Đồ án chi tiết máy hộp giảm tốc 2 cấp khai triển

Hộp giảm tốc 2 cấp khai triển do sinh viên trường đại học Kỹ thật Công nghiệp Thái Nguyên thực hiện. nếu có nhu cầu cần tìm tài liệu bản vẽ các loại hộp giảm tốc vui lòng liên hệ qua zalo: 03548511915

Chọn động cơ điện

1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ điện

Trong ngành công nghiệp, việc lựa chọn động cơ phù hợp là rất quan trọng, không chỉ đảm bảo hiệu quả kinh tế mà còn đáp ứng các yêu cầu kỹ thuật Dưới đây là một số loại động cơ phổ biến thường được sử dụng.

Động cơ điện một chiều nổi bật với khả năng điều chỉnh tỷ số mômen và vận tốc góc linh hoạt, cho phép khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng Tuy nhiên, loại động cơ này có nhược điểm là giá thành cao, khó tìm kiếm và cần đầu tư thêm cho thiết bị chỉnh lưu Do đó, chúng thường được sử dụng trong các thiết bị vận chuyển điện, thang máy, máy trục và thiết bị thí nghiệm.

+ Động cơ điện xoay chiều: bao gồm 2 loại đồng bộ và không đồng bộ

Động cơ ba pha đồng bộ nổi bật với hiệu suất cao và hệ số tải lớn, nhưng có nhược điểm là thiết bị phức tạp và chi phí cao do cần thiết bị khởi động Chúng thường được sử dụng trong các ứng dụng yêu cầu công suất lớn (trên 100KW) và cần duy trì tốc độ góc ổn định Ngược lại, động cơ ba pha không đồng bộ bao gồm hai loại: rôto dây cuốn và rôto lồng sóc.

Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc nổi bật với kết cấu đơn giản, chi phí thấp và dễ bảo trì Tuy nhiên, hiệu suất của loại động cơ này không cao (cos thấp) so với động cơ ba pha đồng bộ và không có khả năng điều chỉnh vận tốc.

Từ những ưu nhược điểm trên cùng với điều kiện hộp giảm tốc thì chọn “Động cơ ba pha không đồng bộ rô to lồng sóc”

1.1.2 Chọn công suất động cơ

Công suất động cơ cần được lựa chọn dựa trên điều kiện nhiệt độ để đảm bảo rằng nhiệt độ sinh ra trong quá trình hoạt động không vượt quá mức cho phép Để đạt được điều này, các điều kiện cần phải được đáp ứng đầy đủ.

𝑃 𝑑𝑚 𝑑𝑐 : Công suất định mức của động cơ

𝑃 𝑑𝑡 𝑑𝑐 : Công suất đẳng trị trên trục động cơ

Xác định công suất đẳng trị trên trục động cơ: Động cơ làm việc với chế độ tải không đổi nên :

𝑃 𝑑𝑡 𝑑𝑐 = 𝑃 𝑙𝑣 𝑑𝑐 Với: Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ

𝑃 𝑙𝑣 𝑐𝑡 : Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác

𝜂 ∑ : Hiệu suất chung của toàn hệ thống

10 3 (KW) Với :Ft :Lực vòng trên trục công tác (N); v: Vận tốc vòng của băng tải (m/s)

10 3 = 6,864(𝐾𝑊) Theo công thức 2.9[1] ta có hiệu suất truyền động:

Hiệu suất tổng thể 𝜂 ∑ được tính bằng công thức 𝜂 ∑ = 𝜂 𝑚 𝑏𝑟 𝜂 𝑛 𝑜𝑙 𝜂 𝑙 𝑘𝑛 𝜂 𝑘 𝑥, trong đó m là số cặp bánh răng trụ, n là số cặp ổ lăn, l là số khớp nối, và k là số bộ truyền đai Để biết thêm chi tiết về trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ, vui lòng tham khảo bảng 2.3.

𝜂 𝑏𝑟 = 0,98 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng( che kín )

𝜂 𝑑 = 0,95 Hiệu suất của bộ truyền đai

𝜂 𝑜𝑙 = 0,99 : Hiệu suất các cặp ổ lăn

Vậy ta xác định được :

0,88 = 7,8(𝐾𝑊)Thay vào công thức (2.19)[1] ta được: 𝑃 𝑑𝑚 𝑑𝑐 ≥ 𝑃 𝑑𝑡 𝑑𝑐 = 7,8 (KW)

1.1.3 Xác định số vòng quay đồng bộ của động cơ:

Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác định theo công thức:

𝑝 Trong đó: f - tần số của dòng điện xoay chiều (Hz) (f = 50 Hz); p - số đôi cực từ; p = 1; 2; 3; 4; 5; 6

Số vòng quay đồng bộ của động cơ thường có các giá trị 3000, 1500, 1000, 750, 600 và 500 v/ph Khi số vòng quay đồng bộ giảm, kích thước và giá thành của động cơ tăng do cần số đôi cực từ lớn Ngược lại, động cơ có số vòng quay cao yêu cầu tỉ số truyền lớn hơn, dẫn đến kích thước và giá thành của các bộ truyền cũng tăng Vì vậy, trong các hệ thống cơ khí, các động cơ có số vòng quay đồng bộ phổ biến thường là 1500 hoặc 1000 v/ph, tương ứng với số vòng quay thực tế là 1455 và 970 v/ph khi tính đến sự trượt 3%.

• Tính số vòng quay của trục công tác:

Vì hệ dẫn động băng tải, ta có số vòng quay của trục công tác theo công thức (2.16)[1] là :

3 1,3 3,14.650 = 38,22 (v/ph) Trong đó: v - vận tốc vòng băng tải (m/s)

D - đường kính tang quay (mm)

• Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:

Tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp:

Tỉ số truyền của bộ truyền đai:

Tỉ số truyền nên dùng của hệ thống:

𝑢 𝑛𝑑Σ = (8 ÷ 40) (2 ÷ 4) = (16 ÷ 160) Vậy ta xác định được số vòng quay nên dùng của động cơ:

Vậy ta chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ là : 𝑛 𝑑𝑏 = 1500 (v/ph)

1.1.4 Chọn động cơ thực tế Động cơ được chọn phải thỏa mãn :

Tra bảng P1.3[1] ta chọn động cơ 4A có các thông số kĩ thuật của động cơ như sau:

Kiểu động cơ Công suất

1.1.5 Kiểm tra điều kiện mở máy, kiểm tra quá tải cho động cơ

1.1.5.1 Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động, động cơ cần tạo ra công suất đủ lớn để vượt qua sức ỳ của hệ thống Do đó, việc kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ là rất cần thiết.

𝑃 𝑚𝑚 𝑑𝑐 ≥ 𝑃 𝑏𝑑 𝑑𝑐 Trong đó: Công suất mở máy của động cơ: 𝑃 𝑚𝑚 𝑑𝑐 = 𝐾 𝑚𝑚 𝑃 𝑑𝑚 𝑑𝑐

𝑇 𝑑𝑛 = 2 là hệ số mở máy của động cơ

Công suất cản ban đầu trên trục động cơ:

𝐾 𝑏𝑑 = 1,45 là hệ số cản ban đầu

Vậy 𝑃 𝑚𝑚 𝑑𝑐 = 22 (KW) >𝑃 𝑏𝑑 𝑑𝑐 = 11,31 (KW) Động cơ đã chọn thoả mãn điều kiện mở máy

1.1.5.2 Kiểm tra quá tải cho động cơ

Với tải trọng không đổi nên không cần kiểm tra quá tải cho động cơ.

Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền (TST) chung của toàn bộ hệ thống 𝑢 𝛴 đc xác định theo công thức:

𝑛 𝑑𝑐 = 1458 (v/ph) : số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph);

𝑛 𝑐𝑡 = 38,22 (v/ph): số vòng quay của trục công tác (v/ph);

38,22 = 38,15 Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp: 𝑢 ∑ = 𝑢 𝑛𝑔 𝑢 ℎ

𝑢 𝑛𝑔 : Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp;

𝑢 ℎ : Tỉ số truyền của hộp giảm tốc;

1.2.1 Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

Hệ dẫn động gồm hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp có:

1.2.2 Tỉ số truyền của hộp giảm tốc

Với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển: 𝑢 ℎ = 𝑢 1 𝑢 2

𝜓 𝑏𝑎 2 , 𝜓 𝑏𝑎 1 là hệ số chiều rộng bánh răng cấp nhanh và chậm

𝑢 1 : Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp nhanh;

𝑢 2 : Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng cấp chậm;

Tỉ số truyền của hộp được phân loại theo hàm đa mục tiêu, với ưu tiên cho các hàm đơn mục tiêu như khối lượng các bộ truyền, mô men quán tính thu gọn và thể tích các bánh lớn nhúng dầu nhỏ nhất Tỉ số truyền các cấp có thể được tính bằng công thức: \( u_1 \approx 0,825 \cdot \sqrt{u_3 \cdot h^2} = 0,825 \cdot \sqrt{19,08 \cdot 3^2} = 5,89 \).

Xác định thông số trên các trục

1.3.1.Xác định công suất trên các trục:

Công suất danh nghĩa trên các trục được xác định theo công thức:

1.3.2.Tính số vòng quay của các trục:

- Tốc độ quay của trục I :

-Tốc độ quay của trục II :

-Tốc độ quay của trục III :

-Tốc độ quay của trục IV (trục công tác) :

1.3.3.Momen trên các trục: Áp dụng công thức:

𝑛 𝑖 Tính toán Momen xoắn trên các trục:

729 = 96155(𝑁 𝑚𝑚) Momen xoắn trên trục II:

123,77 = 543973(𝑁 𝑚𝑚) Momen xoắn trên trục III:

38,2 = 1692500(𝑁 𝑚𝑚) Momen xoắn trên trục công tác:

1.3.4 Bảng số liệu tính toán:

Trục Động cơ I II III Công tác

KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền đai

Điều kiện bôi trơn

Hộp giảm tốc bôi trơn trong dầu sử dụng các bánh răng lớn được ngâm trong dầu Để đảm bảo hiệu suất, cần kiểm tra điều kiện bôi trơn, đảm bảo các bánh răng lớn luôn ngâm trong dầu Khoảng cách giữa mức dầu nhỏ nhất và mức dầu lớn nhất phải lớn hơn 8 đến 10 mm để đáp ứng tiêu chuẩn cho phép.

Gọi X là khoảng cách từ các mức dầu đến tâm trục.chiều sâu ngâm dầu tối thiểu của bánh răng được lấy như sau:

2.4.1 Cặp bánh răng cấp nhanh

Chiều sâu ngâm dầu không được nhỏ hơn 10 (mm)

- Mức dầu tối đa: : vì v = 2,07 (m/s) > 1,5 nên theo tài liệu [3]: l2max = l2min + 10(mm) = 20 (mm)

2.4.2.Cặp bánh răng cấp chậm:

- Chiều sâu ngâm dầu: l4= (0,752).h = 5,06  13,5 (mm)

Xmin= Min (X2min, X4min) = (153,415 ;154,325) = 153,415 (mm)

Xmax = Max (X2max; X4max) = (143,415; 123,245) = 143,415 (mm)

 Thoả mãn điều kiện bôi trơn.

Kiểm tra các điều kiện chạm trục

Để tránh các bánh răng chạm vào trục của hộp giảm tốc, cần đảm bảo các bánh răng cách các trục quay ít nhất từ 7 đến 10 (mm)

51 a.Xét trường hợp bánh 3 chạm vào trục I:

[τ]: Ứng suất xoắn cho phép, [τ] = (15 ÷ 30) (MPa) => chọn [τ] = 20 (MPa)

T1 = 96155(N.mm) da3: Đường kính vòng đỉnh răng bánh răng số 3, da3 = 105,28(mm) aw1: Khoảng cách trục bộ truyền cấp nhanh, aw1 = 187 (mm) l 1 aw1 aw2 l2

2 dsb I dsb II dsb III

2 = 119,915 > (7 ÷10) (mm) b.Xét trường hợp bánh 2 chạm vào trục III:

[τ]: Ứng suất xoắn cho phép, [τ] = (15 ÷ 30) (MPa) => chọn [τ] = 30 (MPa)

T3 = 1692500(N.mm) da2: Đường kính vòng đỉnh răng bánh răng số 2, da2 = 326,83(mm) aw3: Khoảng cách trục bộ truyền cấp chậm, aw3= 211 (mm)

→ Thỏa mãn điều kiện chạm trục vì 𝑙 1 và 𝑙 2 đều > (7 ÷10) (mm)

KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 3.1 Tính thiết kế trục

Tính kiểm nghiệm các trục

3.2.1.Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu của trục đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đảm bào được những điều kiện sau:

[S]: hệ số an toàn cho phép, thông thường[S] =1,5…2,5

𝑆 𝜎𝑗 & 𝑆 𝜏𝑗 : hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j

-1; -1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng

 ; : trị số ứng suất trung bình đến độ mỏi

aj; mj; aj; mj: biên độ và hệ số trung bình của ứng suất cho phép và ứng suất tại tiết diện j

3.2.1.1.Trục I Điểm C là điểm nguy hiểm nhất nên tính kiểm nghiệm cho C

- Đối với các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng

Theo bảng 10.6[1] trục I tại thiết diện tại điểm C tiết diện tròn:

- Vì trục I quay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động

Tra bảng 10.6[1] với trục 1 rãnh then:

2.12566,37 = 3,83 + K dj và K dj: hệ số xác định theo công thức:

Kx: là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

Ky : tăng bền bề mặt trục, vì không cần tăng bền nên Ky= 1

 ; : kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Tra bảng 10.10[1] với 𝑑 𝐶 = 40 (mm)

= 0,85 ; = 0,78 + K; K: hệ số tập trung ứng suất thực tế đối với rãnh then

Theo bảng 10.11[1] chon kiểu lắp k6 có:

- Ta chọn giá trị lớn hơn để tính:

-Thay vào công thức tính ta được:

Vậy trục I thoả mãn điều kiện bền mỏi

3.2.1.2.Trục II Điểm C là điểm nguy hiểm nhất nên tính kiểm nghiệm cho C

- Đối với các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng

Với 𝑀 𝑗 = √𝑀 𝑥𝑗 2 + 𝑀 𝑦𝑗 2 = √912104,67 2 + 691000,67 2 = 1144297,5(𝑁 𝑚𝑚) Theo bảng 10.6 trục II thiết diện tại C có 1 rãnh then nên:

Tra bảng 9.1 với d= dC= 60 (mm) ta được: b= 18(mm); t1 = 7 (mm)

+ Vì trục II quay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động

Tra bảng 10.6[1] với trục thiết diện tại điểm C có 1 rãnh then

2.39462,05 = 6,89 + K dj và K dj: hệ số xác định theo công thức:

Kx: là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

Tra bảng 10.8 [1] với; Ra= 2,5  0,63 m ta có : Kx= 1,1

Ky : tăng bền bề mặt trục, vì không cần tăng bền nên Ky= 1

;: kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Tra bảng 10.10[1] với 𝑑 𝐶 = 60(𝑚𝑚)

- Đối với trục có rãnh then dùng dao phay ngón Tra bảng 10.12 [1]:

Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi tra trực tiếp K/và K/  trong bảng 10.11[1] chọn kiểu lắp S6

Ta chọn giá trị lớn hơn để tính:

𝐾 𝑦 = (2,78 + 1,1 - 1)= 2,88 Thay vào công thức tính ta được:

Vậy trục II thoả mãn độ bền mỏi

3.2.1.3.Trục III Điểm B là điểm nguy hiểm nhất nên tính kiểm nghiệm cho B

+ Đối với các trục của hộp giảm tốc đều quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng 𝜎 𝑚𝑗 = 𝜎 𝑚𝐶 = 0; 𝜎 𝑎𝑗 = 𝑀 𝑗

Theo bảng 10.6 [1] trục III thiết diện tại B có một rãnh then

Tra bảng 9.1a[1] với d= dB= 80 (mm) ta được: b = 22 (mm) ; t1= 9(mm)

44027,24 = 46,6(𝑀𝑃𝑎) +Vì trục III quay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động

2.94292,73 = 17,95 + Kdj và Kdj: hệ số xác định theo công thức:

Kx: là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

Tra bảng 10.8 [1] với 𝜎 𝑏 = 850(𝑀𝑃𝑎); Ra= 2,5  0,63(m) ta có: Kx= 1,1

Ky : tăng bền bề mặt trục, vì không cần tăng bền nên Ky= 1

; : kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Tra bảng 10.10 [1] với 𝑑 𝐵 = 80(𝑚𝑚)

K; K: hệ số tập trung ứng suất thực tế đối với rãnh then, dùng dao phay ngón Tra bảng 10.12[1] K= 2,01; K= 1,88

-Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi tra trực tiếp K/và K/ trong bảng 10.11[1] chọn kiểu lắp S6  K/= 3,96

Ta chọn giá trị lớn hơn để tính

𝐾 𝑦 = 2,78 + 1,1 - 1 = 2,88 Thay vào công thức tính ta được:

Vậy trục III thoả mãn độ bền mỏi

3.2.2 Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh

Dùng đề phòng khả năng biến dạng dẻo quá lớn hoặc do quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) các kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Ta có công thức (10.27)[1]: td = √𝜎 2 + 3 𝜏 2 [𝜎]

Tmax: mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải:

Mmax: mômen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải

Ta thấy: td = 64,4(MPa) 𝐹 𝑟0 ta xét tỉ số 𝐹 𝑎

6577,87 = 0,32 > 0,3 Vậy ta chọn ổ bi đỡ chặn cho trục II có góc 𝛼 = 26°

Trong thiết kế hộp giảm tốc, việc chọn cấp chính xác cho ổ lăn là rất quan trọng Thông thường, ổ lăn với cấp chính xác bình thường được sử dụng để giảm chi phí sản xuất mà vẫn đảm bảo hiệu suất làm việc của hộp giảm tốc Do đó, cấp chính xác 0 là lựa chọn hợp lý để tiết kiệm chi phí mà không ảnh hưởng đến khả năng hoạt động.

4.2.3.Chọn kích thước cho ổ lăn

Kích thước ổ lăn được xác định dựa trên hai tiêu chí quan trọng: khả năng tải động để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt làm việc và khả năng tải tĩnh nhằm ngăn chặn biến dạng dư.

4.2.3.1.Chọn ổ theo khả năng tải động

Với đường kính ngõng trục lắp ổ lăn dng = 50 mm, tra bảng P2.12[1] chọn ổ là ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp ký hiệu 46310 , có các kích thước như sau:

Bảng 4.2.Thông số ổ đỡ chặn

Khả năng tải động tính theo công thức: 𝐶 𝑑 = 𝑄 √𝐿 𝑚

+ Q : tải trọng động quy ước (kN)

+ L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay + m : bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, ta có:

Với n là tốc độ quay của trục II ta có: nII = 326,62 (v/ph), Lh = 17520 (h)

10 6 = 260,21 (triệu/ vòng) Xác định tải trọng động quy ước :

+ V: hệ số kể đến vòng nào quay, khi vòng trong quay thì V = 1

+ kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 khi t o < 105 o C

+ kđ : hệ số kể đến dặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] ta có: kđ = 1

+ X, Y : hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục

Lực dọc trục Fa là tổng lực dọc trục ngoài do các chi tiết quay truyền đến ổ

𝐹 𝑎 = 2119,09(𝑁) Đối với ổ bi đỡ chặn trong ổ xuất hiện lực dọc trục Fs do lực Fr tác dụng nên ổ sinh ra:

Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ 0 và 1 là:

Tra bảng 11.4[1] với ổ bi đỡ chặn :

Vậy ta tính được tải trọng động quy ước:

Vì ổ là như nhau nên ta cần kiểm nghiệm có ổ có tải trọng lớn hơn, do

Vậy khả năng tải động của ổ 1 của trục II là:

So sánh với C: khả năng tải động của ổ tiêu chuẩn, ta thấy Cd2 > C = 56,03(kN)

Để đảm bảo khả năng tải động, cần giảm trị số Cd2 bằng cách rút ngắn thời gian sử dụng ổ xuống một nửa so với thời gian của hộp giảm tốc.

⇒Vậy ổ bi đỡ chặn đảm bảo khả năng tải động

4.2.3.2.Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh

Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư Điều kiện: 𝑄 𝑡 = 𝑋 0 𝐹 𝑟 + 𝑌 0 𝐹 𝑎 ≤ 𝐶 0

Với: +𝑄 𝑡 -tải trọng tĩnh quy ước (kN)

+ C0- là khả năng tải tĩnh trong các bảng tiêu chuẩn (kN)

Tra các hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục 𝑋 0 , 𝑌 0 trong bảng11.6[1] Với ổ bi đỡ chặn: 𝑋 0 = 0,5; 𝑌 0 = 0,37 Đối với ổ bi đỡ chặn : Qt = X0.Fr + Y0.Fa

⇒Vậy ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh

⇒Vậy ổ bi đỡ chặn đã chọn là thoả mãn.

Tính chọn ổ lăn cho trục III

Các lực tác dụng lên trục: Fa4= 2768,3 (N)

Hình 4.3.Sơ đồ phân tích lực trục III

Ta có phương trình tổng quát:

Ta có phương trình tổng quát

Trục III có lắp 1 bánh răng và 1 bánh đai ta có lực dọc trục do bánh răng tác dụng lên trục là:

Fa = Fa4 = 2768,3 (N) Tại gối đỡ 0 và 1 của trục ta có:

Ta thấy 𝐹 𝑟1 > 𝐹 𝑟0 ta xét tỉ số 𝐹 𝑎4

1.7964,53 = 0,34 > 0,3 Vậy ta chọn ổ bi đỡ chặn cho trục III có góc 𝛼 = 26°

Hình 4.4.Sơ đồ bố trí ổ lăn trục III

4.3.2.Chọn cấp chính xác cho ổ lăn Đối với hộp giảm tốc thường dùng ổ lăn có cấp chính xác bình thường, để giảm chi phí và giá thành cho hộp giảm tốc mà vẫn đảm bảo khả năng làm việc nên ta chọn cấp chính xác 0 và có độ đảo hướng tâm là 20 m

4.3.3.Chọn kích thước cho ổ lăn

Kích thước ổ lăn được xác định dựa trên hai yếu tố chính: khả năng tải động để ngăn ngừa tình trạng tróc rỗ bề mặt làm việc và khả năng tải tĩnh nhằm tránh biến dạng dư.

4.3.3.1.Chọn ổ theo khả năng tải động

Với đường kính ngõng trục lắp ổ lăn dng = 75 (mm), tra bảng P2.12[1] chọn ổ là ổ bi đỡ chặn cỡ đặc biệt nhẹ ký hiệu 46114, có các kích thước như sau:

Bảng 4.3.Thông số ổ đỡ chặn

Khả năng tải động tính theo công thức:

+ Q : tải trọng động quy ước (kN)

+ L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

+ m : bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3

Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, ta có :

Với n là tốc độ quay của trục II ta có: 𝑛 𝐼𝐼𝐼 = 38,2(𝑣/𝑝ℎ); 𝐿 ℎ = 35040(ℎ)

10 6 = 80,31 (triệu/ vòng) Xác định tải trọng động quy ước :

+ V: hệ số kể đến vòng nào quay, khi vòng trong quay thì V = 1

+ kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 khi t o < 105 o C

+ kđ : hệ số kể đến dặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] ta có: kđ = 1

+ X, Y : hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục

Lực dọc trục Fa là tổng lực dọc trục ngoài do các chi tiết quay truyền đến ổ

𝐹 𝑎 = 2768,3(𝑁) Đối với ổ bi đỡ chặn trong ổ xuất hiện lực dọc trục Fs do lực Fr tác dụng nên ổ sinh ra:

Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ 0 và 1 là:

Tra bảng 11.4[1] với ổ bi đỡ chặn :

Vậy ta tính được tải trọng động quy ước:

Vì ổ là như nhau nên ta cần kiểm nghiệm có ổ có tải trọng lớn hơn, do

Vậy khả năng tải động của ổ 1 của trục III là:

So sánh với C: khả năng tải động của ổ tiêu chuẩn, ta thấy:

⇒Vậy ổ bi đỡ chặn trên đảm bảo khả năng tải động

4.2.3.2.Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh

Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư Điều kiện: 𝑄 𝑡 = 𝑋 0 𝐹 𝑟 + 𝑌 0 𝐹 𝑎 ≤ 𝐶 0

Với: +𝑄 𝑡 -tải trọng tĩnh quy ước (kN)

+ C0- là khả năng tải tĩnh trong các bảng tiêu chuẩn (kN)

Tra các hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục 𝑋 0 , 𝑌 0 trong bảng 11.6[1] Với ổ bi đỡ chặn: 𝑋 0 = 0,5; 𝑌 0 = 0,37 Đối với ổ bi đỡ chặn : Qt = X0.Fr + Y0.Fa

⇒Ổ đũa côn đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh.

Tính chọn khớp nối

*Chọn loại khớp nối : chọn loại nối trục vòng đàn hồi

Nối trục đàn hồi có khả năng giảm va đập và chấn động, đồng thời ngăn ngừa cộng hưởng do dao động xoắn gây ra và bù lại độ lệch trục Với bộ phận đàn hồi làm từ vật liệu không kim loại, sản phẩm này vừa rẻ vừa đơn giản, rất phù hợp để truyền mô men xoắn nhỏ và trung bình, lên đến 10.000 N.m.

+ Khớp nối là chi tiết tiêu chuẩn, vì vậy trong thiết kế thường dựa vào momen xoắn tính toán 𝑇 𝑡

T: mômen xoắn danh nghĩa k: hệ số chế độ làm việc,phụ thuộc vào máy công tác

Trong nối trục đàn hồi, hai nửa nối trục nối với nhau bằng bộ phận đàn hồi Bộ phận đàn hồi có thể là kim loại hoặc cao su

Hình 4.5.Khớp nối đàn hồi

4.4.1.Tính chọn khớp nối cho trục III

Kích thước cơ bản của nối trục đàn hồi được tính dựa theo:

Trong đó: T: mômen xoắn danh nghĩa

T III = 1692500 (N.mm) = 1692,5(N.m) k : chế độ làm việc , phụ thuộc vào loại máy công tác

Dựa vào mômen xoắn Tt = 2031 (N.m) và đường kính d = 71 (mm), tra bảng

16.10a [2], ta được kích thước nối trục vòng đàn hồi như bảng sau:

Bảng 4.4.Bảng kích thước nối trục vòng đàn hồi

+ Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi tra bảng 16.10b [2]

Bảng 4.5.Bảng kích thước cơ bản của vòng đàn hồi

* Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt

- Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi

- Điều kiện sức bền uốn của chốt

𝜎 𝑢 = 𝑘 𝑇 𝑙 0 0,1 𝐷 0 𝑑 0 3 𝑍 ≤ [𝜎 𝑢 ] [𝜎 𝑑 ] = (2 ÷ 4)(𝑀𝑃𝑎): ứng suất dập cho phép của vòng cao su

[𝜎 𝑢 ] = (60 ÷ 80)(𝑀𝑃𝑎): ứng suất dập cho phép của chốt

Z; D0; d0; l đã cho trong bảng 4.4 và bảng 4.5

2 = 64 k = 1,2 hệ số phụ thuộc vào chế độ làm việc của máy

 Vậy khớp nối trục đảm bảo yêu cầu làm việc

KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 5.1.Chọn bề mặt lắp ghép và thân

Xác định các kích thước cơ bản của vỏ

Hình dạng của nắp và thân hộp được xác định bởi số lượng và kích thước bánh răng, vị trí mặt ghép, và sự phân bố các trục trong hộp, cùng với các yếu tố kinh tế, độ bền và độ cứng Vỏ hộp thường được cấu tạo từ các mặt phẳng và mặt trụ, trong đó mặt phẳng giúp dễ dàng tạo khuôn mẫu nhưng lại làm tăng kích thước và trọng lượng của vỏ hộp.

Dựa vào bảng 18.1[2] và 18.2 [2] ta xác định được kích thước của hộp như sau:

Tên gọi Biểu thức tính toán

1 = 0,9  Gân tăng cứng: Chiều dày: e

Chiều cao: h Độ dốc e =(0,8  1) h < 58 Khoảng 2 o Đường kính:

Bulông ghép bích nắp và thân: d3

Vít ghép nắp cửa thăm dầu: d5 d1> 0,04.a+10 >12 mm d2 = (0,70,8).d1 d3 = (0,8 0,9).d2 d4 = (0,6 0,7).d2 d5 =( 0,5  0,6).d2

Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp: S3

Chiều dày bích nắp hộp: S4

Bề rộng bích nắp và thân hộp, K3

K3 = K2 – ( 35 ) mm Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3,

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ:

Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2và C (k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)

Xác định theo kích thước nắp ổ hoặc tra bảng 18- 2[2]

E2 = 1,6.d2 (không kể chiều dày thành hộp) và R2

C ≈ D3/2 nhưng phải đảm bảo k ≥ 1,2.d2 h: phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa

Chiều dày: Khi không có phần lồi

Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp  (1  1,2) 

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

1 (3  5)  và phụ thuộc loại hộp giảm tốc, lượng dầu bôi trơn trong hộp

L, B: chiều dài và rộng của hộp

Bảng 5.1.Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc

Hình 5.1.Kết cấu và cách xác định các kích thước cơ bản của hộp giảm tốc đúc

Chọn 𝛿 = 10 (𝑚𝑚) Trong đó : a là khoảng cách tâm = khoảng cách trục lớn nhất = aw2 = 211(𝑚𝑚)

- Bulông ghép bích nắp và thân :

-Vít ghép nắp cửa thăm:

+ Mặt bích ghép nắp và thân :

Nắp và thân hộp được kết nối bằng bulông, với chiều dày mặt bích S và S1 được lựa chọn để đảm bảo độ cứng Bề rộng mặt bích K3 cần đủ lớn để cho phép xoay chìa vặn một góc tối thiểu 60 độ khi xiết chặt Bề mặt ghép giữa nắp và thân được mài hoặc cạo để đảm bảo lắp sít, và không cần sử dụng đệm lót khi lắp, nhằm duy trì kiểu lắp của ổ vào vỏ trục.

Hình 5.2.Bề mặt ghép nắp và thân

- Chiều dày bích thân hộp:

- Chiều dày bích nắp hộp:

- Bề rộng mặt bích nắp và thân:

𝐾 2 = 𝐸 2 + 𝑅 2 + (3 ÷ 5)(𝑚𝑚): bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ

Hình 5.3.Kết cấu gối trục

Gối trục cần phải đủ độ cứng để không ảnh hưởng đến sự làm việc của ổ Đường kính ngoài của gối trục (D3) được chọn theo đường kính nắp ổ

Dựa vào kích thước các trục đã tính toán trong phần thiết kế trục và bảng 18-2 [2] ta tra kích thước gối trục :

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

Bảng 5.2: Thông số kích thước gối trục

D : đường kính lỗ lắp ổ lăn

- Tâm lỗ bu lông cạnh ổ:

- Chiều dày khi không có phần lồi:

+Khe hở giữa các chi tiết:

- Giữa bánh răng và thành trong của hộp:

Vòng phớt

Vòng phớt có cấu tạo đặc biệt nhằm bảo vệ ổ khỏi bụi bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác, giúp ngăn ngừa tình trạng mài mòn và han rỉ Bên cạnh đó, vòng phớt cũng đóng vai trò quan trọng trong việc ngăn chặn dầu chảy ra ngoài, đảm bảo hiệu suất hoạt động của ổ.

Vòng chắn dầu

Vòng có cấu trúc gồm 3 rãnh hình tam giác với góc đỉnh 60 độ và khoảng cách giữa các đỉnh là 3 mm Vòng được đặt cách mép trong của thành hộp 2 mm, trong khi khe hở giữa vỏ và mặt ngoài của vòng ren là 0.4 mm.

Nút thông hơi

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, dẫn đến việc cần giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài Để thực hiện điều này, người ta sử dụng nút thông hơi, được lắp đặt trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp.

Que thăm dầu

Kết cấu đã được tiêu chuẩn hoá và được cho như hình vẽ :

Nút tháo dầu

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp sẽ bị ô nhiễm bởi bụi bẩn và hạt mài, hoặc có thể bị biến chất Do đó, việc thay dầu mới là cần thiết Để thực hiện việc này, cần tháo dầu cũ ra khỏi hộp.

Hộp chứa 123 có lỗ tháo dầu, được bịt kín bằng nút tháo dầu trong quá trình làm việc Kích thước và cấu trúc của nút tháo dầu được trình bày trong bảng 18.7.

Cửa thăm

Để kiểm tra và quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép, cũng như để đổ dầu vào hộp, cần có nắp cửa thăm ở đỉnh hộp Kích thước của cửa thăm được chọn dựa vào bảng 18-5, như thể hiện trong hình vẽ.

Hình 5.9.Kích thước nắp quan sát

Chốt định vị

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục

Lỗ trụ trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời để đảm bảo vị trí chính xác giữa nắp và thân trong quá trình gia công và lắp ghép Việc sử dụng hai chốt định vị giúp giữ ổn định, ngăn ngừa biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bulông.

Hình 5.10 Hình dáng chốt định vị

Chọn dầu mỡ bôi trơn hộp giảm tốc

Phương pháp bôi trơn : vì vận tốc vòng v