Đồ án Chi tiết máy Hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

CHỌN ĐỘNG CƠ

a Xác định công suất cần thiết của động cơ

Theo công thức (2.9)[TKHDD - I] ta có:

 =  m ol  k br kn.đ m : Số cặp ổ lăn (m = 4); k : Số cặp bánh răng (k = 3)

Tra bảng (2.3) [TKHDD - I], ta được các hiệu suất:

ol= 0,99 ( ổ lăn được che kín)

đ = 0,95 (bộ truyền đai để hở )

Theo công thức (2.12),(2.14)[TKHDD - I] công suất tương đương trong trường hợp tải trọng thay đổi:

Theo công thức (2.8)[TKHDD - I] ta có công suất cần thiết:

Chọn tỉ số truyền sơ bộ cho toàn bộ hệ thống là usb, với truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp và truyền động đai (bộ truyền ngoài) là usbh, usbđ=3 Áp dụng công thức usb = usbh usbđ, ta tính được usb = 20.3 = 60.

Theo công thức (2.18)[TKHDD - I] ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ nsbđc: nsbđc = nlv usb = 38.60 = 2280 vg/ph

Theo bảng P1.2 Phụ lục với Pct = 13,65 kW Ta chọn được kiểu động cơ là : DK.63-2

Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau :

Kết luận: Động cơ DK.63-2 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế

II PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Ta đã biết u sb =u sbh u sbd Theo công thức (3.23)[TKHDD - I] ta có tỷ số truyền chung:

38 = 77,1 Theo công thức (3.25)[TKHDD - I] ta có tỷ số truyền của hộp giảm tốc:

3,15= 24,48 ; u h =u u 1 2 Trong đó : u1 : Tỉ số truyền cấp nhanh u2 : Tỉ số truyền cấp chậm

Tính lại giá trị uđai theo u1và u2 trong hộp giảm tốc uđai = 𝑢 𝑐

III XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT, MOMEN VÀ SỐ VÒNG QUAY

Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục của hệ dẫn động

Công suất trên các trục:

Plv kW ; nlv 8 vg/ph

Số vòng quay trên các trục:

Mô men xoắn trên các trục

Kết quả tính toán được ta ghi thành bảng sau:

XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT, MOMEN VÀ SỐ VÒNG QUAY

Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục của hệ dẫn động

Công suất trên các trục:

Plv kW ; nlv 8 vg/ph

Số vòng quay trên các trục:

Mô men xoắn trên các trục

Kết quả tính toán được ta ghi thành bảng sau:

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Ta đi thiết kế bộ truyền đai với các thông số kỹ thuật như sau

Số vòng quay trục dẫn: n = 2930 v/p

2 Xác định các thông số của bộ truyền đai

Dựa vào sơ đồ (4.1) [TKHDD - I] chọn đai có tiết diện Б

Tra bảng (4.13) [TKHDD - I] ta có:

𝑏 𝑡 mm; b mm; h,5 mm; 𝑦 0 =4 mm; A8 𝑚𝑚 2 Đường kính bánh đai nhỏ:

Dựa vào bảng (4.13), (4.21)[TKHDD - I] chọn đường kính đai nhỏ 𝑑 1 = 140𝑚𝑚

Kiểm tra vận tốc đai: 𝑣 = 𝜋.𝑑 1 𝑛 1

𝑠 < 25𝑚/𝑠 (thỏa vận tốc cho phép) Đường kính bánh đai lớn:

Dựa vào bảng (4.21) [TKHDD - I] chọn 𝑑 2 = 450 mm

Tỷ số truyền thực của bộ truyền đai:

140(1 − 0,01)= 3,247 Sai lệch tỷ số truyền:

3,247 100% =2,987% < 4% (không vượt phạm vi cho phép)

Xác định khoảng cách trục a và chiều dài l theo tỷ số truyền 𝑢 𝑑𝑡 :

Dựa vào bảng (4.14) [TKHDD - I] ta có: a/𝑑 2 =0,988 a =0,988 𝑑 2 = 444,6 mm

Kiểm tra a theo công thức (4.14) [TKHDD - I]:

Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ theo công thức (4.15)[TKHDD - I]:

Tính chính xác lại khoảng cách trục a theo công thức (4.6) [TKHDD - I] :

Tính gốc ôm đai theo công thức(4.7) [TKHDD - I] :

Số đai z được tính theo công thức (4.16) [TKHDD - I] :

|𝑃 0 | 𝑐 𝛼 𝑐 1 𝑐 𝑢 𝑐 𝑧 Tra bảng (4.19) [TKHDD - I] ta có: 𝑃 0 = 5,34 kW

Tra bảng (4.7) [TKHDD - I] ta có: 𝐾 đ = 1,2

Tra bảng (4.15) [TKHDD - I] ta có: 𝑐 𝛼 = 0,92

Tra bảng (4.16) [TKHDD - I] ta có: 𝑐 1 = 1

Tra bảng (4.17) [TKHDD - I] ta có: 𝑐 𝑢 = 1,14

Tra bảng (4.18) [TKHDD - I] ta có: 𝑐 𝑧 = 0,95

Tính chiều rộng bánh đai theo công thức (4.17) [TKHDD - I] :

Tính đường kính ngoài của bánh đai theo công thức (4.18) [TKHDD - I] :

Lực căng trên một đai tính theo công thức (4.19) [TKHDD - I] :

Theo công thức (4.20) [TKHDD - I] ta có: 𝐹 𝑣 = 𝑞 𝑚 𝑣 2

Tra bảng (4.22) [TKHDD - I] ta có 𝑞 𝑚 = 0,178

Lực tác dụng lên trục tính theo công thức (4.21) [TKHDD - I] :

- Đường kính đai lớn: 450mm

- Đường kính đai nhỏ: 140mm

- Lực căng trên một đai: 193,3N

- Lực tác dụng lên trục chính: 1126,08N

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

I Chọn vật liệu và tính ứng suất cho phép

Bộ truyền được bôi trơn tốt giúp giảm thiểu hỏng hóc, chủ yếu chỉ xảy ra tình trạng tróc rỗ bề mặt răng, do đó cần tính toán theo ứng suất tiếp xúc Với việc không có yêu cầu đặc biệt nào và nhằm thống nhất hóa trong thiết kế, chúng ta lựa chọn vật liệu cho hai cấp bánh răng như sau.

Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241285 có:

b1 = 850 MPa ;ch 1 = 580 MPa Chọn HB1 = 250 (HB)

Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192240 có:

b2 = 750 Mpa ;ch 2 = 450 MPa Chọn HB2 = 230 (HB)

2 Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở

Tra bảng (6.2) [TKHDD - I] ta có:

3 Số chu kỳ làm việc cơ sở

NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn

NFO = 4 10 6 với tất cả các loại thép

4 Số chu kỳ làm việc tương đương

N = c n  t T T t t c =1: Số lần ăn khớp trong một vòng quay

Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét

Ta có : NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1

Ta có : NHE2 > NHO2 => KHL2 = 1

N = c n  t T T t t mF = 6: Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn

Ta có : NFE1 > NFO1 => KFL1 = 1

Ta có : NFE2 > NFO2 => KFL2 = 1

5 Xác định sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép

Chọn sơ bộ ZRZVKxH = 1     H =   H lim K HL S H

Tra bảng (6.2) [TKHDD - I] ta có:

SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc SH =1,1

- Với bộ truyền sử dụng bánh răng thẳng:

- Với bộ truyền sử dụng bánh răng nghiêng:

6 Ứng suất uốn cho phép

KFC : hệ số ảnh hưởng đặt tải, KFC = 1 do bộ truyền quay một chiều;

Tra bảng (6.2) [TKHDD - I] ta có: SF = 1,75

Chọn sơ bộ YRYSKxF = 1    F =  F  lim K K FC FL S F

[F2] = 414.1.1 / 1,75 = 236,57 Mpa Ứng suất quá tải cho phép:

II Thiết kế cấp nhanh

Số vòng quay bánh dẫn: n = 930,16 vg/ph

2 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng

𝛹 𝑏𝑎 = 0,4 => 𝛹 𝑏𝑑 = 0,53 𝛹 𝑏𝑎 (𝑢 1 + 1) = 0,53.0,3(6,504 + 1) = 1,59 Tra ở sơ đồ 7 bảng (6.7) [TKHDD - I] có:

Theo công thức (6.15a) [TKHDD - I] ta có: aw1 = Ka(u1+1)

Tra bảng (6.5) [TKHDD - I]: Ka = 49,5 Mpa 1/3

Thay số ta được : aw1= 49,5.(6,504+1) √ 134909,05.1,06

Theo tiêu chuẩn ta chọn: aw1 = 250 mm

Theo công thức (6.17) [TKHDD - I] ta có: m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02)250 = 2,5÷5

Theo công thức (6.19) [TKHDD - I] ta có:

Do đó tỉ số truyền thực là: um1 = 176/27= 6,52

Sai số tương đối tỷ số truyền:

5 Xác định kích thước bộ truyền

Để tính toán các đường kính trong hệ thống bánh răng, ta có công thức 2cos(𝛽) = 2,5(27 + 176)/[2cos(0)] = 253,75 mm Đường kính vòng chia được xác định là d1 = m.Z1 = 2,5.27 = 67,5 mm và d2 = m.Z2 = 2,5.176 = 440 mm Đường kính vòng lăn tương ứng là dw1 = d1 và dw2 = d2 Đường kính vòng đỉnh được tính như sau: da1 = d1 + 2m = 67,5 + 2.2,5 = 72,5 mm và da2 = d2 + 2m = 440 + 2.2,5 = 445 mm Cuối cùng, đường kính vòng đáy được xác định bằng df1 = d1 – 2,5m = 67,5 – 2,5.2,5 = 61,25 mm và df2 = d2 – 2,5m = 440 – 2,5.2,5 = 433,75 mm.

Bề rộng răng: b = aw 𝛹 𝑏𝑎 = 253,75.0,4 = 101,5 mm

6 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền

Vì v < 4 m/s tra bảng (6.13) [TKHDD - I] chọn cấp chính xác 8

7 Lực tác dụng lên bộ truyền

Theo công thức 5.5 [CSTKM&CTM]:

Fr1 = Fr2 = Ft1tanαw = 3997,3.tan(20 o ) = 1454,9 N

Fn1 = Fn2 = Ft1/cosαw = 3997,3/cos(20) = 4253,8 N

8 Hệ số tải trọng động

Với vận tốc v = 3,28 m/s và cấp chính xác 8 tra bảng 6.14 [TKHDD - I] :

9 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc Điều kiện: H  [H] công thức (6.33) [TKHDD - I] :

ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu

Tra bảng 6.5[TKHDD - I] Zm= 274 Mpa 1/3

ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;

Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Tra bảng (6.16) [TKHDD - I] chọn go= 61

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :    H = (   H lim S Z Z K K H ) R V xH HL

Cấp chính xác động học là 8, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 10÷40 m Do đó ZR = 0,95

Vậy thỏa điều kiện bền tiếp xúc

10 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

Yêu cầu F  [F] Công thức (6.43)(6.44) [TKHDD - I]:

Tra bảng (6.7) [TKHDD - I] ta có KF = 1,15 ;

Do bánh răng thẳng nên KF = 1;

Tra bảng (6.16) [TKHDD - I]: chọn go= 61;

Với ZV1 = 27, ZV2 = 176 tra bảng (6.18) [TKHDD - I] thì YF1= 3,9, YF2= 3,55; Thay số:

Tính ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.2) [TKHDD - I] :

Hệ số ảnh hưởng độ nhám : YR = 1 khi phay và mài răng

Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:

Ys = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016 da < 400 => KxF = 1

F1 < [F1]; F2 < [F1] => Độ bền uống được thỏa

11 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Tra bảng phụ lục P1.2 ta có:Kqt = Tmax/Tdn = 2,9

Răng thỏa điều kiện quá tải

III Thiết kế cấp chậm

Số vòng quay bánh dẫn: n = 143,01 vg/ph

2 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng

𝛹 𝑏𝑎 = 0,5 => 𝛹 𝑏𝑑 = 0,53 𝛹 𝑏𝑎 (𝑢 2 + 1) = 0,53.0,5(3,764 + 1) = 1,26 Tra ở sơ đồ 3 bảng (6.7) [TKHDD - I] có:

Theo công thức (6.15a) [TKHDD - I] ta có: aw2 = Ka(u2+1)

Tra bảng (6.5) [TKHDD - I]: Ka = 43 Mpa 1/3

Thay số ta được : aw2= 43.(3,764+1) √842745,26 1/2.1,2

Theo tiêu chuẩn ta chọn: aw2 = 280 mm

Theo công thức (6.17) [TKHDD - I] ta có: m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02)280 = 2,8÷5,6

Theo tiêu chuẩn chọn m = 5 Đối với bánh răng nghiêng ngoài số răng ta còn phải chọn góc nghiêng β theo điều kiện: 30 o ≤ β ≤ 40 o

Do đó tỉ số truyền thực là: um2 = 76/20 = 3,8

Sai số tương đối tỷ số truyền:

5 Xác định kích thước bộ truyền

Để tính toán các đường kính trong hệ thống bánh răng, ta có công thức 2cos(𝛽) = 5(20 + 76)/(2.0,86) = 280 mm Đường kính vòng chia được xác định là d1 = m.Z1/cosβ = 5.20/0,86 = 116,3 mm và d2 = m.Z2/cosβ = 5.76/0,86 = 442 mm Đường kính vòng lăn tương ứng là dw1 = d1 và dw2 = d2 Đường kính vòng đỉnh được tính như sau: da1 = d1 + 2m = 116,3 + 2.5 = 126,3 mm và da2 = d2 + 2m = 442 + 2.5 = 452 mm Cuối cùng, đường kính vòng đáy được tính bằng df1 = d1 – 2,5m = 116,3 – 2,5.5 = 103,8 mm.

Bề rộng răng: b = aw 𝛹 𝑏𝑎 = 280.0,5 = 140 mm

6 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền

Vì v < 4 m/s tra bảng (6.13) [TKHDD - I] chọn cấp chính xác 9

7 Lực tác dụng lên bộ truyền

Theo công thức 5.5 [CSTKM&CTM]:

Fr1 = Fr2 = Ft1tanαw /cosβ= 7246,3tan(20 o ) /0,86 = 3066,8 N

Fa1 = Fa2 = Ft1.tanβ = 7246,3.tan30,68 o = 4299,1 N

Fn1 = Fn2 = Ft1/(cosαw cosβ)= 7246,3/[cos(20).0,86] = 8966,7 N

8 Hệ số tải trọng động

Với vận tốc v = 0,87 m/s và cấp chính xác 9 tra bảng 6.14 [TKHDD - I] :

9 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc Điều kiện: H  [H] công thức (6.33) [TKHDD - I] :

ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu

Tra bảng 6.5[TKHDD - I] Zm= 274 Mpa 1/3

ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;

Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Tra bảng (6.16) [TKHDD - I] chọn go= 73

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :    H = (   H lim S Z Z K K H ) R V xH HL

Cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 Khi đó cần gia công đạt độ nhám là ZR = 1

H Răng thỏa điều kiện tiếp xúc

10 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

Yêu cầu F  [F] Công thức (6.43)(6.44) [TKHDD - I]:

Tra bảng (6.7) [TKHDD - I] ta có KF = 1,41 ;

Tra bảng (6.16) [TKHDD - I]: chọn go= 73;

Với ZV1 = 31,4, ZV2 = 119,5 tra bảng (6.18) [TKHDD - I] thì

Tính ứng suất uốn cho phép theo công thức (6.2) [TKHDD - I] :

Hệ số ảnh hưởng độ nhám : YR = 1 khi phay và mài răng

Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:

Ys = 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln(5) = 0,97 da < 400 => KxF = 1

[F2] = 236,57.0,97= 229,47 Mpa F2 < [F1] Độ bền uốn được thỏa

11 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Tra bảng phụ lục P1.2 ta có:Kqt = Tmax/Tdn = 2,9

Răng thỏa điều kiện quá tải

Các thông số Cấp nhanh Cấp chậm

Số vòng quay n (vg/ph) 930,16 143,01

Khoảng cách trục aw (mm) 253,75 280

Góc nghiêng răng 0 30,68 Đường kính vòng chia d (mm): Bánh dẫn

440 442 Đường kính vòng đỉnh da (mm): Bánh dẫn

445 452 Đường kính vòng đáy df (mm): Bánh dẫn

Chiều rộng vành răng bw (mm) 101,5 140

THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN HỘP GIẢM TỐC

CHỌN VÀ TÍNH CÁC THÔNG SỐ BAN ĐẦU

1 Chọn vật liệu và phân tích lực

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép hợp kim 20X, thắm cacbon có

b= 600 MPa; σch = 400 MPa Ứng suất xoắn cho phép [] = 15÷30 Mpa

2 Xác định sơ bộ đường kính trục

Theo công thức (10.9) [TKHDD - I] đường kính trục thứ k với k =1,2,3:

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

Tra bảng (10.2) [TKHDD - I] , ta được chiều rộng ổ lăn b1 = 21; b2 = 27; b3 = 39; Chiều dài mayo bánh đai: lm12 = (1,2÷1,5)d1 = (1,2÷1,5)35 = 42÷52,5 chọn lm12 = 50 mm

Chiều dài mayo bánh răng:

Trục 1: chọn bằng chiều rộng bánh răng: lm11 = 101,5mm

Trục 2: lm22 = (1,2÷1,5)d2 = (1,2÷1,5)50 = 60÷75 chọn lm22 = lm24 = 140 mm

Chiều dài mayo nửa khớp nối: lm33 = (1,4÷2,5)d3 = (1,4÷2,5)80 = 112÷200 chọn lm33 = 200 mm

Chọn khoảng cách k1, k2, k3, hn: k1 = 10 k2 = 8 k3 = 15 hn = 18

Trục 2: l22 = 0,5(lm22 + b2) + k1 + k2 = 0,5(140 + 27) + 10 + 8 = 101,5 mm l23 = l22 + 0,5(lm22 + lm23) + k1 = 101,5 + 0,5(140 + 101,5) + 10 = 232,25 mm l24 = 2l23 – l22 = 2.223 – 94 = 363 mm l21 = 2l23 = 2.223 = 464,5 mm

Trục 1: l12 = l23 = 232,25 mm l11 = l21 = 464,5 mm l13 = 2l12 + lc11 = 2.232,25 + 0,5(lm12 + b1) + k3 + hn = 533 mm

Trục 3: l31 = l21 = 464,5 mm l32 = l22 = 101,5 mm l33 = l24 = 363 mm l34 = l31 + lc34 = 464,5 + 0,5(lm33 + b3) + k3 +hn = 617 mm

TÍNH ĐƯỜNG KÍNH CÁC ĐOẠN TRỤC

1 Tính các lực tác dụng lên trục

Các thành phần lực trong thiết kế được biểu diễn như hình vẽ phần trên

Lực tác dụng của đai lên trục như đã tính ở trên thì Fđ = 1126,08 N

Lực tác dụng của khớp nối: FK = (0,2  0,3) 2T3/D0 , với T3= 3045947,37 Nmm

Tra bảng (16.10a) [TKHDD - II]: chọn D0 = 250 mm

Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia làm ba thành phần:

Ft: Lực vòng; Fr: Lực hướng tâm; Fa: Lực dọc trục;

Cặp răng trụ răng thẳng:

Cặp răng trụ răng nghiêng:

Phương trình cân bằng theo phương x: ΣMA = 0

Phương trình cân bằng theo phương y: ΣMA = 0

FrC.lAC – RBy.2.lAC + Fđ.lAD = 0

RBy = (FrC.lAC + Fđ.lAD)/(2lAC )= (1454,9.232,25 + 1126,08.533)/(2.232,25)

Sử dụng phương pháp mặt cắt:

Phương trình momen đối với trục x: Đoạn AC: (0 ≤ z1 ≤ 232,25mm)

𝑀 𝑥𝐵𝐷 = 0 𝑁𝑚𝑚 Phương trình momen đối với trục y: Đoạn AC: (0 ≤ z1 ≤ 232,25mm)

Momen uốn tổng Mj và Momen tương đương Mtd tại các thiết diện j trên chiều dài trục được tính theo công thức (10.15),(10.16) [TKHDD - I] :

M = + , Tính lần lượt ta có:

Tính đường kính trục tại các thiết diện j theo công thức (10.17) [TKHDD - I]:

Tra bảng (10.5) [TKHDD - I] với thép chế tạo trục là thép hợp kim ta có [ ] = 67,5 Vậy lần lượt ta có các đường kính trục:

Xuất phát từ yêu cầu chuẩn hoá ta chọn các đường kính trục như sau: d1A= d1B = 40 mm; d1C = 42mm; d1D 0 mm

Phương trình cân bằng theo phương x: ΣMA = 0

-FtB.lAB – FtC.lAC – FtD.lAD + REx.lAE = 0

REx = (FtB.lAB + FtC.lAC + FtD.lAD)/lAE = (7246,3.101,5 + 3997,3.232,25 +

RAx - FtB - FtC - FtD + REx = 0

RAx = FtB + FtC + FtD - REx = 7246,3 +3997,3 +7246,3 – 9244,95

Phương trình cân bằng theo phương y: ΣMA = 0

FrB.lAB – FrC.lAC + FrD.lAD + REy.lAE = 0 x y z

REy = (- FrB.lAB + FrC.lAC - FrD.lAD)/lAE = (-3066,8.101,5 + 1454,9.232,25 – 3066,8.363)/464,5

-RAy - FrB + FrC - FrD - REy = 0

RAy = - FrB + FrC - FrD - REy = -3066,8 +1454,9 – 3066,8 + 2339,35

Sử dụng phương pháp mặt cắt:

Phương trình momen đối với trục x: Đoạn AB: (0 ≤ z1 ≤ 101,5mm)

MxCD = -RAy(232,25 + z3) – FrB(130,75 +z3) + FrC.z3 + FaB.116,3/2 =>

𝑀 𝑥𝐷𝐸 = 23744,025𝑁𝑚𝑚 Phương trình momen đối với trục y: Đoạn AB: (0 ≤ z1 ≤ 101,5mm)

Momen uốn tổng Mj và Momen tương đương Mtd tại các thiết diện j trên chiều dài trục được tính theo công thức (10.15),(10.16) [TKHDD - I] :

M = + , Tính lần lượt ta có:

Tính đường kính trục tại các thiết diện j theo công thức (10.17) [TKHDD - I]:

Tra bảng (10.5) [TKHDD - I] với thép chế tạo trục là thép hợp kim ta có [ ] = 60 Vậy lần lượt ta có các đường kính trục:

Xuất phát từ yêu cầu chuẩn hoá ta chọn các đường kính trục như sau: d2A= d2E = 50 mm; d2C = 70 mm; d2D =d2B = 65 mm

Phương trình cân bằng theo phương x: ΣMA = 0

Fk.lAE – FtB.lAB – FtC.lAC + RDx.lAD = 0

RDx = (-Fk.lAE + FtB.lAB + FtC.lAC)/lAD = (-5000.152,5 +7246,3.101,5 +

Fk - RAx + FtB + FtC - RDx = 0

RAx = Fk + FtB + FtC - RDx = 5000 + 7246,3 + 7246,3 – 5604,7

Phương trình cân bằng theo phương y: ΣMA = 0

FrB.lAB + FrC.lAC –RDy.lAD = 0

RDy = (FrB.lAB + FrC.lAC)/lAD = (3066,8.101,5 + 3066,8.363)/464,5

Sử dụng phương pháp mặt cắt:

Phương trình momen đối với trục x: Đoạn EA: (0 ≤ z1 ≤ 152,5mm)

𝑀 𝑥𝐶𝐷 = 0 𝑁𝑚𝑚 Phương trình momen đối với trục y: Đoạn EA: (0 ≤ z1 ≤ 152,5mm)

Momen uốn tổng Mj và Momen tương đương Mtd tại các thiết diện j trên chiều dài trục được tính theo công thức (10.15),(10.16) [TKHDD - I] :

M = + , Tính lần lượt ta có:

Mtd3C = √638820,9 2 + 568877,05 2 + 0,75 3045947,37 2 = 2773095,7𝑁𝑚𝑚 Tính đường kính trục tại các thiết diện j theo công thức (10.17) [TKHDD - I]:

Tra bảng (10.5) [TKHDD - I] với thép chế tạo trục là C45 ta có [ ] = 57 Vậy lần lượt ta có các đường kính trục:

Xuất phát từ yêu cầu chuẩn hoá ta chọn các đường kính trục như sau: d3D = d3E = d3A = 80 mm; d3B = 85 mm; d3C = 85 mm

3 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Chọn vật liệu cho trục là thép hợp kim 20X với độ bền kéo σb = 600 MPa Giới hạn mỏi uốn σ-1 được tính là 0,436σb, tương đương 261,6 MPa, trong khi giới hạn mỏi xoắn τ-1 là 0,58σ-1, tương đương 151,7 MPa.

≥ [𝑠] = 2,5 ÷ 3(𝑘ℎô𝑛𝑔 𝑐ầ𝑛 𝑘𝑖ể𝑚 𝑡𝑟𝑎 độ 𝑐ứ𝑛𝑔) sσj là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp Theo công thức (10.20) [TKHDD - I] :

39 sτj là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp Theo công thức (10.21) [TKHDD - I] :

𝛹 𝜎 = 0,05; 𝛹 𝜏 = 0 Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng Theo công thức (10.22) [TKHDD - I]:

Trục quay một chiều chịu ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động, với công thức tính ứng suất như sau: 𝜎 𝑚𝑗 = 0; 𝜎 𝑎𝑗 = 𝑀 𝑢𝑗 /𝑊 Theo công thức (10.23) [TKHDD - I], ta có τmj = τaj = τmaxj/2 = Tj/(2Woj) Để đảm bảo độ bền mỏi, cần kiểm tra các tiết diện nguy hiểm dựa trên kết cấu và biểu đồ momen trục.

Trục 1: tiết diện C1 lắp bánh răng

Trục 2: tiết diện B2, C2 lắp bánh răng

Trục 3: tiết diện C3 lắp bánh răng

Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh đai, nối trục, bánh răng theo k6 kết hợp với lắp then

Momen cản uốn W đối với trục có 1 then Tra bảng (10.6) [TKHDD - I]:

𝑑 𝑗 Moment cản xoắn Wo đối với trục có 1 then Tra bảng (10.6) [TKHDD - I]:

2𝑑 𝑗 Tra bảng (9.1a) [TKHDD - I] ta có kích thước then bằng, trị số momen cản uốn và xoắn ứng với các tiết diện trục như sau:

Tiết diện Đường kính trục (mm) bxh t1 Wj Woj

Kσdj và Kτdj xác định theo công thức (10.25); (10.26) [TKHDD - I]:

Tra bảng (10.8);(10.9) [TKHDD - I] ta có:

Các trục được gia công bằng máy tiện,tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt độ nhám Ra = 2,5÷0,63 Kx = 1,1

Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên Ky = 1

Tra bảng (10.11) [TKHDD - I] và kết quả tính toán được ghi vào bảng sau:

Tiết diện d(mm) Kσ/εσ Kτ/ετ Kσd Kτd 𝑠 𝜎 𝑠 𝜏 σaj τaj s

Ta thấy các tiết diện nguy hiểm trên trục đều đảm bảo an toàn về mỏi

4 Kiểm nghiệm độ bền của then

Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức (9.1) [TKHDD - I]:

𝑑 𝑙 (ℎ − 𝑡 1 )Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo công thức (9.2) [TKHDD - I]:

𝑑 𝑙 𝑏 Với lt = (0,8÷0,9)lm = (0,8÷0,9) (1,2÷1,5)d Đối với then đầu tròn thì lt = l - b

Tính và chọn theo tiêu chuẩn ta có chiều dài then được cho trong bảng (9.1a) [TKHDD I]

Ta có bảng kiểm nghiệm then như sau:

Tra bảng (9.5) [TKHDD I]: then lắp cố định, tải trọng va đập nhẹ:

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo yêu cầu về độ bền dập và độ bền cắt

TÍNH TOÁN CHỌN Ổ

TRỤC

Do tổng lực dọc trục tác dụng lên trục 1 bằng 0, chúng ta sẽ chọn ổ bi đỡ cho trục 1 Qua tính toán, đường kính trục 1 tại vị trí lắp ổ là 40 mm Dựa vào bảng (P 2.7) [TKHDD - I], ổ bi đỡ cỡ trung được chọn là ký hiệu 308 với các thông số: đường kính trong d = 40 mm, chiều rộng B = 23 mm, đường kính ngoài D = 90 mm, lực chịu tải C = 31,9 kN và lực chịu tải tĩnh C0 = 21,7 kN.

Ta có phản lực tại gối tựa A là:

Phản lực tại gối tựa B là:

Ta tính cho gối đỡ B vì có lực Fr2 lớn hơn

Theo công thức (11.3) [TKHDD - I] với lực dọc trục bên ngoài Fa = 0 thì tải trọng quy ước: Q=X V F k d r t d

Trong đó: đối với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X=V=1(vòng trong quay); k t = 1

(nhiệt độ 100 0 C ); d d =1 (tải trọng tĩnh) Vậy có:

 Q = 1.1.2841, 4.1.1 = 2841, 4(N) Theo công thức (11.1) [TKHDD - I] khả năng tải động: m d Q L

Tra bảng (11.2), (P2.15) [TKHDD - I] ta có: Lh 000h

Nhận thấy C < Cbảng = 31,9 kN Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động

Vì đặc tính của bộ truyền là làm việc êm nên khả năng tải tĩnh của ổ cũng luôn đảm bảo khả năng.

TRỤC

Do tổng lực dọc trục tác dụng lên trục 2 bằng 0, ta chọn ổ bi đỡ cho trục 2 Đường kính trục 2 tại vị trí lắp ổ được tính là 50 mm Theo bảng (P 2.7) [TKHDD - I], ổ bi đỡ cỡ nặng được chọn là 410 với các thông số: d = 50 mm, B = 1 mm, D = 130 mm, C = 68,5 kN và C0 = 53 kN.

Ta có phản lực tại gối tựa A là:

Phản lực tại gối tựa D là:

F r = Rx +Ry = N Theo công thức (11.3) [TKHDD - I] với lực dọc trục bên ngoài Fa = 0 thì tải trọng quy ước:

Trong đó: đối với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X=V=1(vòng trong quay); k t = 1

(nhiệt độ 100 0 C ); d d =1 (tải trọng tĩnh) Vậy có:

 Q = 1.1.9536, 3.1.1 = 9536, 3(N) Theo công thức (11.1) khả năng tải động:

Tra bảng (11.2), (P2.15) [TKHDD - I] ta có: Lh@000h

Dựa trên kết quả tính toán, C < Cbảng = 68,5 kN cho thấy ổ đã chọn đáp ứng đầy đủ khả năng tải động Đồng thời, với đặc tính hoạt động êm ái của bộ truyền, khả năng tải tĩnh của ổ cũng được đảm bảo.

TRỤC III

Do tổng lực dọc trục tác dụng lên trục 3 bằng 0, nhưng các phản lực tác dụng lên ổ rất lớn, nên cần chọn ổ đũa trụ ngắn để đỡ cho trục 3 Tính toán cho thấy đường kính trục 3 tại vị trí lắp ổ là 80 mm Theo bảng (P 2.8) [TKHDD - I], ta chọn đũa đỡ cỡ nặng, ký hiệu 416, với các thông số: d = 80 mm; B H mm; D = 200 mm; C = 128 kN; C0 = 128 kN.

Ta có phản lực tại gối tựa A là:

Phản lực tại gối tựa D là:

Do Fr1 lơn hơn nên ta sẽ tính trục tại A

Theo công thức (11.3) [TKHDD - I] với lực dọc trục bên ngoài Fa = 0 thì tải trọng quy ước:

Trong đó: đối với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X=V=1(vòng trong quay); k t = 1

(nhiệt độ 100 0 C ); d d =1 (tải trọng tĩnh) Vậy có:

 Q = 1.1.14222, 5.1.1 14222, 5 = (N) Theo công thức (11.1) [TKHDD - I] khả năng tải động: m d Q L

Tra bảng (11.2), (P2.15) [TKHDD - I] ta có: Lh 0000h

Nhận thấy rằng C < Cbảng = 128 kN, ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động Đặc tính làm việc êm của bộ truyền cũng cho thấy khả năng tải tĩnh của ổ luôn được đảm bảo.

Ta sẽ chọn ổ như sau:

Trục Thông số d(mm) D(mm) B (mm) C(KN) C0(KN)

THIẾT KẾ KẾT CẤU VỎ HỘP GIẢM TỐC

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

-Vật liệu là gang xám GX 15-32

-Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết thuận tiện

-Bề mặt lắp nắp và than được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít , khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt

-Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 2 o Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản như sau:

+ thân hộp δ = 0,03a + 3 = 0,03.280 + 3 = 11,4 (mm) > 6 (mm) (chọn 11mm ) + nắp hộp δ1 = 0,9 δ = 9,9 (mm) (chọn 10 mm )

Bu lông nền (d1): d1 > 0,04a+10 !,2mm >12 mm chọn d1 mm

Bu lông cạnh ổ (d2): d2 = (0,7 ÷ 0,8 ) d1 = 14 ÷ 16 mm chọn d2 = 16mm

Bu lông ghép bích nắp và thân (d3): d3=(0,8÷0,9)d2 = 12,8÷14,4 mm chọn d3mm

Vít ghép nắp ổ (d4): d4 =(0,6÷ 0,7)d2 = 9,6÷11,2mm chọn d4 = 10mm

Vít ghép nắp cửa thăm (d5): d5 = (0,5÷ 0,6 ) d2 = 8÷9,6mm chọn d5 = 8mm 4/ Mặt bích nắp và thân

Chiều dày bích thân hộp (S3): S3 = (1,4 ÷ 1,8 ) d3 = 25mm

Chiều dày bích nắp hộp (S4): S4 = (0,9÷ 1 ) S3 = 25mm

Bề rộng bích nắp và thân (k3 ): Chọn k3 = 45

5/ Kích thướt gối trục: chọn D0 Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3 , D2 (tra bảng (18.2 ) [2])

Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ(k2 ): K2 = E2 + R2 + ( 3 ÷ 5) mm = 49,4÷51,4 mm.Chọn k2 = 50

Tâm bu lông cạnh ổ: E2 và C ( k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lổ )

E2 = 1,6 d2 %,6 ( không kể chiều dày thành hộp )

C = D3/ 2, phải đảm bảo k > 1,2 d2 = 19,2 mm h = 8 mm

Chiều dày: khi không có phần lồi (S1): S1 = ( 1,3 ÷ 1,5 ) d1 = 26 mm

Bề rộng mặt đế hộp, k1 và q: k1 = 3d1 = 60 mm , q ≥ k1 +2.δ = 72 mm 7/ Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa các bánh răng với thành trong hộp: ∆ ≥ ( 1 ÷ 1,2 ) δ = 12mm

Giữa đỉnh răng với đáy hộp: ∆t ≥ ( 3 ÷ 5 ) δ = 40mm

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau: ∆1 ≥ δ = 12 ( mm)

CÁC CHI TIẾT PHỤ

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn hoặc biến chất, do đó cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, hộp được trang bị lỗ tháo dầu ở đáy, và lỗ này được bịt kín bằng nút tháo dầu trong quá trình làm việc Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu rất quan trọng để đảm bảo quá trình thay dầu diễn ra thuận lợi.

Theo bảng 18.7 Dùng nút tháo dầu trụ: d b m f L c q D S D0

Dùng để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc, để đảm bảo mức dầu luôn ở mức cho phép để các chi tiết được bôi trơn tốt

Nút thông hơi là một thành phần quan trọng trong hộp giảm tốc, giúp người sử dụng dễ dàng quan sát các bộ phận bên trong cũng như thuận tiện khi lắp đặt và đổ dầu Để tạo điều kiện thuận lợi, cửa thăm được thiết kế trên đỉnh hộp, với nút thông hơi có kích thước phù hợp.

Để đảm bảo vị trí chính xác giữa nắp và thân sau khi gia công và lắp ghép, việc sử dụng hai chốt định vị là rất cần thiết Chốt định vị giúp ngăn chặn sự biến dạng của vòng ngoài ổ khi xiết bulông, từ đó giảm thiểu nguy cơ hỏng hóc cho ổ.

Ta chọn chốt định vị là chốt côn d c x 45 0

5 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp

- Bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc:

Trong thiết kế bánh răng, điều kiện bôi trơn d22/d21 = 1,1 1,3 đã được đáp ứng, do đó phương pháp bôi trơn bằng dầu được lựa chọn Mức dầu trong hộp giảm tốc phải ngập hết chiều rộng của bánh răng côn lớn, với mức thấp nhất là ngập đỉnh răng của bánh răng côn lớn Để chọn dầu bôi trơn, ta tham khảo bảng 18.11 trong tài liệu tttkhdđck tập 2, với độ nhớt ở 50°C là 80/11, và từ đó tra bảng 18.13 để chọn dầu ô tô máy kéo AK-20 Lượng dầu bôi trơn thường khoảng 0,4 đến 0,8 lít cho mỗi 1 kW công suất truyền.

Do vận tốc vòng của bộ truyền v = 3,4 m/s nên ta dùng dầu để bôi trơn

Dầu được dẫn đến bôi trơn ổ dới dạng bắn toé sương mù

DUNG SAI LẮP GHÉP

Dựa vào kết cấu làm việc, chết độ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau:

1 Dung sai và lắp ghép bánh răng:

Chịu tải vừa , thay đổi va đập nhẹ vì thế ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6

2 Dung sai lắp ghép ổ lăn:

Khi lắp ổ lăn ta cần lưu ý:

Lắp vòng trong trên trục và vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống lỗ và trục Để đảm bảo các vòng ổ không bị trơn trượt trong quá trình hoạt động, nên chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay Đối với các vòng không quay, kiểu lắp có độ hở là lựa chọn phù hợp.

Vì vậy khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ ta chọn H7

3 Dung sai khi lắp vòng chắn dầu:

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

4 Dung sai khi lắp vòng lò xo ( bạc chắn ) trên trục tuỳ động:

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

5 Dung sai lắp ghép then lên trục:

Theo chiều rộng ta chọn kiểu lắp trên trục là P9 và kiểu lắp trên bạc là D10

Bảng dung sai lắp ghép:

Kiểu lắp Trục I Trục II Trục III