Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển

Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển.Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóngmột vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất. Việc áp dụng khoa học kỹ thuậtchính là làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động một cách cóhiệu quả nhất, bảo đảm an toàn cho người lao động trong quá trình làm việc. Để tạo nền tảngtốt cho bước phát triển trong tương lai, chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triểnkhoa học kỹ thuật một cách nghiêm túc ngay từ trong các trường đại học.Đồ án môn học Thiết Kế Chi Tiết Máy là môn học giúp cho ta tìm hiểu và thiết kế hộpgiảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức của các môn học như: vẽ kỹ thuật, sứcbền vật liệu, nguyên lí máy, chi tiết máy, dung sai kỹ thuật đo... Đồng thời giúp sinh viênlàm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệpsau này. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúpchúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…

XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Chọn động cơ

Công suất trục công tác (kW) Số vòng quay trục công tác (vg/ph) Số năm làm việc

1.1.1 Chọn hiệu suất hệ thống:

Hiệu suất truyền động:  = đ ×  brn × brt × đh ×  ol 4

Trong đó:  đ = : hiệu suất bộ truyền đai thang

 brn = : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

 brt = : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

 đh = : hiệu suất nối trục đàn hồi

 ol = : hiệu suất ổ lăn   1 Động cơ điện không đồng bộ 3 pha

3 Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển

5 Nối trục vòng đàn hồi

1.1.2 Tính công suất tương đương:

Công suất cần thiết: P ct = P tđ η = 6,42

1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ:

Số vòng quay trục công tác: n 𝑙𝑣 = 60 (vòng/phút)

Tỷ số truyền chung của hệ: u ch = u hgt × u đ

Chọn: u hgt = 8 : tỷ số truyền hộp giảm tốc khai triển (8÷40), chọn theo tiêu chuẩn u đ = 3 : tỷ số truyền của bộ truyền đai ngoài (3÷5)

Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb = u ch × n 𝑙𝑣 = 24 × 60 = 1440 (vòng/phút)

Ta cần chọn động cơ thỏa mãn điều kiện sau:

P đc ≥ 7,38 (kW) n đc ≈ 1440 ( vòng phút) Tra bảng P1.3: Các thông số kỹ thuật của động cơ 4A (1) ,ta chọn được động cơ có:

1 PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1, trang 236

Kiểu động cơ Công suất

Vận tốc quay n đc (Vòng/phút) Cos φ η % T max

Phân phối tỉ số truyền

- Tỉ số truyền chung thực sự của hệ thống dẫn động: u ch = n đc n lv = 1455

60 = 24,25 Chọn tỉ số truyền đai theo tiêu chuẩn: chọn u đ = 3

Do đó, tỉ số truyền hộp giảm tốc là: u hgt = u ch u đ = 24,25

- Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc khai triển, dựa vào bảng 3.1 (2) ta chọn

+ tỉ số truyền cấp nhanh u 1 = 3,3

+ tỉ số truyền cấp chậm u 2 = 2,42

- Tỉ số truyền cuối cùng hộp giảm tốc u hgt = u 1 × u 2 = 3,3 × 2,42 = 7,986

Kiểm nghiệm sai số cho phép ∆=7,986−8,0833

- Tính lại tỉ số truyền đai: u đ = u ch u 1 ×u 2 = 24,25

Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục

1.3.1 Tính toán công suất trên các trục

Ptrục công tác = P 3 × η kn × η ol = 6,46 × 1 × 0,99 = 6,395 (kW)

1.3.2 Tính số vòng quay các trục: n 1 = n đc u đai = 1455

1.3.3 Tính momen xoắn trê,n các trục:

BẢNG PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Động cơ 1 2 3

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

Chọn loại đai

– Chọn đai theo công suất P và số vòng quay n theo đồ thị sau:

➢ Ta chọn đai thang thường loại B có các thông số hình học bt= 14; b; h,5; yo=4,0; A8 mm 2

Xác định đường kính đai

– Ta chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 (140÷280) theo tiêu chuẩn: d10 (mm)

– Kiểm nghiệm vận tốc của đai theo điều kiện: v = πd 1 n

6.10 4 = 12,19 ≤ v max = 25 m/s(thỏa mãn) – Đường kính bánh đai lớn: Lấy ξ = 0,01 d 2 = d 1 u 1 (1 − ξ) = 160.3,04 (1 − 0,01) = 481,54 (mm) Chọn theo tiêu chuẩn: d2 = 500 (mm)

– Tính lại tỉ số truyền u 1 = d 2 d 1 (1−ξ) = 500

160(1−0,01)= 3,156 Kiểm tra sai số cho phép:

Sơ bộ khoảng cách a

Khoảng cách trục a phải thỏa mãn điều kiện:

Chọn sơ bộ khoảng cách trục theo bảng 4.14 (3) a = 1×d2 = ×1500 = 500 (mm)

Xác định chính xác chiều dài đai L và khoảng cách trục a

– Chiều dài đai theo khoảng cách trục a

= 2 500 + π (160 + 500)/2 + (500 – 160) 2 /(4 500) = 2094,53 (mm) Chọn theo tiêu chuẩn L!20 (mm)

Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ i = v

2120.10 −3 = 5,75 ≤ i max = 10 (thỏa mãn) – Tính lại khoảng cách trục a

 a = 513 (mm) (giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép)

Kiểm nghiệm góc ôm

Tính góc ôm α1 theo công thức: α = 180 o − d 2 −d 1 a 57 o = 180 o − 500−160

Xác định số đai cần thiết

Số đai z được tính theo công thức z = P×K đ

Kđ = 1,25 -Hệ số tải trọng động, tra bảng 4.7 (4) , khi làm việc 2 ca

Po = 3,38 kW -Công suất có ích cho phép, tra bảng 4.19 (5)

C α = 0,89 -Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai, tra bảng 4.15 (6)

Lo = 2240 (mm) -Chiều dài đai thực nghiệm, tra bảng 4.19 (4)

C L =0,99 -Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai, tra bảng 4.16 (5)

C u = 1,14 -Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền u, tra bảng 4.17 (5)

C z -Hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai Khi tính dựa vào tỉ số P1/Po = z’ để tra bảng 4.18 (5) → C z = 0,95

Xác định các kích thước chủ yếu của đai

– Các thông số của bánh đai hình thang:

– Đường kính ngoài bánh đai: da = d + 2ho = 160 + 2.4,2 = 168,40 (mm)

Xác định lực căn ban đầu và lực tác dụng lên trục

– Lực căng trên 1 đai được xác định theo công thức sau:

Với: qm= 0,178 (kg/m) –Khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22 (7)

F v = qmv 2 = 0,178× (12,19) 2 = 26,45 (N) – Lực căng do lực li tâm sinh ra

– Lực tác dụng lên trục

BẢNG THÔNG SỐ CƠ BẢN BỘ TRUYỀN ĐAI

Thông số Đai thang Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm) 160 Đường kính bánh đai lớn d2 (mm) 500

Chiều rộng bánh đai B (mm) 63

Lực tác dụng lên trục Fr (N) 1405

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

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

+ Momen xoắn trên trục của bánh dẫn T19871,923 Nmm

+ Số vòng quay n1= 478,62 vòng/phút

+ Công suất đầu vào P1=7,01 kW

+ Số năm làm việc: 5 năm

+ Chế độ làm việc: Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

3.1.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép

– Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau (thép C45 tôi cải thiện)

Bánh dẫn (bánh nhỏ) có độ rắn HB1%5, với σ b1 = 850 MPa và σ ch1 = 580 MPa, trong khi bánh bị dẫn (bánh lớn) có độ rắn HB2$0, với σ b2 = 750 MPa và σ ch2 = 450 MPa Để tính toán ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép, cần áp dụng các công thức phù hợp.

σ Hlim o và σ Flim o lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép tương ứng với số chu kỳ cơ sở, được tra cứu trong bảng 6.2 Cụ thể, σ Hlim o được tính bằng công thức σ Hlim o = 2HB + 70, và σ Flim o = 1,8HB Với giá trị HB là 255, ta có σ Hlim o 1 = 580 MPa và σ Flim o 1 = 459 MPa Tương tự, với HB là 240, σ Hlim o 2 = 550 MPa và σ Flim o 2 = 432 MPa.

 S H , S F : lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra ở bảng 6.2

 KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC =1

 KHL , KFL: Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức

Với: − mH , mF : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với HB < 350

− NHO , NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc

+ NFO=4.10 6 , đối với tất cả các loại thép

+ NHE ,NFE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE ,NFE theo các công thức:

T max ) m F n i t i c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1 n i , t i là số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i

– Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Vì bánh răng trụ răng nghiêng → [σ H ]= [σ H ] 1 +[σ H ] 2

2 = 513,64 ≤ 1,25[σ H ] min = 625 (MPa) – Ứng suất uốn cho phép:

1,75 = 246,86 (MPa) – Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σ H ] max = 2,8σ ch

– Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [σ F ] max = 0,8σ ch , khi HB≤ 350

3.1.2 Xác định thông số cơ bản bộ truyền

– Khoảng cách trục aw được xác định theo công thức a w = K a (u + 1)√ T 1 K Hβ ψ ba [σ H ] 2 u

Hệ số f Ka được tính bằng công thức 43 (Mpa 1/3) và phụ thuộc vào cặp bánh răng cùng loại răng, tham khảo bảng 6.5 Tỉ số truyền f u là 3,3, trong khi momen xoắn trên trục của bánh dẫn được tính là f T19871,923 (Nmm) Ứng suất tiếp xuất cho phép là f [σ H ]= 513,64 (MPa) Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn với f ψ ba = 0,4, dựa vào bảng 6.6 Hệ số f K Hβ tính đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính tiếp xúc, tham khảo bảng 6.7 Cuối cùng, ψ bd được tính là 0,53ψ ba (u + 1) = 0,53 × 0,4 × (3,3 + 1) = 0,9116.

Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 160 (mm)

3.1.3 Xác định các thông số ăn khớp a) Môđun pháp m = (0,01 … 0,02) aw = (1,6 … 3,2)

Theo tiêu chuẩn trong bảng 6.8 (13) , ta chọn mô đun m = 2,5 (mm) b) Số răng các bánh răng, góc nghiêng 𝛽

– Chọn trước 𝛽 = 8 o … 20 o (đối với bánh răng nghiêng)

– Tính số răng bánh nhỏ:

– Tính số răng bánh lớn z2 = uz1 = 3,3×29 = 95,7 → Ta chọn z2 = 96 răng

– Tính lại tỉ số truyền thực u = z2 /z1 = 96/29 = 3,3103

– Tính góc nghiêng 𝛽 cos 𝛽 = m(z1+z2)/(2a w ) = 2,5×(29+96)/(2×160) = 125/128 → 𝛽 ≈12,43 o Đối với bánh răng trụ răng nghiêng nhờ có góc nghiêng β nên khoảng cách trục cho trước được đảm bảo

3.1.4 Xác định kích thước bộ truyền

2(125/128) = 160 (mm) – Đường kính vòng chia: d 1 = mz 1 cosβ = 2,5 × 29

125/128 = 245,76(mm) – Đường kính vòng lăn: dw1 = d1 ; dw2 = d2

– Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2m = 74,24 + 2×2,5 = 79,24 (mm) da2 = d2 + 2m = 245,76 + 2×2,5 = 250,76 (mm) – Đường kính đáy răng: df1 = d1 – 2,5m = 74,24 – 2,5×2,5= 57,75 (mm) df2 = d2 – 2,5m = 250,76 – 2,5×2,5 = 239,51 (mm) – Bề rộng răng: bw = awψ ba = 160 × 0,4 = 64 (mm) – Góc prôfin gốc: α 0 ( Theo TCVN 1065-71)

Dựa theo bảng 6.13 (14) , ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9

3.1.5 Lực tác dụng lên bộ truyền

3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Điều kiện bền tiếp xúc: σ H = Z M Z H Z ε √ 2.T 1 K H (u+1) b w d w1 2 u ≤ [σ H ]

– ZM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 (15) ta có ZM'4 (MPa) 1/3 – ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Z H = √2cosβ/sin2α tw Với: α tw = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/cos12,43) = 20,44 0

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

– KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

– Tính lại ứng suất tiếp suất theo công thức:

[σ H ] = [σ H ]Z v Z R K xH + Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt Z R = 0,95 + Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng, do HB ≤ 350

Z v = 0,85v 0,1 = 0,85 × 1,86 0,1 = 0,904 + Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng K xH = 1, (do da ≤ 700mm)

– Ta có: σ H = 427,634 (MPa) < [σ H ] = 441,114 (MPa) ( thỏa mãn điều kiện )

Kết luận: bộ truyền bánh răng cấp nhanh thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

3.1.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Điều kiện bền uốn: σ F ≤ [σ F ] σ F 1 = 2×T 1 ×K F ×Y ε ×Y β ×Y F1 b×d w1 ×m ≤ [σ F 1 ] σ F 2 = σ F 1 × Y F2

– Hệ số tải trọng tính: K F = K Fβ K Fα K Fv = 1,19 × 1,37 × 1,042 = 1957

– Hệ số kể đến sự trùng khớp răng: Y ε = 1/𝜀 𝛼 = 1/1,68 = 0,595

– Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y β = 1-β/140=0,912

– Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2: Y F 1 , Y F 2 zv1= z1/cos β 3 = 29/(cos12,43) 3 = 31,14 zv2= z2/cos β 3 /(cos12,43) 3 = 103,079 Tra bảng 6.18 (19) , ta được: Y F 1 = 3,80 ; Y F 2 =3,60

3,8 047 (MPa) – Tính lại ứng suất uốn theo công thức:

[σ F ] = [σ F ]Y R Y S K xF + Hệ số ảnh hưởng của độ nhám Y R = 1 + Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:

Y s = 1,08 − 0,0695ln(m) = 1,08 − 0,0695ln(2,5) = 1,0163 + Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng K xF

K xF1 = 1 ( do da1 ≤ 400 mm ); K xF2 = 1 ( da2 ≤ 400 mm )

Ta có: σ F1 = 95,05 MPa < [σ F ] 1 = 266,57 (MPa) σ F2 = 90, ,047 MPa < [σ F ] 2 = 250,89 (MPa)

Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng trụ răng nghiêng được đảm bảo

3.1.8 Kiểm nghiệm răng về quá tải

– Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σ Hmax không vượt quá một giá trị cho phép: σ Hmax = σ H √Kqt ≤ [σ H ] max

+ σ H = 427,634 (MPa) _ Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng

+ K qt = Tmax/T = 2,2 _ Hệ số quá tải, tra bảng P1.3 (20)

+ [σ H ] max = 2,8σ ch2 = 2,8×450 = 1260 (MPa) _ Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

 σ Hmax = 427,634 × √2,2 = 634,23 ≤ [σ H ] max = 1260 (MPa) (thỏa mãn)

Để ngăn ngừa biến dạng dư hoặc hư hỏng tại mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σ Fmax không được vượt quá giá trị cho phép, cụ thể là σ Fmax = σ F K qt ≤ [σ F ] max.

+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng σ F : σ F1 = 83,041 (MPa) ; σ F2 = 78,67 (MPa) + Hệ số quá tải K qt = 2,2

+ Ứng suất uốn cho phép khi quá tải [σ F ] max = 0,8σ ch

[σ F1 ] max = 0,8× 580 = 464 (MPa) [σ F2 ] max = 0,8× 450 = 360 (MPa) Suy ra: σ F1max = σ F1 K qt = 95,05 × 2,2 = 209,11 ≤ [σ F1 ] max = 464 (MPa) (thỏa mãn) σ F2max = σ F2 K qt = 90,047 × 2,2 = 198,10 ≤ [σ F1 ] max = 360 (MPa) (thỏa mãn) Vậy bộ truyền được đảm bảo điều kiện về quá tải

BẢNG THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN CẤP NHANH

Chiều rộng vành răng bw (mm) bw1 = 64

Số răng bánh răng z z1 = 29; z2 = 96 Đường kính vòng chia d (mm) d 1 = 74,24; d 2 = 245,76 Đường kính vòng lăn dw (mm) dw1 = d1 ; dw2 = d2 Đường kính đỉnh răng da (mm) d a1 = 79,24; d a2 = 250,76 Đường kính đáy răng df (mm) d f1 = 67,99; d f2 = 239,51

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

+ Momen xoắn trên trục của bánh dẫn T2D3129,482 Nmm

+ Số vòng quay n2= 145,04 vòng/phút

+ Công suất đầu vào P2=6,73 kW

+ Số năm làm việc: 5 năm

+ Chế độ làm việc: Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ)

3.2.1 Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép

– Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau (thép C45 tôi cải thiện)

Bánh dẫn (bánh nhỏ) có độ rắn HB1%5 với σ b1 = 850 MPa và σ ch1 = 580 MPa, trong khi bánh bị dẫn (bánh lớn) có độ rắn HB2$0 với σ b2 = 750 MPa và σ ch2 = 450 MPa Để tính toán ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép, cần áp dụng các công thức phù hợp.

Ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở được ký hiệu lần lượt là σ Hlim o và σ Flim o, với giá trị tra cứu trong bảng 6.2 Cụ thể, σ Hlim o được tính theo công thức σ Hlim o = 2HB + 70, và σ Flim o = 1,8HB Ví dụ, với giá trị HB là 255, ta có σ Hlim o 1 = 580 MPa và σ Flim o 1 = 459 MPa Tương tự, với giá trị HB là 240, σ Hlim o 2 = 550 MPa và σ Flim o 2 = 432 MPa.

S H , S F : lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra ở bảng 6.2

KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC =1

KHL , KFL: Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức

Với: − mH , mF : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với HB < 350

− NHO , NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc

+ NFO=4.10 6 , đối với tất cả các loại thép

+ NHE ,NFE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương

Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE ,NFE theo các công thức:

T max ) m F n i t i c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1 n i , t i là số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i

– Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Vì bánh răng trụ răng thẳng → [σ H ]= min([σ H ] 1 ; [σ H ] 2 )= 500 ≤ 1,25[σ H ] min = 625 (MPa) – Ứng suất uốn cho phép:

1,75 = 246,86 (MPa) – Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σ H ] max = 2,8σ ch

– Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [σ F ] max = 0,8σ ch , khi HB≤ 350

Xác định thông số cơ bản bộ truyền

– Khoảng cách trục aw được xác định theo công thức a w2 = K a (u + 1)√ T 2 K Hβ ψ ba [σ H ] 2 u

Hệ số f Ka được tính là 49,5 (Mpa 1/3), phụ thuộc vào cặp bánh răng và loại răng theo bảng 6.5 Tỉ số truyền f u là 2,42, trong khi momen xoắn trên trục của bánh dẫn được xác định là f T2 = 443129,48 (Nmm) Ứng suất tiếp xuất cho phép f [σ H ] là 500 (MPa) Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn với f ψ ba = 0,4, trong khi hệ số f K Hβ tính đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng theo bảng 6.7 Cuối cùng, ψ bd được tính là 0,53ψ ba (u + 1) = 0,53 × 0,4 × (2,42 + 1) = 0,725.

Theo tiêu chuẩn ta chọn aw2 = 225 (mm)

3.2.2 Xác định các thông số ăn khớp a) Môđun m = (0,01 … 0,02) aw = 2,25…4,5

Theo tiêu chuẩn trong bảng 6.8 (26) , ta chọn mô đun m = 3(mm) b) Số răng các bánh răng

– Tính số răng bánh nhỏ: z 1 = 2a w2 m(u + 1)= 2 × 225

– Tính số răng bánh lớn z2 = uz1= 2,42×44 = 106,48 → Ta chọn z2 = 106 răng

– Ta tính lại tỉ số truyền thực: u = z2 /z1 = 106/44 = 2,41 (< 4% ,đảm bảo về sai số cho phép) – Tính khoảng cách trục thực tế: a w2 =m(z 2 + z 1 )

Do khoảng cách trục thực tế và khoảng cách trục tiêu chuẩn giống nhau nên không cần dịch chỉnh

– Góc ăn khớp: cosα tw = ztmcos𝛼/(2α w2 )= (44+106)×3×cos20 0 /(2×225) = 0,93969

3.2.3 Xác định kích thước bộ truyền

– Đường kính vòng chia: d 1 = mz 1 = 3 × 44 = 132(mm) d 2 = mz 2 = 3 × 106 = 318 (mm) – Đường kính vòng lăn: dw1 = d1 ; dw2 = d2

– Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2m = 132 + 2×3 = 138 (mm) da2 = d2 + 2m = 318 + 2×3 = 324 (mm) – Đường kính đáy răng: df1 = d1 – 2,5m = 132 – 2,5×3 = 124,5 (mm) df2 = d2 – 2,5m = 318 – 2,5×3= 310,5 (mm) – Bề rộng răng: b = awψ ba = 225 × 0,4 = 90 (mm)

Dựa theo bảng 6.13 (27) , ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9

3.2.4 Lực tác dụng lên bộ truyền

3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Điều kiện bền tiếp xúc: σ H = Z M Z H Z ε √ 2.T.K b H (u+1) w d w1 2 u ≤ [σ H ]

– ZM : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 (28) ta có ZM'4 (MPa) 1/3 – ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Z H = √2/sin2α tw = √2/sin (2 × 20) = 1,76 – Z ε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

– KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

– Tính lại ứng suất tiếp suất theo công thức:

+ Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt Z R = 0,95 + Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng, do HB ≤ 350

Z v = 0,85v 0,1 = 0,85 × 1,0024 0,1 = 0,85 + Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng K xH = 1, (do da ≤ 700mm)

Kết luận: bộ truyền bánh răng cấp chậm thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc

3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Điều kiện bền uốn: σ F ≤ [σ F ] σ F 1 = 2×T×K F ×Y ε ×Y β ×Y F1 b×d w1 ×m ≤ [σ F 1 ] σ F 2 = σ F 1 × Y F2

– Hệ số tải trọng tính: K F = K Fβ K Fα K Fv = 1,19 × 1 × 1,143 = 1,36

– Hệ số kể đến sự trùng khớp răng: Y ε = 1/𝜀 𝛼 = 1/1,777 = 0,56

– Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: Y β = 1 (bánh răng thẳng)

– Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2: Y F 1 , Y F 2 zv1= z1D ; zv2= z2= 106 →Tra bảng 6.18 (30) , ta được: Y F 1 = 3,7 ; Y F 2 =3,58

– Tính lại ứng suất uốn theo công thức:

[σ F ] = [σ F ]Y R Y S K xF + Hệ số ảnh hưởng của độ nhám Y R = 1 + Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:

Y s = 1,08 − 0,0695ln(m) = 1,08 − 0,0695ln(3) = 1,0036 + Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng K xF

K xF1 = 1 ( do da1 ≤ 400 mm ); K xF2 = 1 ( da2 ≤ 400 mm )

Ta có: σ F1 = 70,43 MPa < [σ F ] 1 = 263,23 (MPa) σ F2 = 68,15 MPa < [σ F ] 2 = 247,75 (MPa)

Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng trụ răng cấp chậm được đảm bảo

3.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải

– Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σ Hmax không vượt quá một giá trị cho phép: σ Hmax = σ H √K qt ≤ [σ H ] max

Trong đó: σ H = 393,43 (MPa) _ Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng

K qt = Tmax/T = 2,2 _ Hệ số quá tải, tra bảng P1.3 (31)

[σ H ] max = 2,8σ ch2 = 2,8×450 = 1260 (MPa) _ Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

 σ Hmax = 393,43 × √2,2 = 585,04 ≤ [σH] max = 1260 (MPa) (thỏa mãn)

Để ngăn ngừa biến dạng dư hoặc hư hỏng ở mặt lượn chân răng, cần đảm bảo rằng ứng suất uốn cực đại σ Fmax tại mặt lượn chân răng không vượt quá giá trị cho phép, được xác định bởi công thức σ Fmax = σ F K qt ≤ [σ F ] max.

+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng σ F : σ F1 = 70,43 (MPa) ; σ F2 = 68,15 (MPa) + Hệ số quá tải K qt = 2,2

+ Ứng suất uốn cho phép khi quá tải [σ F ] max = 0,8σ ch

[σ F1 ] max = 0,8× 580 = 464 (MPa) [σ F2 ] max = 0,8× 450 = 360 (MPa) Suy ra: σ F1max = σ F1 K qt = 70,43 × 2,2 = 154,95 ≤ [σ F1 ] max = 464 (MPa) (thỏa mãn) σ F2max = σ F2 K qt = 68,15 × 2,2 = 149,93 ≤ [σ F1 ] max = 360 (MPa) (thỏa mãn)

Vậy bộ truyền được đảm bảo điều kiện về quá tải

BẢNG THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM

Chiều rộng vành răng bw (mm) bw1 = 90

Số răng bánh răng z z1 = 44; z2 = 106 Đường kính vòng chia d (mm) d 1 = 132; d 2 = 318 Đường kính vòng lăn dw (mm) dw1 = 132 ; dw2 = 318 Đường kính đỉnh răng da (mm) d a1 = 138; d a2 = 324 Đường kính đáy răng df (mm) d f1 = 124,5; d f2 = 310,5

THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép

– Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 có σ b = 850 (MPa) ; σ ch = 580 (MPa) ; Chọn: [τ] = 15MPa đối với trục vào; trục trung gian và trục ra.

Tính sơ bộ trục

– Đường kính trục d được xác định bằng momen xoắn theo công thức: d ≥ √ 3 0,2×[τ] T Trong đó:

+ T – momen xoắn (Nmm) + [τ] = - ứng suất cho phép (MPa) + d – đường kính trục (mm)

Suy ra: d 1 ≥ 35,99(mm); d 2 ≥ 52,86 (mm); d 3 ≥ 70,01 (mm)

Theo tiêu chuẩn chọn: d 1 = 40(mm); d 2 = 60 (mm); d 3 = 70 (mm)

Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực

– Từ đường kính trục trung gian d2, xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo theo bảng 10.2 (32) bo = 31 (mm) – Chiều rộng bánh răng cấp nhanh bw= 64 mm

– Chiều dài mayơ bánh đai, mayơ bánh răng trụ được tính theo công thức:

𝑙 𝑚 = (1,2 … 1,5)𝑑 + Mayơ bánh đai và bánh răng 1 trên trục I

𝑙 𝑚11 = 𝑙 𝑚𝑑 = (1,2 … 1,5) × 40 = 48 … 60 (mm) Chọn 𝑙 𝑚𝑑 = 50 mm Để đảm bảo chiều dài mayơ với chiều rộng bánh răng, chọn 𝑙 𝑚11 = 64 mm

+ Mayơ bánh răng 2 và bánh răng 3 trên trục II

+ Mayơ bánh răng 4 và khớp nối trên trục III

Trị số các khoảng cách được tra cứu từ bảng 10.3 (33) bao gồm: Ē k1 mm là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp; Ē k2 mm là khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp; Ē k3 mm là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ; và Ē hn mm là chiều cao nắp ổ và đầu bulông.

– Xác định chiều dài giữa các ổ:

Thiết kế trục

– Lực tác dụng lên bánh răng:

2 = 30810 (Nmm) – Lực tác dụng lên bánh đai: Fr= 1405 (N)

Bằng cách áp dụng phương trình cân bằng moment và phương trình cân bằng lực, chúng ta có thể xác định các lực tác dụng lên trục từ các ổ, với chiều lực được minh họa rõ ràng trong hình vẽ.

– Dựa vào biểu đồ nội lực tính momen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức:

Suy ra: MA1=MD1=0; MB1 = 25891 (Nmm); MC1 = 92028 (Nmm)

Suy ra: M tđA1 = 0; M tđB1 = 285919 (Nmm);

– Đường kính trục tại các tiết diện theo công thức sau, chọn sơ bộ [σ] = 55 MPa

𝑑 𝑗 = √𝑀 3 𝑡đ𝑗/(0,1[σ]) Suy ra: d A1 ≥ 0; d B1 ≥ 37,32 (mm) d C1 ≥ 30,24 (mm); d D1 ≥ 28,03 (mm)

Theo tiêu chuẩn và yêu cầu kết cấu, các tiết diện được chọn có giá trị: d A1 = d C1 = 35 mm, d B1 = 40 mm, và d D1 = 30 mm Kiểm tra cho thấy tất cả các đường kính đều nhỏ hơn 50 mm, do đó việc chọn giá trị [σ] = 55 MPa là hợp lý.

➢ Vẽ biểu đồ momen trục I

– Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng nghiêng

2 = 101990 (Nmm) – Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng thẳng: Ft3= 6714 (N); Fr3= 2444 (N);

Bằng cách áp dụng phương trình cân bằng moment và phương trình cân bằng lực, chúng ta có thể xác định các lực tác động lên trục từ các ổ, với chiều lực được chỉ rõ trong hình vẽ.

Suy ra: MA2=MD2=0; MB2 = 476811 (Nmm); MC2 = 378443 (Nmm)

Suy ra: M tđA2 = 0; M tđB2 = 612063,34 (Nmm);

– Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn có tiết diện có các giá trị sau:

– d A2 = d D2 = 40 (mm); dB2 = 50 (mm); dC2 = 45 (mm)

Kiểm tra lại các đường kính đều bé hơn 100 mm nên việc chọn [σ] = 50 MPa là hợp lí

➢ Vẽ biểu đồ momen trục II

– Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng thẳng: Ft4= 6714 (N); Fr4= 2444 (N);

Ta chọn khớp nối trục đàn hồi theo bảng 16-10a (34) , có các thông số như sau: d = 63(mm); D = 210(mm); dm= 120 (mm); d10(mm); Do0 (mm)

Bằng cách áp dụng phương trình cân bằng moment và phương trình cân bằng lực, chúng ta có thể xác định các lực tác dụng của các ổ lên trục, với chiều lực được minh họa trong hình vẽ.

Suy ra: MA3=MD3=0; MB3 = 171000 (Nmm); MC3 = 497571,28 (Nmm)

Suy ra: M tđA3 = 891442,34 (Nmm); M tđB3 = 907695,13 (Nmm);

𝑑 𝑗 = √𝑀 3 𝑡đ𝑗/(0,1[σ]) Suy ra: d A3 ≥ 56,28 (mm); d B3 ≥ 56,6 (mm) d C3 ≥ 46,34 (mm); d D3 ≥ 0

34 PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí T2, trang 68-69

– Theo tiêu chuẩn và yêu cầu về kết cấu ta chọn có tiết diện có các giá trị sau: d B3 = d D3 = 60 (mm); dA3 = 63 (mm); dC2 = 60 (mm)

– Kiểm tra lại các đường kính đều bé hơn 100 mm nên việc chọn [σ] = 50 MPa là hợp lí

➢ Vẽ biểu đồ momen trục III

Tính mối ghép then và kiểm nghiệm then

– Chọn then thiết kế là then bằng

– Then được chọn phải thỏa mãn điều kiện cắt và dập theo công thức: σ d = 2T d×l t ×(h−t 1 )≤ [σ d ] τ c = 2T d×l t ×b≤ [τ c ] Trong đó:

+ σ d , τ c : ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán (MPa);

+ T: momen xoắn trên trục (Nmm)

T1 = 139871,923 T2 = 443129,482 T3 = 1029348,951 + d: đường kính trục (mm), xác định khi tính trục;

+ l t : chiều dài làm việc then _đối với then đầu bằng l t =(0,8…0,9)lm

+ t1: chiều sâu rãnh then trên trục;

+ [σ d ]: ứng suất dập cho phép _ tra bảng 9.5 (35) ta được [σ d ] = 100 (MPa)

+ [τ c ]: ứng suất cắt cho phép _với then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập nhẹ:

3 (60…90) = 20…30 MPa → Ta chọn [τ c ] = 30 (MPa) – Chọn then cho các tiết diện trục:

 Kết luận: Tất cả các mối ghép then đều đảm bảo yêu cầu về độ bền dập và độ bền cắt

Kiểm nghiệm độ bền trục về độ bền mỏi

– Để đảm bảo được độ bền mỏi thì hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện: s = s σ ×s τ

Giá trị s σ , s τ được xác định theo công thức: s σ = σ −1

Giới hạn mỏi uốn và xoắn tương ứng với chu kỳ đối xứng được tính toán với σ −1 = 0,436σ b = 370,6 MPa và τ −1 ≈ 0,58σ b = 493 MPa Hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi được xác định theo bảng 10.7, với ψ σ = 0,1 và ψ τ = 0,05.

+ Biên độ và trị số trung bình của ứng suất:

Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó: σ a = σ max = M

W ; σ m = 0 với W là momen cản uốn Ứng suất tiếp thay đổi theo chu kì mạch động khi trục quay 1 chiều: τ a = τ m = τ max

2W 0 với Wo là momen cản xoắn Đối với tiết diện có 1 rãnh then:

Momen cản uốn và momen cản xoắn của các tiết diện:

+ Biên độ và trị số trung bình các ứng suất:

+ K σd và K τd : hệ số, xác định theo công thức:

K σdj = (K σ ε σ + K x − 1) K y và K τdj = (K τ ε τ + K x − 1) K y, với Ē K σ = 2,01 và K τ = 1,88, đại diện cho hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón Hệ số Ē Kx = 1,1 phản ánh sự tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt Hệ số tăng bền Ky = 1 vì không sử dụng các phương pháp tăng bền bề mặt Hệ số ε σ và ε τ thể hiện ảnh hưởng của tiết diện trục đến giới hạn mỏi, được tra cứu trong bảng 10.10 Đối với các bề mặt trục lắp có độ dôi, có thể tra trực tiếp tỉ số K σ ε σ và K τ ε τ từ bảng 10.11 Hệ số an toàn cho phép được xác định trong khoảng [s] = 2,5…3, với lựa chọn [s] = 2,5.

– Kết quả tính toán đối với tiết diện ba trục:

Lắp trung gian có độ dôi

 Kết luận: Theo bảng trên ta thấy các tiết diện đều thỏa điều kiện bền theo hệ số an toàn.

Kiểm nghiệm độ bền trục về độ bền tĩnh

Đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc bị gãy khi bị quá tải đột ngột, ta cần kiểm nghiệm trục theo điều kiện: σ td = √σ 3 + 3τ 2 ≤ [σ]

 Kết luận: Theo bảng trên ta thấy các tiết diện đều thỏa điều kiện về độ bền tĩnh

TÍNH CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI

Tính toán lựa chọn ổ lăn trên từng trục

✓ Sơ đồ lực tác dụng

Số vòng quay: n = 478,62 (vòng/phút) Thời gian làm việc: L h ∑ = 24000 (giờ) Tải trọng thay đổi, tải va đập nhẹ

➢ Trình tự chọn ổ lăn trên trục I

1 Lực hướng tâm xác định tác dụng lên ổ:

- Tỉ số Fa/Fr > 0,3 do đó chọn loại ổ bi đỡ chặn

2 Do không yêu cầu gì đặc biệt về độ chính xác, chọn cấp chính xác 0

3 Chọn sơ bộ ổ bi đỡ chặn một dãy cỡ nhẹ hẹp ứng với d = 35 (mm), tra bảng P2.12 (40)

Kí hiệu ổ d, mm D, mm b=T1, mm r, mm r1, mm C, kN Co, kN 𝛼

4 Xác định lực dọc trục Fa Đối với ổ đỡ chặn thì ngoài lực dọc trục bên ngoài tác động lên ổ, còn có lực dọc trục phụ Fs do lực hướng tâm Fri tác dụng lên ổ gây ra nên:

Với e = 0,41 theo bảng 11.4 → Fs1 = 626,45 (N) ; Fs2 = 1120,47 (N)

Do Fa > Fs2− Fs1 , nên Fa1 = Fs1 = 626,45 (N); Fa2 = Fs1 + Fa = 1465,45 (N)

5 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ (Tiến hành cho ổ tại C vì ổ này chịu tải lớn hơn)

- Tính tải trọng quy ước tác dụng lên ổ Q (N) Đối với ổ bi đỡ chặn: Q = (XVFr + YFa) kt kđ

+ Fr và Fa: là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục (kN);

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

+ kt=1: hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ

+ kd: hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3 (41) Chọn kd = 1,2

+ X và Y là hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục, tra bảng 11.4 (42) → X=1; Y=0 + Xác định lực dọc trục Fa2 = 1365 (N)

- Tải trọng động tương dương QE (với ổ bi m=3)

= 3110,871 (N) = 3,11 (kN) Tuổi thọ tương đương của ổ LhE = K HE × L h ∑ = 0,125×24000 = 3000 (h)

Tải va đập nhẹ K HE = 0,125

- Khả năng tải động Cd được tính theo công thức:

Cd = QE m √L Với: L-tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay;

Do đó khả năng tải động của ổ lăn có kí hiệu 46207 được đảm bảo

6 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ

- Nhằm tránh biến dạng dư hay dính bề mặt tiếp xúc, ta tiến hành kiểm tra ổ theo điều kiện:

+ Theo bảng 11.6 (43) , với ổ bi đỡ chặn một dãy: Xo=0,5; Yo=0,37

+ Qt là một trong hai giá trị lớn nhất sau đây:

Qt = Fr = 2733 (N) Vậy Qt = 2,733 (kN) < Co = 16,6 (kN), khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo b) Trục trung gian

✓ Sơ đồ lực tác dụng

Số vòng quay: n = 145,04 (vòng/phút)

Thời gian làm việc: L h ∑ = 24000 (giờ)

Tải trọng thay đổi, tải va đập nhẹ

➢ Trình tự chọn ổ lăn trên trục II

- Tỉ số Fa/Fr < 0,3 do đó chọn loại ổ bi đỡ

3 Chọn sơ bộ ổ bi đỡ một dãy cỡ nhẹ ứng với d = 40 (mm), tra bảng P2.7 (44)

Kí hiệu ổ d, mm D, mm B, mm r, mm Đường kính bi, mm C, kN Co, kN

4 Xác định lực dọc trục Fa Đối với ổ bi đỡ thì Fa là tổng các lực dọc trục ngoài tác dụng lên ổ

5 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ (Tiến hành cho ổ tại A vì ổ này chịu tải lớn hơn)

- Tính tải trọng quy ước tác dụng lên ổ Q (N) Đối với ổ bi đỡ: Q = (XVFr + YFa) kt kđ

+ X và Y là hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục, tra bảng 11.4 (46) → X=1; Y=0 + Xác định lực dọc trục Fa = 830 (N)

Qt = Fr = 5997,62 (N) Vậy Qt = 5,998 (kN) < Co = 18,1 (kN), khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo c) Trục đầu ra

✓ Sơ đồ lực tác dụng:

Số vòng quay: n = 145,04 (vòng/phút)

Thời gian làm việc: L h ∑ = 24000 (giờ)

Tải trọng thay đổi, tải va đập nhẹ

➢ Trình tự chọn ổ lăn trên trục III

- Vì Fa = 0 do không có lực dọc trục nên ta chọn loại ổ bi đỡ một dãy

3 Chọn sơ bộ ổ bi đỡ một dãy cỡ đặc biệt nhẹ, hẹp ứng với d = 60 (mm), tra bảng P2.7 (48)

Kí hiệu ổ d, mm D, mm B, mm r, mm C, kN Co, kN

4 Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ (Tiến hành cho ổ tại D vì ổ này chịu tải lớn hơn)

- Tính tải trọng quy ước tác dụng lên ổ Q (N) Đối với ổ bi đỡ: Q = (XVFr + YFa) kt kđ

+ X và Y là hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục, Fa = 0 → X=1; Y=0

+ Xác định lực dọc trục Fa = 0

Qt = Fr = 2935,52 (N) Vậy Qt = 2,936 (kN) < Co = 11,5 (kN), khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo.

Tính chọn khớp nối

Khớp nối bao gồm các thành phần như nối trục, li hợp và li hợp tự động Đây là một chi tiết tiêu chuẩn, do đó, trong quá trình thiết kế, kích thước của khớp nối thường được lựa chọn dựa trên mômen xoắn tính toán T, được xác định theo công thức cụ thể.

Trong đó: T3 = 1029348,95 (Nmm) = 1029,35 (Nm) k =1,2 - hệ số an toàn làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác, cho trong bảng 9.1 (51)

Chọn trục vòng đàn hồi vì nó có cấu trúc đơn giản, dễ sản xuất và thay thế, đồng thời hoạt động đáng tin cậy, nên được sử dụng phổ biến.

- Từ moment xoắn T3 và đường kính trục d = 65 (mm), ta tra bảng 16.10a (52) (đơn vị: mm) d D dm L l d1 Do z nmax B B1 l1 D3 l2

Kích thước cơ bản vòng đàn hồi dc dl D2 l l1 l2 l3 h

- Kiểm nghiệm điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi: σ d ≤ [σ] d = (2 ÷ 4) (MPa) σ d = 2kT

- Kiểm nghiệm điều kiện sức bền dập của chốt: σ u ≤ [σ] u = (60 ÷ 80) (MPa) σ u = kTl o

52 PGS.TS.TRỊNH CHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (2016), Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí T2, trang 68-69

THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP

Cấu tạo vỏ hộp giảm tốc

Vỏ hộp giảm tốc có nhiều hình dạng khác nhau, nhưng đều có chức năng chung là duy trì vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy Nó tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp đặt trên vỏ, chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết máy khỏi bụi bẩn.

Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ

Vật liệu phổ biến nhất dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX15-32

✓ Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp giảm tốc

Nắp hộp,  1 δ = 0,03a + 3 = 9,75 mm, chọn δ = 10 (mm) δ 1 = 0,9δ = 9 mm, chọn δ 1 = 9 (mm) Gân tăng cứng:

Chiều cao, h Độ dốc e = (0,8 ÷ 1)δ = 8 ÷ 10 mm, chọn e = 8 (mm) h < 58 , chọn h = 40 (mm) Khoảng 2° Đường kính:

Bulông ghép bích nắp và thân d3

Vít ghép nắp cửa thăm dầu, d5 d 1 > 0,04a + 10 = 19 mm, chọn M20 d 2 = (0,7 ÷ 0,8)d 1 = 14 ÷ 16 mm, chọn M14 d 3 = (0,8 ÷ 0,9)d 2 = 11,2 ÷ 12,6 mm, chọn M12 d 4 = (0,6 ÷ 0,7)d 2 = 8,4 ÷ 9,8 mm, chọn M10 d 5 = (0,5 ÷ 0,6)d 2 = 7 ÷ 8,4 mm, chọn M8 Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp, S3

Chiều dày bích nắp hộp, S4

Bề rộng bích nắp hộp và thân, K3

K 3 ≈ K 2 − (3 ÷ 5) = 40 (mm) Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2

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

Xác định theo kích thước nắp ổ

C = D 3 /2 nhưng phải đảm bảo k ≥ 1,2d 2 = 16,8 h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa

Chiều dày không có phần lồi S1

Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q

K 1 ≈ 3d 1 = (60 mm) q ≥ K 1 + 2δ = 80 (mm) Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

Các chi tiết phụ

6.2.1 Bulông vòng hoặc vòng móc

✓ Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép, …) trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng hoặc vòng móc

Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp có khối lượng sơ bộ 480kg, theo bảng 18.3b (53) Để lắp đặt, cần sử dụng 2 bulông vòng M16 theo cách bố trí b, dựa trên khối lượng này Các thông số ren d, d1, d2, d3, d4, d5, h, h1, h2, l cần đáp ứng yêu cầu f, b, c, x, r, r1, r2.

✓ Vòng móc có thể được làm trên nắp và cả thân hộp Kích thước vòng móc được xác định:

Chiều dày vòng móc: s = (2÷3)δ = 20÷30 Đường kính: d = (3÷4)δ = 30÷40

Mặt ghép giữa nắp và thân cần được đặt trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Điều này giúp đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân không chỉ trong quá trình gia công mà còn trong quá trình lắp ghép.

Chốt định vị đóng vai trò quan trọng trong việc giữ cho bu lông được xiết mà không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, từ đó giúp giảm thiểu nguy cơ hỏng hóc cho ổ.

✓ Ta chọn chốt định vị hình côn, tra bảng 18.4b (54) : d = 6 (mm); c = 1 (mm); l = 20÷110

Để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc, cũng như để châm dầu bôi trơn, hộp được thiết kế với cửa thăm ở đỉnh Cửa thăm này được đậy bằng nắp, và trên nắp có thể lắp thêm nút thông hơi để tăng cường khả năng thông khí.

✓ Kích thước cửa thăm có thể chọn theo bảng 18.5 (55)

Nút thông hơi được sử dụng để điều chỉnh áp suất và kiểm soát khí hậu bên trong và bên ngoài vỏ hộp Thường được lắp đặt trên nắp cửa thăm hoặc tại vị trí cao nhất của nắp hộp, nó giúp duy trì sự cân bằng áp suất và cải thiện hiệu suất hoạt động.

Sau một thời gian hoạt động, dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc sẽ bị ô nhiễm, do đó cần thay dầu mới để duy trì hiệu suất bôi trơn Việc này đòi hỏi phải tháo sạch dầu cũ ra khỏi hộp giảm tốc thông qua lỗ tháo dầu ở đáy hộp, nơi được bịt kín bằng nút tháo dầu.

✓ Theo bảng 18.7 (56) ta chọn nút tháo dầu có kích thước như sau: d b m f L c q D S D0

✓ Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kết cấu và kích thước như hình vẽ:

Kết cấu que thăm dầu

Bôi trơn hộp giảm tốc

Để tối ưu hóa hiệu suất của hộp giảm tốc, việc bôi trơn liên tục các bộ truyền là rất cần thiết Điều này giúp giảm thiểu mất mát công suất do ma sát, ngăn chặn mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt hiệu quả và phòng ngừa tình trạng han gỉ ở các tiết máy.

Đối với bánh răng có vận tốc nhỏ dưới 12 m/s, phương pháp bôi trơn hiệu quả là ngâm dầu, với các bánh răng được đặt trong dầu trong hộp giảm tốc (HGT) Đối với bánh răng nghiêng, vòi phun dầu cần được điều chỉnh để các tia dầu phun theo chiều quay của bánh răng, trong khi đó, với bánh răng thẳng, vòi phun phải ngược chiều quay và được đặt trên vị trí ăn khớp Đối với các bánh răng nhỏ, bôi trơn được thực hiện bằng cách phun dầu từ các bánh răng lớn đang ngâm trong dầu Ngoài ra, các ổ lăn được bôi trơn bằng mỡ, được tra định kỳ vào ổ và các con lăn sau mỗi lần bảo dưỡng.

Trong hộp giảm tốc, loại dầu bôi trơn cần thiết được xác định dựa trên bảng 18.11, với vật liệu bánh răng bằng thép có σ b từ 470 đến 1000 MPa Độ nhớt Centistoc cần đạt 160 và độ nhớt Engle là 16 Theo bảng 18.13, loại dầu ô tô máy kéo AK – 15 được lựa chọn để đảm bảo hiệu suất bôi trơn tối ưu.

- Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị che đậy, hay bị bụi bặm bám vào, ta chọn bôi trơn định kì bằng mỡ

Dầu ô tô máy kéo AK-15 được sử dụng để bôi trơn bộ truyền trong hộp, với lượng dầu cần thiết là 0,6 lít cho mỗi Kw Thời gian thay dầu hoặc mỡ định kỳ là 5 tháng.

Mỡ T Tất cả các ổ và bộ truyền ngoài 2/3 chỗ rỗng bộ phận ổ một năm

Dung sai lắp ghép

Dựa vào kết cấu làm việc và chế độ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc, việc chọn kiểu lắp ghép phù hợp là rất quan trọng Một trong những yếu tố cần xem xét là dung sai lắp ghép bánh răng, ảnh hưởng trực tiếp đến hiệu suất và độ bền của hệ thống.

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

Mối ghép Mối lắp Dung sai (μm)

Bánh đai lắp trên trục I 30H7/k6 30 0 +21 /30 +2 +15

Bánh răng chủ động lắp trên trục Ⅰ 40H7/k6 40 0 +25 /40 +2 +18

Bánh răng bị động lắp trên trục Ⅱ 45H7/k6 45 0 +25 /45 +2 +18

Bánh răng chủ động lắp trên trục Ⅱ 50H7/k6 50 0 +25 /50 +2 +18

Bánh răng bị động lắp trên trục Ⅲ 60H7/k6 60 0 +30 /60 +2 +21

Khớp nối lắp ở đầu trục ⅠII 63H7/k6 63 0 +30 /63 +2 +21 b) Dung sai lắp ghép ổ lăn:

Khi lắp ổ lăn ta cần lưu ý:

Lắp vòng trong trên trục theo hệ thống lỗ và lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục Để đảm bảo các vòng ổ không trơn trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ trong quá trình hoạt động, nên chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay.

+ Đối với các vòng không quay ta sử dụng kiểu lắp có độ hở

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

Mối ghép Mối lắp Dung sai (μm)

Vòng trong ổ lăn lắp trên trục Ⅰ 35k6 35 +2 +18

Vòng trong ổ lăn lắp trên trục Ⅱ 40k6 40 +2 +18

Vòng trong ổ lăn lắp trên trục Ⅲ 60k6 60 +2 +21

Vòng ngoài ổ lăn trục Ⅰ lắp trên vỏ 72H7 72 0 +30

Vòng ngoài ổ lăn trục Ⅱ lắp trên vỏ 80H7 80 0 +30

Vòng ngoài ổ lăn trục Ⅲ lắp trên vỏ 95H7 95 0 +35

59 c) Dung sai khi lắp vòng chắn dầu:

Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp d) Dung sai lắp vòng lò xo (bạc chắn) trên trục tùy động:

Vì bạc chỉ có tác dụng chặn các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp có độ hở H8/h7 e) Dung sai lắp ghép mối ghép then:

Bảng sai lệch giới hạn của kích thước then và chiều rộng rãnh then

Sai lệch giới hạn của kích thước then

Sai lệch giới hạn của rãnh then

Bảng sai lệch giới hạn của chiều sâu rãnh then

Chiều sâu rãnh then Trên trục, t1 Trên bạc, t2 t1

16×10 6 + 0,2 4,3 + 0,2 f) Dung sai vòng chắn dầu:

Chọn kiểu lắp trung gian H7/j6 để thuận tiện quá trình tháo lắp

Dung sai bạc lót trên trục: Chọn kiểu lắp trung gian H7/j6

Dung sai lắp nắp ổ: Chọn kiểu lắp có độ hở H7/d11

Tiêu đề	Hộp Giảm Tốc Bánh Răng Trụ 2 Cấp Khai Triển
Người hướng dẫn	Ths. Diệp Lâm Kha Tùng
Trường học	Viện Cơ Khí
Chuyên ngành	Thiết Kế Chi Tiết Máy
Thể loại	Đồ Án

Định dạng
Số trang	59
Dung lượng	2,02 MB