC HỌC, KẾT CẤU CHO HỘP GIẢM TỐC Tỷ Số Truyền Tỷ số truyền chung : i= 22,12 Tỷ số truyền là đặc trưng, là chỉ tiêu kĩ thuật có ảnh hưởng đến kích thước, chất lượng của bộ truyền cơ khí. Việc phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền trong hộp tốc độ theo nguyên tắc: Trọng lượng và kích thước của hộp tốc độ là nhỏ nhất. Điều kiện bôi trơn tốt nhất. Thiết Kế Bộ Truyền Trục Vít Chọn vật liệu Bánh vít giả sử vận tốc trượt của bánh vít là vt=2÷ 5 m/s nên dùng đồng thanh nhôm sắt БpAЖ 9-4 đúc trong khuôn kim loại để chế tạo bánh vít. Tra bảng 4-4 sách TKCTM ta có σbk = 550 N/mm2, σb=200 N/mm2. Trục vít Chọn vật liệu trục vít là thép 45 tôi bề mặt đạt độ rắn HRC45÷50. Định ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh vít Ứng suất tiếp xúc cho phép tra bảng 7.2 sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí T1. [σ]tx = 250 N/mm2 - Ứng suất uốn cho phép (tra bảng 4.4-TKCTM): [σ]-lu = 88+0,25.88 =110 N/mm2 (Trường hợp này bánh vít làm việc với trục vít tôi có HRC = (45÷50) và được mài, ứng suất uốn cho phép có thể tăng lên khoảng 25%) Do tải trọng không thay đổi nên số chu kỳ làm việc của bánh vít: Ntd =N= 60×ntg×T = 60×33×5×330×17 = 5.55×107(chu kỳ) (T – tổng số giờ làm việc của bộ truyền. Giả sử bộ truyền có thời gian phục vụ là 5 năm, bộ truyền làm việc 330 ngày/năm mỗi ngày làm việc 17 giờ). Từ bảng 4-4,tra ứng suất tiếp xúc cho phép , ứng suất uốn cho phép rồi nhân với các trị số kN’ và kN’’ ở trên cho tương ứng ta có : [σ]tx = 250 . 0,8 = 200 N/mm2 [σ]-lu = 110 . 0,6 = 66 N/mm2 Tính chọn số mối ren trục vít và số răng bánh vít Chọn số mối ren của trục vít : Z1 = 2 Số răng của bánh vít: Z2 = i×Z1 = 22,12×2 = 44,24 Lấy Z2 = 44 Ta tính lại tỷ số truyền thực tế là : Số vòng quay thực của bánh vít : Sai số về số vòng quay của bánh vít so với yêu cầu nằm trong phạm vi cho phép. Chọn sơ bộ trị số hiệu suất, hệ số tải trọng và tính công suất bánh vít Với Z1 = 2 chọn sơ bộ η = 0,82. Công suất ra trên trục động cơ là Nđc=17kW. Công suất trên trục vít là N1=Nđc . ηkn. ηol =17.0,99.0,99=16,66 kW. Công suất trên bánh vít N2 = N1. η bv.ηol = 16,66.0,82.0,99 = 13,52 kW Định sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,1 Định môđun m và hệ số đường kính q tính theo điều kiện sức bền tiếp xúc m (TKCTM 73-4.9) m= 23 Tra bảng (TKCTM - B4.6) có ta chọn q = 8 m =12 với m=24 Kiểm nghiệm vận tốc trượt, hiệu suất và hệ số tải trọng Vận tốc trượt vt có phương theo đường tiếp tuyến của ren trục vít (m/s) Phù hợp với dự đoán khi chọn vật liệu bánh vít Hiệu suất bộ truyền trục vít η = (0,96÷0,98)× Trong đó - góc vít của trục vít - góc ma sát tương đương Tra bảng (TKCTM - B4.7) ứng với Z1 = 2 q =8 ta tìm được giá trị góc vít λ = 14002’10’’ =14,040 Tra bảng (TKCTM - B4.8) ứng với vt = 3,78 (m/s) chọn hệ số ma sát f = 0,03 Góc ma sát ’ ≈ =arctg f = arctg 0,035 = 1,720 Do đó hiệu suất bộ truyền : Trị số hiệu suất tìm được không chênh lệch nhiều so với dự đoán nên không cần tính lại công suất N2 Hệ số tải trọng K được tính theo công thức K= Ktt×Kd (4-25) Ktt - hệ số tập trung tải trọng vì tải trọng không thay đổi nên Ktt =1 Kđ - hệ số tải trọng động Vận tốc vòng của bánh vít : v2 = 0,9 < 3 nên lấy Kđ = 1,1 K = Ktt.Kđ = 1.1,1 = 1,1 Vì v2< 2 m/s nên có thể chế tạo bộ truyền với cấp chính xác 9 Từ các kết quả tính toán về K, η, vt so với dự đoán ban đầu chênh lệch không lớn lắm cho nên ta giữ nguyên kết quả để tiếp tục tính toán. Kiểm tra sức bền uốn của răng bánh vít Tiến hành kiểm nghiệm ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít theo công thức: (CT4.16 - TKCTM) Trong đó y - hệ số dạng răng tra trong bảng 3.18 theo số răng tương đương của bánh vít. Số răng tương đương của bánh vít: Lấy Z tđ = 49 răng Tra bảng (TKCTM - B3.18) cho hệ số dạng răng y = 0,49 Điều kiện bền uốn của bánh răng vít được thoã mãn. Kiểm nghiệm sức bền răng bánh vít khi chịu quá tải đột ngột Nếu bộ truyền trục vít phải làm việc quá tải với hệ số quá tải là Kqt cần kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn quá tải Ta có: A = 0,5.m.(q+Z2+2)=0,5.12.(8+44+0)=312(mm) Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải đột ngột σtx ≤ [σtx] = 200(N/mm2) Vì vật liệu làm bánh vít là đồng thanh nhôm sắt nên: [s]txqt = 2.sch = 2.200= 400(N/mm2) Ứng suất uốn cho phép khi quá tải đột ngột [s]uqt = 0,8.sch = 0,8.200 =160(N/mm2) Ta có : stxqt = stx. = 187,92 ´ = 214,26 (N/mm2) £ [s]txqt =400(N/mm2) suqt = su.Kqt = 7,6 ´ 1,3 = 9,8(N/mm2) £ [s]uqt = 160(N/mm2) Kqt: Tra bảng 7.7 sách Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí. Định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền Các Thông Số Của Bộ Truyền Trục Vít Môđun m = 12(mm) Hệ số đường kính q = 8 Số mối ren của trục vít Z1 = 2 Số răng bánh vít Z2 = 44 Bước ren của trục vít t = = 3,14 × 12 = 37,68 (mm) Góc prôfin trong mặt cắt dọc Góc vít λ trên hình trụ chia của trục vít tg λ = Hệ số chiều cao răng f0 = 1 Hệ số khe hở hướng tâm C0 = 0,3 Tỷ số truyền iv = 22 Vì không có yêu cầu lấy khoảng cách trục A theo tiêu chuẩn nên không dùng dịch chỉnh () Khoảng cách trục A = 0,5×m×(q+Z2) = 0,5×12×(8+44) = 312 mm Đường kính vòng chia (lăn) trục vít dc1 = d1 = q×m=12×8 =96 mm Đường kính vòng đỉnh trục vít De1 = dc1 + 2.f0.m = 96+ 2.1.12= 120 mm Đường kính vòng chân ren của trục vít: Di1 = dc1 – 2.f0.m – 2.C0.m = 96– 2.1.12 – 2.0,3.12= 64,8 mm Đường kính vòng chia (vòng lăn) bánh vít : dc2 = d2 = Z2×m = 44×12=528 mm Đường kính vòng đỉnh bánh vít De2 = (Z2+2.f0).m = (44+2.1).12 =552 mm Đường kính vòng ngoài của bánh vít Dn = De2 + 1,5.m = 552+ 1,5.12= 570 mm Chiều dài phần có ren của trục vít L > (11+0,06.Z2).m = (11 + 0,06.44).12=163,68 mm Vì trục vít được mài cho nên tăng thêm chiều dài L lấy L = 40+163,68=203,68 mm Để tránh mất cân bằng cho trục vít , chọn chiều dài L bằng một số nguyên lần bước dọc Lấy x = 6 .Do đó ta có L = 12×6×3,14 =226,08 (mm) Chiều rộng bánh vít : B ≤ 0,75 ×De1 = 0.75×120= 90 mm. Góc ôm trục vít 2 Chiều cao đầu răng: h’ = (f0+).m = (1+0).12 =12 mm Chiều cao chân răng: h’’ = (f0+C0).m = (1+0,2).12 = 14,4 mm Bước xoắn ốc của ren vít : s = t.Z1 = .m.Z1 = 3,14×12×2 =75,36 Tính lực tác dụng lên bộ truyền trục vít Momen xoắn trên các trục: Để tính trục và ổ, có thể phân tích lực tác dụng trong bộ truyền ra làm ba thành phần Lực vòng Lực dọc trục lực hướng tâm Tác dụng lên trục vít và bánh vít như hình sau Hình 8: Bộ truyền trục vít bánh vít Lực vòng P1 trên trục vít có trị số bằng lực dọc trục Pa2 trên bánh vít: Lực vòng P2 trên bánh vít có trị số bằng lực dọc trục Pa1 trên trục vít: Lực hướng tâm Pr1 trên trục vít có trị số bằng lực hướng tâm pr2 trên bánh vít Pr1 = Pr2 = P2×tg = 14822×tg200 = 5395 (N) Kiểm nghiệm sức bền và độ cứng của thân trục vít Vì trục vít một đầu được lắp hai ổ côn đỡ chặn còn đầu kia lắp ổ lăn tuỳ động nên độ võng của thân trục vít phải thoả mãn điều kiện sau: trong đó: f – Độ võng lớn nhất của trục vít, mm [f] – Độ võng cho phép của trục vít, để giảm bớt tập trung tải trọng khi ăn khớp ta lấy [f] ≈ ( 0,005 ÷ 0,01).m = 0,06 ÷ 0,12 (mm) E – Môđun đàn hồi của trục vít E = 2,1.105 N/mm2 l – Khoảng cách giữa hai gối tựa của trục vít. J – Mômen quán tính tương đương của tiết diện thân trục vít. P1, P2, Pr - Lực vòng trên trục vít, lực vòng trên bánh vít và lực hướng tâm. dc1 – đường kính vòng chia của trục vít  dc1 = 96 mm Ta chọn l = (0,9÷1).Dn = 0,9.570 = 513 mm Dn : Đường kính ngoài của bánh vít Thay các giá trị trên ta được <[f] Thõa mãn điều kiện cứng uốn Tính Toán Thiết Kế Trục Và Then Thiết kế trục Chọn vật liệu chế tạo trục Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 Chế độ nhiệt luyện: Tôi bề mặt Tính sức bền trục Đường kính sơ bộ của trục Để các định đường kính sơ bộ trục có thể dùng công thức tính sơ bộ chỉ xét đến tác dụng của mômen xoắn trên trục. Vì không xét đến tác dụng của tải trọng gây biến dạng uốn nên giá trị ứng suất cho phép lấy nhỏ hơn trị số thực. Trong đó: d – đường kính trục. N – công suất truyền (kW). n – số vòng quay trong một phút của trục. C – hệ số tính toán, phụ thuộc []x. Vì vật liệu làm trục là thép 45 nên đối với đầu trục vào và trục truyền chúng ta có thể lấy : C = 130÷110 Đối với trục I ( Trục vít ) ta có: n1 = 730 vg/ph N1 = 16,66 kW Đối với trục II ta có: n2 = 33 vg/ph N2 = 13,52 kW Chọn d1 = 40mm ; d2 = 100mm Để chuẩn bị cho tính gần đúng, ta chọn chiều rộng ổ (ổ đũa đỡ chặn ) cỡ trung theo (bảng 10.2 – sách Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí). Bôtv = 23 mm Bôbv = 47 mm Tính gần đúng trục Tính gần đúng có xét đến tác dụng đồng thời của cả mômen uốn lẫn mômen xoắn đến sức bền của trục. Trị số mômen xoắn đã biết, ta chỉ cần tìm trị số mômen uốn. Trên thực tế lực phân bố trên cả chiều dài May-ơ, ổ nhưng để đơn giản ta coi như lực tập trung ở giữa May-ơ hoặc ổ. Định các kích thước dài của trục, kích thước này do các chi tiết lắp trên nó quyết định. Ta chọn sơ đồ động hộp giảm tốc như hình bên dưới. Dựa vào bản phát thảo sơ đồ động trên ta xác định được các kích thước L h1 l1 l4 l3 - Khe hở gữa cạnh của bánh vít và thành trong của hộp ∆ = 15 mm. - Khoảng cách từ thành trong của hộp đến cạnh ổ lăn l2 = 15 mm. - Chiều rộng bánh vít B = 90 mm. - Chiều dài phần May-ơ lắp trên trục l5 = (1,2 ¸ 1,5)d = 120 mm. - Chiều cao của nắp và đầu bulông l3 = 20 mm. - Khoảng cách từ nắp ổ đến mặt cạnh của chi tiết quay ngoài hộp l4 = 15 mm. - Xác định điểm đặt, phương chiều của các lực tác dụng lên trục, vị trí gối đỡ. Trục I - dc1 = 96 (mm) - P2 = Pa1 = 14822 (N) - P1 = Pa2 = 4541,67 (N) - Pr1 = Pr2 = 5395 (N) - Mx1 = 218.103 (Nmm) Khoảng cách giữa hai gối đỡ trục vít: L = (h1+ h2) = 0,9.De2 = 0,9.552= 496,8 mm h1 = (1÷1,2)h2 ⇒ h1=h2=248,4 (mm) Tính phản lực ở các gối đỡ: Mặc khác RAy + RBy - Pr1 = 0 Þ RAy = Pr1 - RBy = 5395 -1265,42=4129,58 (N) SmAx = P1 ´ h1 - RBx´ L1 = 0 Mặt khác RAx + RBx - P1=0 Þ RAx=P1- RBx = 4541,67- 2271 = 2270,67 (N) Tính mômen tại những tiết diện nguy hiểm: Tại tiết diện I – I tacó: Do đó momen uốn tổng hợp tại mặt cắt I-I: Đường kính trục I tại tiết diện nguy hiểm: Với [s ] ứng suất uốn cho phép tra bảng (7-2) TKCTM ta chọn [s ] = 55(N/mm2) Lấy dI = 60 (mm) Chọn đường kính chân ren : Φ= 60(mm) Chọn đường kính ngỗng trục lắp ổ là: Φ=55 (mm) Hình 9: Biểu đồ nội lực Trục II - dc2 = 528 mm - Pr2 = 5395 N - Pa2 = 4541,67 N - P2 = 14822 N - Khoảng cách giữa hai gối đỡ bánh vít: L2 = 2De1 + 20 = 2.120 + 20 = 260 (mm) c = Bôbv + l3 + l4 + l5 = 47+ 20+ 15 + 120 = 202 (mm) b = L2 / 2 = 260/2 =130 (mm) a = L2/2 = 260/2 = 130 (mm) Xác định phản lực tại hai gối đỡ theo phương y: Xác định phản lực tại hai gối đỡ theo phương y: RCy + RDy - Pr2 -Pr3 = 0 Þ RCy = -RDy +Pr2 +Pr3 = -291786+5395+157500 = -128891(N) Phản lực ở gối C, D do P2 và P3 gây ra theo phương x RCx = P2+P3-RDx = 14822+39773-73478 = -18883 N Tại tiết diện II – II ta có: Mux = RCx.a = 18883×130 = 9497545 (Nmm) Muy = RCy.a + Pa2.dc2/2 =-128891.130 + 4541,67.264= -15556829 (Nmm) Tính mômen uốn ở tiết diện II – II MuII-II= Ứng suất cho phép : [σ] = 55N/mm2 (TKCTM-B7.2) Đường kính trục ở dII : (4-34) dII ≥ Vì ở đoạn trục này có làm rãnh then để cố định bánh vít theo phương tiếp tuyến, vì vậy đường kính trục phải lấy lớn hơn với tính toán một ít : dII = 125 mm. Đường kính ngõng trục lắp ổ lăn d = 120 mm. Hình 10: Biểu đồ nội lực Tính chính xác trục Hệ số an toàn tính theo công thức: (4-35) ns : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp (ứng suất uốn) (4-36) nt : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp (ứng suất xoắn) (4-37) s-1 và t -1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Lấy gần đúng: s-1 = 0,45sb=0,45×600 = 270 N/mm2 t -1 = 0,25sb = 0,25×600 = 150 N/mm2 sa và t a: biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện trục sa = (smax - smin)/ 2 (4-38) ta = (tmax - tmin)/ 2 (4-39) sm và t m: giá trị trung bình của ứng suất pháp và tiếp, là thành phần không đổi trong chu kỳ ứng suất sm = (smax + smin)/ 2 (4-40) tm = (tmax + tmin)/ 2 (4-41) Vì trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng: sa = smax = -smin= Mu/ W ; sm = 0 Bộ truyền làm việc hai chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng: ta = tmax / 2 = Mx/W0 ; tm =0 W, W0: momen chống uốn và momen chống xoắn của tiết diện trục ys , yt: hệ số xét đến sự ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi. Đối với thép cacbon trung bình chọn ys = 0,1, yt = 0,05. Hệ số tăng bền b = 1 Ks , Kt : hệ số tập trung ứng suất es , et : hệ số kích thước, xét đến ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Kiểm nghiệm I (trục vít): + Xét mặt cắt I-I Tra bảng 7-4, TKCTM, d=45 nên chọn: es = 0,83; et = 0,71 Momen chống uốn (trục có tiết diện tròn) : Momen chống xoắn: Momen xoắn: Mx1 = 218.103 (Nmm) Momen uốn: Mu = Biên độ ứng suất: Hệ số tập trung ứng suất: Ks = 1,63 , Kt = 1,5 Chọn [n] = n1 ´ n2 ´ n3 n1: hệ số xét đến mức độ quan trọng của chi tiết, khi trục gãy máy dừng lại n1 = 1,3. n2: hệ số xét đến độ chính xác khi xác định tải trọng và ứng suất ,tính tương đối chính xác nên n2 = 1,1 n3: hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu,trục được nhiệt luyện n3 = 1,5 Þ [n] = 1,3 ´ 1,1 ´ 1,5 = 2,145 Thay số : Þ > [n] = 2,145 Kiểm nghiệm trục II: Tại tiết diện II-II Momen xoắn: Mx = 3913000(N.mm) Momen uốn: Mu = (N.mm) Tra bảng 7 - 3b (TKCTM - NXBGD - 1999),ứng với d = 125 mm Momen chống uốn: W = 172700(mm3) Momen chống xoắn: W0 = 364000(mm3) Biên độ ứng suất: ; Do trục quay 2 chiều nên , =0 Hệ số tập trung ứng suất: Ks = 1,63 , Kt = 1,5; tra bảng 7 - 8(TKCTM - NXBGD - 1999) Tra bảng 7 - 4(TKCTM - NXBGD - 1999), chọn es = 0,74; et = 0,62 Thay số (Hệ số tăng bền =1, =0,05 với thép cacbon trung bình) ; Þ Tính Then Hình 11: Then cố định các chi tiết máy và trục Để cố định các chi tiết máy quay trên trục, dùng mối ghép then. Vì vậy yêu cầu phải tính toán và chọn then thích hợp để máy có thể làm việc an toàn. Then là tiết máy đã được tiêu chuẩn hoá. Chọn loại then lắp trên các chi tiết quay là then bằng, vật liệu bằng thép Tính then trên trục II: Chọn tiết diện theo đường kính trục,tra bảng7-23,TKCTM + Tại mặt cắt II-II -Đường kính trục: d = 125mm -b × h = 36 x 20 ; t = 7; t1 = 7,2 Chiều dài then l = (0,8÷0,9)lmoayơ lmayơ = (1,2 ÷ 1,5) d = 120 mm Chiều dài then : l = 0,8 lmayơ = 0,8×120 = 96mm Kiểm nghiệm theo sức bền dập và sức bền cắt. Điều kiện bền dập trên mặt cạnh làm việc của then tính theo công thức sau: (4-42) Điều kiện bền cắt của then: (4-43) Với Mx = 897300(N.mm) [s]d, [t]c: ứng suất dập và cắt cho phép, N/mm2 ; ( Tra bảng 7-20 và 7-21 sách TK CTM ) ≤ = 100 N/mm2 ≤ = 87 N/mm2 Tính then trên trục I: Tại đầu trục d = 40(mm) b × h = 12×8 lmayơ = (1,2 ÷ 1,8) d = 70 mm Chiều dài then: l = 0,8 lmayơ = 0,8×70 = 56 mm ≤ = 100 N/mm2 ≤ = 87 N/mm2 Thiết Kế Gối Đỡ Trục Chọn ổ lăn Trục I (trục vít ): đường kính ngõng trục lắp ổ d = 40(mm). Trục vít có lực dọc trục và lực hướng tâm lớn, và theo giả thiết tính độ võng của trục vít, nên chọn một đầu trục vít lắp ổ côn đỡ chặn ( thường lắp 2 ổ ), vì ổ này chịu đồng thời lực dọc trục và lực hướng tâm, khả năng tải lớn. Loại ổ này tháo lắp đơn giản (tháo rời vòng ngoài), điều chỉnh được khe hở và bù lượng mòn thuận tiện đầu kia của trục chọn ổ bi đỡ. Loại ổ này chịu lực hướng tâm lớn và một phần lực dọc trục Sơ đồ chọn ổ trục I Hinh 12: Sơ đồ gối đỡ trục I Gối đỡ B: Tra bảng 18P dự kiến chọn loại ổ bi đỡ chặn, có b =160 Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức: C = Q(nh)0,3 £ Cbảng (4-44) n: số vòng quay của ổ; n=950vg/ph ; h(giờ) : thời gian phục vụ h=2,5 ´ 330 ´ 17 = 14025(h) Tải trọng tương đương: Q = (KvR + mA)KnKt (4-45) R: tải trọng hướng tâm, daN ; A: tải trọng dọc trục, daN ; Kt: hệ số tải trong động. Bảng 8 - 3, chọn Kt = 1 Kn: hệ số nhiệt độ, Kn = 1(bảng 8 - 4) nhiệt độ làm việc dưới 1000C Kv: hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay, Kv = 1(bảng 8 - 5) m : hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm, m = 1,5(bảng 8 - 2) Lực chiều trục: S = 1,3R1tgb. Vì dùng ổ côn đỡ chặn lắp trên một đầu trục nên SA = 1,3 × RA × tgb = 1,3 ´ 1896´ tg 160 = 707(N) SB = 1,3 × RB × tgb = 1,3 ´ 933´ tg160 = 348 (N) Tổng lực chiều trục: A1 = (SA – SB) - Pa1= 707 -348 - 5608 = - 5249(N) Như vậy lực A1 hướng về gối bên trái,chỉ có gối A chịu lực dọc trục. Vì lực hướng tâm ở hai gối này khác nhau. Q1 = (RA + A1 m )×1 = 1890 + 5249×1,5 = 9769,5 N =976,95 daN Q2 = (RB + A1m )×1 = 9335 + 5249×1,5 = 8806,5 N = 880,65daN Vì Q2 < Q1 nên ta chọn ổ cho gối đỡ I còn ổ của gối đỡ II lấy cùng kích thước để tiện việc chế tạo và lắp ghép Þ C1 = Q1(n×h)0,3 = 976,95×(950 ´ 14025)0,3 =134048 Tra bảng 18P TKCTM với d = 40(mm) chọn loại ổ có kí hiệu 7608 Cbảng = 140000 Đường kính D = 90 (mm) Chiều rộng ổ B = 38(mm) c = 28,5mm Tmax = 35,5 mm d2 = 64 mm D1 = 70,5 mm Hình 13: Gối đỡ A Gối đỡ A: Hệ số khả năng làm việc C = Q(nh)0,3 £ Cbảng Q = (KvR + mA)KnKt A: tải trọng dọc trục, daN ; (A = 0) => Q = RA = 1890N=189 daN. C = Q(nh)0,3 = 189×(950.28050)0,3 = 31927 Tra bảng 14P, ứng với d = 40mm, chọn ổ bi đỡ ký hiệu 208 (loại cỡ trung) có Cbảng = 39000 có: Đường kính D = 80(mm) Chiều rộng ổ B = 18 (mm) d2 = 52,4 mm D2 = 67,6 mm Đường kính bi: 12,7mm Hình 14: Gối đỡ B Trục II (bánh vít) : Hình 15: Sơ đồ gối đỡ trục II Dự kiến chọn ổ đũa đỡ chặn, b =160 ,chọn ổ cho 1 gối đỡ,còn gối kia lấy cùng kích thước để tiện việc chế tạo và lắp ghép. Hệ số khả năng làm việc C = Q(n×h)0,3 £ Cbảng Q : tải trọng tương đương n: vòng quay của ổ; n = 48 (v/p) h = 17×330×2,5= 14025 (h) :thời gian phục vụ Tải trọng tương đương: Q = (KvR + mA)KnKt R: tải trọng hướng tâm A: tải trọng dọc trục Kt: hệ số tải trong động; chọn Kt = 1 (Bảng 8 - 3) Kn: hệ số nhiệt độ, Kn = 1(bảng 8 - 4) nhiệt độ làm việc dưới 1000C Kv: hệ số xét đến vòng nào của ổ là vòng quay, Kv = 1(bảng 8 - 5) m : hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm m = 1,5(bảng 8 - 2) Ta có: Lực chiều trục: S = 1,3R1tgb. SC = 1,3 × RC × tgb = 1,3 ´ 15253´ tg 160 = 5686(N) SD = 1,3 × RD × tgb = 1,3 ´ 38270 ´ tg160 = 14266 (N) Tổng lực chiều trục: A2 = SC – SD + Pa2= 5686 – 14266 + 1728 = -6852(N) Như vậy lực At hướng về gối bên trái. Vì lực hướng tâm ở hai gối khác nhau. QC = (RC + A2 m )1 = 15283 + 6852×1,5 =25531 (N) =2553,1 (daN) QD = (RD + A2m )1 = 38270 +6852.1,5 = 48548N = 4854,8 daN C4 = QD(n×h)0,3 = 4854,8×(48 ´ 28050)0,3 = 334906 Tra bảng 18P TKCTM với d = 70 (mm) Chọn hai ổ cùng loại ổ có kí hiệu 7614 có: Cbảng = 380000 Đường kính D = 150(mm) Chiều rộng ổ B = 51(mm) c = 43mm Tmax = 54,5 mm d2 = 107 mm D1 = 119 mm Cố định ổ trên trục và trong vỏ hộp Trục 1 Cố định ổ: Vì trục vít chịu lực dọc trục khá lớn nên ta chọn phương pháp cố định ổ trên trục như sau: + Ổ đỡ chặn ta cố định bằng đai ốc và đệm cánh. Đường kính chổ lắp ổ lăn là 40mm, tra bảng 8-9 ta có d1 lớn nhất là 38,5. Để phù hợp với các loại ren tiêu chuẩn trong bảng 8-8 ta chọn d1= 36,5mm và chọn loại đai ốc là M36,5x1,5 có các thông số là: D=55, D1=45, h=12, t=4, b=6. + Ổ đỡ cố định bằng cách lắp có độ dôi ; vòng ngoài của ổ được cố định bởi mặt tỳ nắp ổ lăn. Ta có đặc tính tải trọng không đổi chiều và vì vòng trong của ổ quay nên: vòng trong của ổ lăn chịu tải tuần hoàn; còn vòng ngoài chịu tải trọng cục bộ + Chọn kiểu lắp vòng trong của ổ trên trục theo kiểu : T3ô + Chọn kiểu lắp vòng ngoài của ổ trong vỏ hộp theo kiểu : L1ô Chọn ống lót : + Ống lót làm bằng gang GX 15 - 32. + Chiều dày vai ống lót : d1 = d = 8 + Chiều dày của bích : d2 = d = 8 + Ở các mặt bên của đường kính ngoài và trong, nên vát từ 2 ¸ 3mm ´ 450 để lắp ghép thuận tiện hơn. + Đường kính bích : Db = D + 4,4d3 ; D = Dol + 2d = 90 + 2 ´ 8 = 106 mm Db = 106 + 4,4×8 = 141,2 mm + Khoảng cách từ bề mặt ngoài của ống lót đến đường tâm bulông : C = d = 8 mm + Khoảng cách từ đường kính ngoài của bích đến đường tâm bulông : h = 1,2d3 = 1,2.8 = 9,6 + Phần lồi của vỏ làm gối trục cách mặt bên của ống lót 1 khoảng : b = d1 + 0,4B = 8 + 0,4.60 = 32 mm Cố định trục theo phương dọc trục : Để cố định trục theo phương dọc trục ta dùng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của ổ bằng các lá căn kim loại giữa nắp ổ và thân hộp giảm tốc. Nắp ổ lắp với hộp giảm tốc bằng vít, loại nắp này dễ chế tạo và lắp ghép. Nắp ổ : Do yêu cầu cố định nắp ổ bằng đai ốc và trục xuyên qua nắp ổ nên ta chọn nắp ổ thủng lồi ra ngoài. Đường kính ngoài của bích : Db = D + 4,4´ d3 = 141,2mm Hình 16: Lắp ghép nắp ổ. Trục 2: Đầu ra của trục lắp nắp ổ thủng, đầu còn lại lắp nắp ổ kín. Đường kính ngoài của bích : Db = D + 4,4´ d3 Trong đó : D = 150 mm : đường kính ngoài ổ lăn d3 - đường kính vít ; tra bảng 10-11b có d3 = M10 ; số lượng 6. Db = 150 + 4,4.10 = 194 (mm) Các lỗ tâm lắp vít nên lấy cách mép lỗ một khoảng bằng (0,8 ¸ 1)d3 ; Chiều dày bích của nắp ổ lấy bằng 0,8 và chiều dày của thành nắp lấy bằng 0,6 chiều dày của vỏ hộp. Bôi trơn ổ lăn Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, có thể dùng mỡ loại T ứng với nhiệt độ làm việc từ 60 ¸ 1000C và vận tốc dưới 1500 vg/ph (bảng 8-28). Để mỡ không chảy ra ngoài và ngăn không cho dầu rơi vào bộ phận ổ, nên làm vòng chắn dầu. Lót kín ổ lăn Để che kín các đầu trục ra, tránh sự xâm nhập của bụi bặm và tạp chất vào ổ, cũng như ngăn mỡ chảy ra ngoài, ở đây ta dùng loại vòng phớt, là loại đơn giản nhất. Tra bảng (8-29) ta có kích thước vòng phớt : Trục 1 : Có d = 40 nên d2 = 39 ; D = 59 ; a = 9 ; b = 6,5 Trục 2 : Có d = 70 nên d2 = 69 ; D = 89 ; a = 9 ; b = 6,5 Khớp Nối Đàn Hồi Trong nối trục đàn hồi, hai nữa khớp nối trục nối với nhau bằng bộ phận đàn hồi (cao su). Nối trục đàn hồi có khả năng giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục Vật liệu nối trục gang xám GX21-40 Các chốt được làm bằng thép 45 thường hóa Đường dẫn nối trục d = 33 mm (trục được nối từ động cơ trục vít ) Mômen xoắn trên trục nối: Mx = M1 = 55290Nmm Mômen tính Mt = Mx.K 55290.4 = 221160 Nmm Hệ số tải trọng động tra bảng 9-1[10] K = 4 Trị số mômen tính và đường kính trục, ta chọn kích thước nối trục theo bảng 9-11[8] theo các thông số sau d = 30 ÷38 mm; D = 140 mm; d0 = 28 mm; l = 82 mm; c = 3 mm D0 = D – d0 – 15 =140 – 28 – 15=97 mm -Kích thước chốt: dc = 14 mm ; lc = 33 mm ; Ren M10 ; Số chốt Z = 6 Ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u=60N/mm2 -Kích thước vòng đàn hồi: Vật liệu bằng cao su; Ứng suất dập cho phép của vòng cao su: [σ]d = 2 N/mm2 Đường kính ngoài: 27 mm. Chiều dài toàn bộ các vòng: lv = 28 mm Kiểm nghiệm sức bền của vòng cao su: Kiểm nghiệm sức bền uốn của chốt : Hình 17: Cấu tạo nối trục Cấu Tạo Vỏ Máy Vỏ máy có nhiều hình dạng cấu tạo khác nhau, bảo đảm vị trí tương đối cần thiết giữa các chi tiết và bộ phận máy, chịu tải trọng do các tiết máy truyền đến, bảo đảm bôi trơn và bảo vệ các tiết máy khỏi bụi. Một vỏ máy cấu tạo gồm những yếu tố sau: thành hộp, nẹp gân, mặt bích, gối đỡ ổ,… liên hệ thành một khối. Vỏ máy được sản xuất phổ biến bằng phương pháp đúc, vật liệu đúc là gang xám. Chọn mặt ghép nắp và thân hộp Hộp giảm tốc thường có nhiều cấp truyền động tức là gồm nhiều trục. Phân bố các trục này trên cùng một mặt phẳng sẽ làm tăng kích thước, vì vậy thường phân bố trọng không gian của một vỏ hộp nguyên. Bề mặt ghép của vỏ hộp song song với mặt đế, phần trên gọi là nắp hộp, phần dưới gọi là thân hộp. Đối với hộp giảm tốc trục vít nên chọn mặt ghép nắp với thân là mặt đi qua bánh vít để việc lắp trục bánh vít và ổ được dễ dàng. Đường kính ngoài của trục vít cần bé hơn đường kính của lỗ gối đỡ trục để có thể đưa trục vít từ ngoài vào trong hộp. Bằng phương pháp này không cần làm mặt ghép đi qua trục của trục vít. Bố trí các tiết máy trong hộp Hình dáng của nắp và thân được xác định dựa vào số lượng và kích thước các bánh răng, vị trí các mặt ghép, sự phân bố các trục trong hộp. Quan hệ kích thước của các phần tử cấu tạo nên vỏ máy đúc bằng gang: -Chiều dày thành thân: d = 0,04A + 3 = 0,04.192 + 3 = 10,68 (mm) -Chiều dày thành nắp: d1 = 10 (mm) -Chiều dày mặt bích dưới của thành hộp: b = 1,5.d = 16,02(mm) -Chiều dày mặt bích trên của nắp hộp: b1 = 1,5.d1 = 15 (mm) -Chiều dày gân ở thân hộp: m = 0,9. d = 0,9.10,68 = 9,6(mm) -Chiều dày gân ở nắp hộp: m1 = 0,9. d1 = 9(mm) -Chiều dày mặt đế: p1 = 1,5d = 16,02(mm), p2 = 2,5d = 26,7(mm) -Đường kính bulông nền: dn = 16(mm), số lượng 4 -Đường kính các bulông: Ở cạnh ổ: d1 = 0,7dn = 0,7.16 = 12(mm) Ghép mặt bích nắp và thân: d2 = 0,6dn = 0,6.16 =10(mm) Ghép nắp ổ: d3 = 0,5dn = 0,5.16 = 8(mm) Ghép nắp cửa thăm: d4 = 0,375.16 = 6 (mm) -Khoảng cách C1 từ mặt ngoài của vỏ đến tâm các bulong: dn = 16, tra bảng 10-10a sách TKCTM trang 269 ta có: C1 = 22(mm) d1 = 11, C1 = 1,2d1 + 5,6 = 20(mm) d2 = 8, tra bảng 10-10a sách TK CTM trang 269 ta có: C1 = 13mm -Chiều rộng mặt bích K, (không kể chiều dài thân hoặc nắp hộp) dn = 16mm; C1 = 22mm; C2 = 1,3dn= 1,3.16=20,8mm; K= C1+C2= 42,8mm d1 = 12mm; C1 = 20mm; C2 = 1,3d1= 1,3.12=15,6mm; K= C1+C2= 35,6mm d2 = 8mm; C1 = 13mm; C2 = 1,3d2= 1,3.8=10,4mm; K= C1+C2= 23,4mm Ghép nắp và thân hộp Nắp hộp và thân hộp được ghép bằng bulông. Phần vỏ hộp làm gối đỡ trục có lỗ hình trụ tròn cấp chính xác 2. Khi xiết bulông để ghép nắp và thân bị sai lệch chút ít và có thể làm cho vòng ngoài của ổ có độ cứng thấp bị biến dạng. Đây là một trong những nguyên nhân làm cho ổ chóng hỏng. Ngoài ra mặt mút của gối đỡ cũng có thể không trùng nhau do đó nắp ổ tỳ vào vòng ngoài bị sai lệch. Để khắc phục hiện tượng trên người ta dùng hai chốt định vị, các chốt nên đặt càng xa nhau càng tốt. Trong một vài trường hợp do yêu cầu về cấu tạo, các chốt định vị lắp vào lỗ không thủng. Vì vậy để có thể tháo chốt dễ dàng, nên dùng chốt có ren trong và ren ngoài ở đầu chốt ; kích thước của chốt tra bảng 10-10c sách TK CTM trang 273. Mặt ghép nắp và thân hộp thường mài hoặc cạo để lắp sít, khi lắp giữa hai mặt này không dùng đệm lót mà thường tráng một lớp thủy tinh lỏng hoặc hoặc một lớp sơn đặc biệt. Để tháo nắp khỏi thân hộp được dễ dàng người ta thường dùng 2 ÷ 4 vít lắp vào nắp hộp, đầu vít tì vào thân. Khi tháo, cần vặn vít, đầu vít sẽ tách rời nắp và thân hộp. Những vấn đề khác của cấu tạo vỏ hộp - Để nâng hạ và vận chuyển hộp giảm tốc ta lắp các bulông vòng trên nắp hoặc làm vòng móc. Hiện nay vòng móc được dùng nhiều hơn. Vòng móc có thể làm trên nắp và trên thân hộp. Đường kính và chiều dày S của vòng móc chọn như sau : d = S = 3d = 60 mm - Để quan sát các chi tiết máy trong hộp và rót dầu vào hộp, trên đỉnh nắp hộp có bố trí cửa thăm. Cửa thăm dầu: Có làm thêm lưới lọc dầu : 1 - Nắp (CT3) 2 - Tay nắm thông hơi (CT3) 3 - Đệm (bìa cứng) 4 – Vít (CT3) ; Số lượng 4 Hình 18: Nắp thăm dầu -Để tháo dầu cũ, làm ở đáy hộp một lỗ tháo dầu. Đáy hộp nên làm nghiêng 1-20 về phía lỗ tháo dầu và ngay lỗ tháo dầu nên làm lõm xuống một ít. Bulông nút tháo dầu : Tra bảng (10-14) M16 ´ 1,5 ; a = 3; b = 12; f = 3; e = 2; q = 13,8 ; L = 23; D = 26 -Để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc dùng mắt chỉ dầu kiểu đèn ló d = 32 ; D = 60 ; D1 = 49 ; L = 12 ; Vít : M5 Bôi Trơn Hộp Giảm Tốc Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục bộ truyền trong hộp giảm tốc. Việc chọn hợp lý loại dầu, độ nhớt và hệ thống bôi trơn sẽ làm tăng tuổi thọ của các bộ truyền tức là nâng cao thời gian sử dụng máy. Các phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc Vì vận tốc của trục vít ≤ 10m/s nên dùng phương pháp bôi trơn ngâm dầu bằng cách ngâm bánh vít, trục vít hoặc các tiết máy phụ trong dầu chứa ở hộp. Nếu không ngâm được hết chiều cao của răng trục vít trong dầu thì lắp vòng vung qua dầu trên trục vít, dầu bắn lên bánh vít rồi theo răng dến bôi trơn chỗ ăn khớp. Dầu bôi trơn hộp giảm tốc Thường dùng các loại dầu sau đây để bôi trơn hộp giảm tốc: • Dầu công nghiệp được dùng rộng rãi để bôi trơn nhiều loại máy khác nhau. Bôi trơn bằng phương pháp lưu thông nên dùng dầu công nghiệp 45 • Dầu tuabin có chất lượng tốt nên thường dùng để bôi trơn các bộ truyền bánh răng quay nhanh. • Dầu ôtô máy kéo AK10 va AK15 cũng được dùng để bôi trơn hộp giảm tốc. Chọn độ nhớt của dầu bôi trơn trục vít theo bảng 10-18 sách TK CTM trang 285 Ứng với v = 2m/s: Chọn độ nhớt ở 500C là 280 centistoc. Chọn độ nhớt ở 1000C là 30 centistoc. Dựa vào độ nhớt chọn loại dầu ở bảng 10-20 sách TK CTM trang 286 chọn loại dầu công nghiệp 30 (ΓOCT 1707 – 51). Chọn Các Kiểu Lắp Trông Hộp Giảm Tốc - Mối ghép giữa trục và mayơ : H7/k6 - Mối ghép giữa then và rãnh trên trục : N9/h9 - Mối ghép giữa vòng trong ổ bi đỡ và trục : js6 - Mối ghép giữa vòng ngoài ổ bi đỡ và lỗ trên thân hộp : T21ô ( hay Js7 ) - Mối ghép giữa nắp ổ và lỗ trên thân hộp : H7/f7 (L1ô/L3ô) - Mối ghép giữa ống lót và lỗ trên thân hộp : H7 (L1ô ) - Mối ghép giữa vòng trong ổ đũa và trục: n6.( T4ô ) - Mối ghép giữa vòng trong ổ đũa và lỗ của ống lót : H7.(L1ô ) TÀI LIỆU THAM KHẢO Máy và thiết bị nâng –NXB Khoa Học Kĩ Thuật. Tác giả: Ts. Trương Quốc Thành - Ts. Phạm Quang Dũng. Máy và thiết bị nâng – chuyển NXB Xây Dựng - 2007. Tác giả: Phạm Huy Chính Saïch Thiãút kãú Chi Tiãút Maïy - Nhaì Xuáút Baín Giaïo Duûc - 1999. Taïc giaí: Nguyãùn Troüng Hiãûp - Nguyãùn Vàn Láùm Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – Tâp 1, 2 – NXB Giáo Dục. Tác giả: Trịnh Chất – Lê Văn Uyển Tính toán sử dụng các thiết bị nâng chuyển – NXB Xây Dựng. Tác giả: Phạm Huy Chính