Đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động xích tải

BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY VÀ RÔ BỐT ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY HỌC KÌ: 20201 MÃ ĐỀ: 1/PMH-15 ĐẦU ĐỀ: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỂN ............................................. 5 1.1 Các dữ liệu ban đầu ........................................................................................................................ 5 1.2 Chọn động cơ ................................................................................................................................... 5 1.2.1 Tính toán công suất của động cơ................................................................................................ 5 1.2.2 Chọn tỷ số truyền sơ bộ ............................................................................................................. 6 1.2.3 Tính toán số vòng quay sơ bộ .................................................................................................... 6 1.2.4 Lựa chọn động cơ....................................................................................................................... 6 1.3 Phân phối tỉ số truyền ..................................................................................................................... 7 1.4 Xác định thông số đầu vào thiết kế của các bộ truyền cơ khí và các trục ................................. 7 1.4.1 Công suất trên các trục ............................................................................................................... 7 1.4.2 Số vòng quay trên các trục ......................................................................................................... 7 1.4.2 Momen xoắn trên các trục.......................................................................................................... 7 PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ...................................................................... 9 2.1 Tính toán bộ truyền ngoài ................................................................................................................. 9 2.1.1 Chọn loại xích ............................................................................................................................ 9 2.1.2 Chọn số răng đĩa xích ................................................................................................................ 9 2.1.3 Xác định bước xích .................................................................................................................... 9 2.1.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích ............................................................................... 11 2.2 Kiểm nghiệm xích về độ bền ........................................................................................................ 11 2.3 Thông số đĩa xích .......................................................................................................................... 12 2.4 Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền ......................................................................................... 13 2.5 Xác định lực trên các trục ............................................................................................................ 14 2.6 Tổng hợp thông số bộ truyền xích ............................................................................................... 14 PHẦN 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG ........................... 15 3.1 Chọn vật liệu bánh răng ............................................................................................................... 15 3.1.1Vật liệu bánh lớn (bánh bị động): ............................................................................................. 15 3.1.2Vật liệu bánh nhỏ (bánh chủ động): .......................................................................................... 15 3.2Xác định ứng suất cho phép .......................................................................................................... 16 3.2.1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ........................................................................... 16 3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục ................................................................................................. 18 3.4 Xác định các thông số ăn khớp ....................................................................................................... 19 3.4.1 Mô đun ..................................................................................................................................... 19

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỂN

Các dữ liệu ban đầu

Từ đề bài ta có các số liệu ban đầu

3 Số răng đĩa xích tải Z= 12 (răng)

5 Thời gian phục vụ Lh"000 (giờ)

6 Số ca làm việc Soca= 2(ca)

7 Góc nghiên đường nối tâm bộ truyền ngoài β0-@0 o

8 Đặc tính làm việc: va đập vừa

Chọn động cơ

1.2.1 Tính toán công suất của động cơ

Các giá trị của hiệu suất tra theo bảng 2.3 (Trang 19 TTTK-T1)

Hiệu suất của bộ truyền ngoài (η )

Hiệu suất của bộ truyền trong (η )

Hiệu suất ổ trục hộp giảm tốc (η )

Hiệu suất của ổ trục- trục công tác (η )

Do tải không đổi nên công suất tính toán là công suất trên trục làm việc: Áp dụng công thức 2.11 (Trang 20 TTTK-T1)

Hiệu suất của hệ thống là: Áp dụng công thức 2.9 (Trang 19 TTTK- T1) η = η η η η = 0,92 0,992 0,99.0,97 = 0,87

Công suất cần thiết của động cơ cần chọn là: Áp dụng công thức 2.8 (Trang 19 TTTK-T1)

1.2.2 Chọn tỷ số truyền sơ bộ

Chọn theo bảng 2.4 (Trang 21 TTTK-T1)

 Tỷ số truyền của bộ truyền xích là: u = 2.5

 Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng là : u = 3

 Tỷ số truyền sơ bộ là: u = 3.2,5 = 7,5

1.2.3 Tính toán số vòng quay sơ bộ

Số vòng quay trên trục làm việc là: Áp dụng công thức 2.17 (Trang 21 TTTK-T1) n `000 v zp `000.2,47

Số vòng quay sơ bộ là: Áp dụng công thức 2.18 (Trang 21 TTTK-T1) n = n u = 112,7.7,5 = 845,25(vòng phút⁄ )

1.2.4 Lựa chọn động cơ Động cơ được chọn phải có công suất P đ và số vòng quay đồng bộ thỏa mãn

Dựa vào danh mục động cơ điện của Công Ty Cổ Phần Chế Tạo Động Cơ Điện

Hà Nội (HEM) ta chọn được động cơ như sau

Bảng 1 Thông số của động cơ điện

Số vòng quay (vòng/phút)

Phân phối tỉ số truyền

Áp dụng công thức 3.23 (Trang 48 TTTK-T1)

Tỉ số truyền của hệ là u = đ , = 8,43 Chọn tỷ số truyền của bộ truyền xích là u = 2,5 Áp dụng công thức 3.25 (Trang 49 TTTK-T1)

Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng là u = = ,

Xác định thông số đầu vào thiết kế của các bộ truyền cơ khí và các trục

Công suất trên trục làm việc là: P = P = 3,26(KW)

Công suất trên trục II là:

0,92 = 3,54 (KW) Công suất trên trục I:

0,992.0,97= 3,68(KW) Công suất trên trục động cơ :

1.4.2 Số vòng quay trên các trục

Số vòng quay của động cơ là: n đ = 950 (vòng phút)⁄

Số vòng quay trên trục I: n = n đ u 20

Số vòng quay trên trục II: n = n u = 950

Số vòng quay trên trục làm việc là: n = n u = 281,89

2,5 = 112,76 (vòng phút)⁄1.4.2 Momen xoắn trên các trục

Momen xoắn trên trục làm việc là:

112,7 = 276247(Nmm) Momen xoắn trên trục I là:

950 = 36994(Nmm) Momen xoắn trên trục II là:

281,89 = 119929 (Nmm) Momen xoắn trên trục động cơ là:

Bảng 2 Tổng hợp thông số của các bộ truyền

Trục Thông số Động cơ I II Công tác

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Tính toán bộ truyền ngoài

Do điều kiện là việc êm và hiệu suất bộ truyền xích yêu cầu cao nên ta chọn xích ống con lăn

2.1.2Chọn số răng đĩa xích Áp dụng công thức: z = 29 − 2u = 29 − 2.2,5 = 24 ≥ 19

Nên quy tròn đến số lẻ nên ta chọn z = 25 Áp dụng công thức: z = u z = 25.2,5 = 62,5

Nên quy tròn theo số lẻ nên ta chọn: z = 63

Tỉ số truyền thực tế : u = = = 2,52

Bước xích p được tra theo bảng 5.5 (Trang 81 TTTK-T1) với điều kiện

P ≤ [P] Áp dụng công thức 5.3 ( Trang 81 TTTK-T1)

 P là công suất tính toán

 Chọn bộ xích tiêu chuẩn có số răng z = 25 , vận tốc đĩa xích nhỏ n chọn gần với n nhất và nằm trong dãy 50, 200, 400, 600,

800, 1000, 1200, 1600 (vòng phút)⁄ Từ đó tính được hệ số k k = z z = 25

 k : hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền Tra bảng 5.6 (Trang 82- TTTK-T1) với β` o ta được k = 1

Hệ số ảnh hưởng khoảng cách trục và chiều dài xích được xác định với k = 1 khi chọn a = (30 ÷ 50)p = 40, theo bảng 5.6 (Trang 82- TTTK-T1) Đồng thời, do hệ thống không có bộ phận căng xích, hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích là k = 1,25, cũng được tra cứu từ bảng 5.6.

 k : Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn Chọn kiểu bôi trơn cho hệ thống là bôi trơn định kì nên tra bảng 5.6 (Trang 82 TTTK-T1) ta được k = 1,3

 k : Hệ số tải trọng động Do hệ thống làm việc với trải trọng tĩnh, làm việc va đập vừa tra bảng 5.6 (Trang 82 TTTK-T1) được k = 1,2

 k : Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền Do hệ thống làm việc 2 ca nên tra bảng 5.6 (Trang 82 TTTK-T1) được k = 1,25

Thay vào công thức ta được: k = k k k k k k = 1.1.1,25.1,3.1,2.1,25 2,43

Vậy P = P k k k = 3,54.1.0,71.2,43 = 6,11 ≤ 11,0(KW) tra bảng 5.5 (Trang 81 TTTK-T1) ta được

Bước xích p(mm) Đường kính ông chốt d (mm)

2.1.4Xác định khoảng cách trục và số mắt xích

Chọn sơ bộ a = 40p = 40.25,4 = 1016(mm) Áp dụng công thức 5.12 (Trang 85 TTTK-T1) ta xác định được số mắt xích x là: x = 2a p +z + z

Do số mắt xích là số chẵn nên x = 124

Khoảng cách trục là: Áp dụng công thức 5.12 (Trang 85 TTTK-T1) a ∗ = 0,25p{x − 0,5(z + z )

+ [124 − 0,5(63 + 25)] − 2 (63 − 25) π a ∗ = 1004,25 Để xích không quá căng cần giảm a ∗ một lượng :

Số lần va đập của bản lề i trong 1 giây là: Áp dụng công thức 5.14 (Trang 85 TTTK-T1) i =z n 15x %.281,89

15.124 = 3,78 ≤ [i] = 30 Giá trị của [i] được tra theo bảng 5.9 (Trang 85 TTTK-T1)

Kiểm nghiệm xích về độ bền

Áp dụng công thức 5.15 ( Trang 85 TTTK- T1) s = Q k F + F + F ≥ [s]

Q: Tải trọng phá hỏng (N) tra theo bảng 5.2 (Trang 78 TTTK-T1) với p = 19.05 nên Q = 56700(N)

12 q: khối lượng 1(m) xích tra theo bảng bảng 5.2 (Trang 78 TTTK-T1) là q = 2,6(kg)

Hệ số tải trọng là k đ = 1,7 ( Tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trọng danh nghĩa) v =z p n

F : Lực vòng được xác định bởi công thức

F : Lực căng do lực li tâm gây ra được xác định bởi công thức

F : Lực căng do trọng lượng nhánh bị động sinh ra được áp dụng bởi công thức

F = 9,81 k q a = 9,81.4.1 = 39,36(N) Giá trị k : hệ số phụ thuộc độ võng của xích Do β` o nên k =4

[s]: Hệ số an toàn cho phép được tra 5.10 ( Trang 86 TTTK-T1) với p = 25,4 (mm) và n = 281,89(vòng phút)⁄ ta được [s] = 8,2 Thay số ta được s , , , = 13,49 ≥ [s] = 8,2

Do vậy bộ truyền xích đủ bển

Thông số đĩa xích

 Đường kính vòng chia Áp dụng công thức 5.17 ( Trang 86 TTTK-T1) d = p sin π z

 Đường kính đỉnh răng Áp dụng công thức d = p 0,5 + cot π z = 25,4 0,5 + cot π

13 Đường kính chân răng d = d − 2r = 213,76 − 2.8,03 = 197,7(mm) d = d − 2r = 521,64 − 2.8,03 = 505,58(mm) Trong đó r = 0,5025d′ + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 (mm)

Và d′ được tra trong bảng 5.2 (Trang 78 TTTK -T1) d′ = 15,88(mm)

Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền

Áp dụng công thức 5.18 (Trang 87 TTTK-T1) σ = 0,47 k (F k + F )E

[σ ]: Ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa) tra theo bảng 5.11 (Trang 86 TTTK-T1) là: [σ ]= 600(MPa)

F : lực va đập trêm m dãy xích Được tính theo công thức 5.19 (Trang

F = 13.10 n p m = 13.10 281,89 25,4 1 = 6,05(N) k : Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích Được nội suy theo công thức k = ( ) ( )

( ) = , ( ) , ( ) = 0,42 Các giá trị k , k , z , z′ được tra bảng hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích

K : hệ số tải trọng động tra bảng 5.6( Trang 82 TTTK-T1) k : hệ số phân bố không đều tải trọng trên các nhánh Do có 1 nhánh nên k = 1

A: Diện tích hình chiếu của bản lề Được tra bảng 5.12( Trang 87 TTTK- T1) với p = 25,4(mm) nên A = 180(mm )

Tra bảng 5.11 (Trang 86 TTTK-T1) chọn được vật liệu là gang xám có [σ ] ≥ σ

Xác định lực trên các trục

Áp dụng công thức 5.20 (Trang 88 TTTK-T1)

F = k F = 1,05.1187,92 = (N) Trong đó 1247,32 k : Hệ số kể đến trọng lượng xích Do bộ truyền có góc nghiêng trên 40 0 nên k = 1,05

Tổng hợp thông số bộ truyền xích

Bảng 2.2 Thông số bộ truyền xích

Thông số Giá trị Đơn vị

Số răng đĩa chủ động 25,00

Số răng đĩa bị động 63,00

Góc ôm của xích trên bánh chủ động (độ) 120 độ

Công suất cho phép của 1 dãy xích 11,0 kW

Tốc độ trục chủ động ứng với công suất cho phép, n01 200,00 vòng/phút

Công suất tính toán trên 1 dãy xích 3,53 kW

Hệ số tải trọng động (kđ) 1,2

Hệ số chế độ làm việc (số ca, kc) 1,25

Hệ số vị trí bộ truyền (ko) 1

Hệ số chiều dài xích và khoảng cách trục (ka) 1,00

Hệ số điều chỉnh khoảng cách trục (kđc) 1,25

Hệ số bôi trơn (kbt) 1,30

Hệ số phân bố tải không đều trên các dãy xích (kd) 1

Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây 3,78 Ứng suất tiếp xúc trên răng đĩa xích 393,64 MPa

Lực tác dụng lên trục Fr 1247,32 N

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

Chọn vật liệu bánh răng

Do hộp giảm tốc chịu công suất trung bình nên chỉ cần chọn vật liệu nhóm I

3.1.1Vật liệu bánh lớn (bánh bị động):

Chế độ nhiệt luyện giúp cải thiện độ rắn cho bánh răng, với giá trị đạt từ HB = 192 đến 240, trong đó lựa chọn HB = 210 Để tăng khả năng chống mòn, bánh răng lớn nên có độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ khoảng 10 đến 15 HB.

3.1.2Vật liệu bánh nhỏ (bánh chủ động):

Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện Độ rắn HB = 192 ÷ 240, ta chọn HB = 220

Xác định ứng suất cho phép

3.2.1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép Áp dụng công thức 6.1 và 6.2 ( Trang 91 TTTK-T1)

Z : Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

Z : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

K : Hệ số xét tới ảnh hưởng của kích thước răng

Trong bước tính toán thiết kế, ta chọn sơ bộ lấy

Hệ số an toàn khi tính toán ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn được xác định từ bảng 6.2 (Trang 94 TTTK-T1) Ứng suất tiếp xúc cho phép (σ) và ứng suất uốn cho phép (σ) tương ứng với số chu kỳ cơ sở cũng được tra cứu trong bảng này Cụ thể, công thức tính ứng suất tiếp xúc là σ = 2HB + 70, và ứng suất uốn là σ = 1,8HB Đối với bánh chủ động, giá trị ứng suất tiếp xúc tính được là σ = 2HB + 70 = 2.220 + 70 = 510 (MPa) và ứng suất uốn là σ = 1,8HB = 1,8.220 = 396 (MPa).

S = 1,75 Bánh bị động: σ = 2HB + 70 = 2.210 + 70 = 490 (MPa) σ = 1,8HB = 1,8.210 = 378 (MPa)

K , K : Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền được xác định bởi công thức 6.3 và 6.4 (Trang

N ở đây: m , m : bậc của đường cơn mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; m = m 6

Khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 MPa

N : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc Áp dụng công thức 6.5 ( Trang 93 TTTK-T1)

N : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; N = 4.10 đối với mọi loại thép

Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh nên theo công thức 6.6 ( Trang 93 TTTK- T1)

Để tính toán số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, ta có công thức N = N = N = 60cnt, trong đó c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, n là số vòng quay trong một phút, và t là tổng số giờ làm việc của bánh răng Cụ thể, c được xác định là 1, n là 950 vòng/phút, và t là 22,000 giờ.

Đường cong mỏi gần đúng của N và N là một đường thẳng song song với trục hoành, cho thấy rằng trong khoảng này, giới hạn mỏi và giới hạn uốn không thay đổi Khi tính toán với N > N, ta sử dụng N = N, dẫn đến K = 1 Tương tự, trong trường hợp N > N, cũng áp dụng N = N để tính và K vẫn bằng 1.

Do N > N (1,2.10 > 12,56.10 ) nên lấy N = N do đó

Do N > N (1,2.10 > 4.10 ) nên lấy N = N do đó K = 1 Thay số vào công thức ta được

1,75 1.1 = 216 (MPa) Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng áp dụng công thức 6.12( Trang

Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Áp dụng công thức 6.15a (Trang 95 TTTK-T1) a = K (u + 1) T K

K : Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng Tra bảng 6.5 (Trang 96 TTTK- T1) ta được K = 43

T : Momen xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm; T = 36994(Nmm) [σ ] : ứng suất tiếp xúc cho phép [σ ] = 454,55 (MPa) u: Tỉ số truyền; u = 3,37 ψ = với b : Chiều rộng vành răng Tra bảng 6.6 ( Trang 97 TTTK-

T1) Do vị trí bánh răng đối với các ổ trong hộp giảm tốc là đối xứng nên chọn ψ = 0,3

K : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Tra bảng 6.7 (Trang 98 TTTK-T1) theo sơ đồ số

Thay vào công thức ta được: a = K (u + 1) T K

= 106,22(mm) Nên chọn a chia hết cho 5 nên a = 110(mm)

Xác định các thông số ăn khớp

3.4.1 Mô đun Áp dụng công thức 6.17( Trang 97 TTTK-T1) ta có m = (0,01 ÷ 0,02)a = 0,015.110 = 1,65(mm)

Theo bảng trị số mô đun tiêu chuẩn tra theo bảng 6.8 ( Trang 99-TTTK- T1)

3.4.2 Xác định số răng , góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh

Chọn sơ bộ β = 10 → cosβ = cos(10 ) = 0,9848 Áp dụng công thức 6.19

2 (3,37 + 1) = 24,78 Chọn z = 24 Áp dụng công thức 6.20 ( Trang 99-TTTK-T1) ta có z = u z = 3,37.24 = 80,88 Chọn z = 80

Tỷ số truyền thực tế u = z z = 80

24= 3,33 Sai lệch tỉ số truyền:

Góc nghiêng của răng: cosβ =m(z + z )

2.110 = 0,9454 β = arccos(0,9454) = 19,02 3.4.3 Xác định góc ăn khớp α = α = arctan tanα cosβ Trong đó với α = 20 theo TCVN 1065-71

Nên α = α = arctan tanα cosβ = arctan tan(20 ) cos(19,02 ) = 21,06

Xác định các thông số động học và ứng suất cho phép

Tỷ số truyền thực tế: u = 3,33 Đường kính vòng lăn: d = 2 a u + 1= 2.110

21 d = 2 a − d = 2.110 − 50,81 = 169,19(mm) Vận tốc vòng của bánh răng: Áp dụng công thức 6.40 ( Trang 106-TTTK-T1) v =πd n

[σ ] , [σ ] : ứng suất cho phép sơ bộ đã tính ở trên

Z : Hệ số xét đến độ nhám của bề mặt răng làm việc Theo dữ liệu ở ( Trang 91-TTTK-T1) ta chọn R = 2,5 ÷ 1,25 (μm) thì Z = 0,95

Z : Hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc vòng Do v = 2 ≤ 5(m s)⁄ nên

K : Hế số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng K = 1

Y : Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Chọn Y = 1

Y : Hệ số xét đến độ nhạy cảm của vật liệu với tập trung ứng suất

Y = 1,08 − 0,0695ln (m) Với m = 2(mm) nên Y = 1,08 − 0,0695 ln(m) = 1,08 − 0,0695 ln(2) = 1,03

K : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn

Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

3.6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc Áp dụng công thức 6.33 ( Trang 105-TTTK-T1) σ = Z Z Z 2T K (u + 1) b u d ≤ [σ ] Trong đó:

Z : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng Tra bảng 6.5 ( Trang 96- TTTK-T1) ta được Z = 274

Z : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Z = 2 cosβ sin2α Ở đây β : Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tanβ = cosα tanβ = cos(21,06 ) tan(19,02 ) = 0,3217 β = 17,83

Do bánh răng không dịch chỉnh nên α = α = 21,06

Thay vào công thức ta được

Chiều rộng vành răng b = ψ a = 0,3.110 = 33(mm) Nên chọn b nguyên nên b = 33(mm)

Hệ số trùng khớp dọc: Áp dụng công thức 6.37 ( Trang 105-TTTK-T1) ε =b sinβ m π = 33 sin(19,02)

2 π = 1,71 ≥ 1 Nên hệ sô trùng khớp ngang được tính theo công thức 6.36c ( Trang 105-TTTK-T1)

Z = 1 ε Ở đây ε được tính theo công thức 6.38b ( Trang 105-TTTK-T1) ε = 1,88 − 3,2 1 z + 1 z cosβ = 1,88 − 3,2 1

K : Hệ số kể đến sự phần bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Theo mục 3.3 ta có K = 1,02

K : Hệ số kể đến sự phần bố không đều tải trọng trong các đôi răng đồng thời ăn khớp Theo bảng 6.14 ( Trang 107-TTTK-T1) ta được K = 1,13

K : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Tra phụ lục 2.3 ( Trang 250-TTTK-T1) với

K = K K K = 1,02.1,13.1,04 = 1,19 Thay số vào công thức ta được σ = Z Z Z 2T K (u + 1) b u d σ = 274.1,68.0,79 2.36994 1,19 (3,33 + 1)

24 σ = 421,56 ≤ 431,82(MPa) Như vậy bánh răng làm việc đủ bền tiếp xúc

3.6.2 Kiểm nghiệm độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt qua một giá trị cho phép: Áp dụng công thức 6.43 và 6.44 ( Trang 108-TTTK-T1) σ = 2T K Y Y Y b d m ≤ [σ ] σ =σ Y

T : Momen xoắn trên bánh chủ động, Nmm T = 36994(Nmm) m: Mô đun pháp, mm; b : chiều rộng vành răng, mm; d : đường kính vòng lăn bánh chủ động, mm;

Y = : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ε là hệ số trùng khớp ngang, với ε = 1,61 nên Y = , = 0,62

Y : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng

Y , Y : Hệ số dạng răng, tra bảng 6.18 theo số răng tương đương được tính theo công thức 6.53a và 6.53b z = z cos β = 24 cos (19,02) = 28,4 z = z cos β = 80 cos (19,02) = 89,51 Tra bảng 6.18 ( Trang 109-TTTK-T1)

Sủ dụng công thức nội suy

K : hệ số tải trọng khi tính về uốn

K : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn Tra bảng 6.7 ( Trang 98-TTTK-T1) ta được K = 1,07

K : Hệ số kể đến sự phần bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn Tra bảng 6.14 ( Trang 99-TTTK-T1) ta được

K : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

Giá trị δ , g được tra ở bảng 6.15 và 6.16 ( Trang 107-TTTK-T1) ta được δ = 0,006; g = 73 v = 2,53 (m s)⁄ Vậy

Thay số vào công thức ta được σ = 2T K Y Y Y b d m =2.36994.1,59.0,62.0,86.3,84

3,84 = 67,52 < 222,48(MPa) Vậy hai bánh răng làm việc an toàn

Thông số khác của cặp bánh răng

Đường kính đỉnh răng d = d + 2m = 50,81 + 2.2 = 54,81(mm) d = d + 2m = 169,19 + 2.2 = 173,19mm) Đường kính đáy răng d = d − 2,5m = 50,81 − 2,5.2 = 45,81(mms) d = d − 2,5m = 169,19 − 2,5.2 = 164,19(mm) Lực vòng

F = F =F tan(20 ) cos β 56,17 tan (20 ) cos (19,02 ) = 560,61(N) Lực dọc trục:

Tổng hợp

Thông số Giá trị Đơn vị mô đun 2 Mm

Chiều rộng vành răng 33.00 Mm

Số răng bánh chủ động 24.00

Số răng bánh bị động 80.00

Góc nghiêng của răng trên trụ chia: beta 19,02 (độ)

Hệ số dịch dao - bánh răng chủ động 0.00

Hệ số dịch dao - bánh răng bị động 0.00

Cấp chính xác của bộ truyền 9.00

Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu làm bánh răng ZM 274.00

Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH 1,68

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Z_epsilon 0.79

Hệ số xét đến phân bố không đều không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng (K_Hbeta) 1.02

Hệ số xét đến tải trọng động (K_Hv) 1.04

Hệ số xét đến sự phân bố không đều của tải trọng giữa các đôi răng cùng ăn khớp (K_Halpha)

33Ứng suất tiếp xúc cho phép chính xác 431.82 (MPa) Ứng suất tiếp xúc tính toán 421,56 (MPa)

Lực vòng trên bánh chủ động 1456,17 (N)

Lực dọc trục trên bánh chủ động 501,99 (N)

Lực hướng tâm trên bánh chủ động 560,61 (N) Độ rắn bề mặt bánh răng nhỏ 220.00 HB Độ rắn bề mặt bánh răng lớn 210.00 HB

Tính toán thiết kế trục

Các thông số ban đầu

Momen xoắn trục vào HGT:T 1 6994 Nmm

Momen xoắn trục ra HGT:T 2 9929 Nmm

Momen xoắn của động cơ:T đc 7697 Nmm

Phân tích lực tác dụng

a ) Các lực tác dụng lên các trục :

(Nếu lực âm thì hướng sẽ ngược lại)

Tính toán sơ bộ các trục

1) Chọn vật liệu chết tạo trục: Trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì t chọn vật liệu làm trục là

29 thép C45 thường hoá có cơ tính như sau: σ b `0 MPA và σ ch 40

MPA với độ cứng 200 HB và [𝜏]: 15 ÷ 30

2) Sơ đồ phân bố lực:

4) Các phản lực tải ổ lăn: F x20 ; F y20 ; F x21 ;F y21

Chọn d 2 0 mm => tra bảng ta được b 02 mm

6) Khoảng cách giữa các gối đỡ :

-Chọn k 1 =9 mm:khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp

-k 2 =9 mm:khoảng cách từ mút ổ đến thành trong của vỏ hộp

-k 3 mm:khoảng cách mặt mút chi tiết đến nắp ổ

-h n mm:chiều cao nắp ổ và đầu bulong

Chọn 𝑙 = 45 (𝑚𝑚) l = (1,2 ÷ 1,5) d = (1,2 ÷ 1,5).30 = (36 ÷ 45)(mm) Chọn l = 45(mm) l = 0,5(l + b ) + k + k =0,5(45+19)+9+9= 50 (mm) l = 2l = 2.50= 100 (mm) l = 0,5(l + b ) + k + h = 0,5(45+19)+18+19i

1) Lực tác dụng lên trục và các momem

2) Từ sơ đồ ta có phương trình cân bằng lực:

𝐹 = −1198,32 𝑁 Các lực có giá trị âm sẽ có chiều ngược lại so với chiều giả định trên sơ đồ

Từ đó ta có biểu đồ momen như sau:

3) Momen uốn tổng, momen tương đương và đường kính a) Momen tổng; momen uốn tương đương:

M đ = 0,75 119929 + 0 3861,56(Nmm) b) Đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức: d = M đ

Trong đó: [σ] = 63 𝑀𝑃𝐴 - ứng suất phép của thép 45 chế tạo trục nội suy theo số liệu trong bảng 10.5[1] trang 195 cho đường kính d0mm

- Tại tiết diện lắp ổ lăn: d = M đ

0,1.63 = 27,77 (mm) -Tại tiết diện bánh răng: d = M đ

0,1.63 = 26,59 (mm) -Tại tiết diện lắp bánh xích : d = M đ

Ta chọn đường kính theo tiêu chuẩn và đảm bảo điều kiện lắp ghép: d 23 chọn [s] = 1,7

- s  , s  - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau:

𝐾 𝜏 + 𝜓 𝜏 Trong đó 𝜎 ; 𝜏 là giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kì đối xứng

𝑊 ; 𝑊 là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục

- 𝜓 ; 𝜓 là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7 trang 197[1] với

- 𝐾 ; 𝐾 hệ số xác định theo công thức:

Trong đó Kx = 1,06 Tra bảng 10.8[1] trang 197( Tiện Ra 2,5…0,63); Ky =1 – Tra bảng 10.9[1](do ta không dùng phương pháp tăng bền bề mặt)

𝜀 ; 𝜀 – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn (Kσ) và xoắn (Kτ) phụ thuộc vào các yếu tố gây ra sự tập trung ứng suất Đặc biệt, việc kiểm nghiệm tại tiết diện ổ lăn là rất quan trọng để xác định giá trị chính xác của các hệ số này.

𝑑 = 30mm Tra bảng 10.6/196[1] với 𝑑 = 30mm

Do tiết diện này nằm ở ổ lăn => Tra bảng 10.11/198[1] chọn kiểu lắp có độ dôi r6: = 2,75

 𝑠 = 𝑠 𝑠 / 𝑠 + 𝑠 = 2,87.6,36/ 2,87 + 6,36 = 2,61 => thoả mãn b) Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp bánh răng

𝑑 = 35mm Tra bảng 10.6/196[1] với 𝑑 = 35mm, chọn kiểu trục 1 rãnh then

Sự tập trung ứng suất tại trục lắp bánh răng xuất phát từ rãnh then và độ dôi trong lắp ghép Theo bảng 10.11/198[1], kiểu lắp có độ dôi k6 được lựa chọn để cải thiện hiệu suất.

= 2,06 = 1,64 Ảnh hưởng của rãnh then: Nội suy từ bảng 10.10/198[1] ta có

𝜀 = 0,85; 𝜀 = 0.81 Tra bảng 10.12/199[1] với trục 𝜎 = 600𝑀𝑃𝑎 ta có:

 Ta dùng giá trị lớn hơn để tính toán:

 𝑠 = 𝑠 𝑠 / 𝑠 + 𝑠 = 7,71.10,04/ 7,71 + 10,04 = 6,12 ≥ [𝑠] c) Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp xích:

Tra bảng 10.6/196[1] với 𝑑 = 28 mm, trục có 2 rãnh then

Sự tập trung ứng suất tại trục lắp bánh xích xuất phát từ rãnh then và lắp ghép có độ dôi Theo bảng 10.11/198[1], kiểu lắp ghép được chọn là h6 để đảm bảo hiệu suất tối ưu.

= 1,79; = 1,47 Ảnh hưởng của rãnh then: Nội suy từ bảng 10.10/198[1] ta có

𝜀 = 0,89; 𝜀 = 0.83 Tra bảng 10.12/199[1] với trục 𝜎 = 600𝑀𝑃𝑎 ta có:

 = 1,98; = 1,85 Dùng giá trị lớn hơn để tính toán:

Vậy trục đảm bảo an toàn độ bền mỏi.

Ổ lăn trục II

Vậy ta Chọn ổ đũa côn ( Chọn cùng dạng ổ lăn với trục 1) Dựa vào phụ lục P2.11/261[1] ta chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ mã số 7206 với các thông số sau:

Kí hiệu Đường kính trong(mm) Đường kính ngoài(mm)

Khả năng tải động (kN)

Khả năng tại tĩnh (kN)

Góc tiếp xúc α,67 độ Tra từ bảng 11.4/216[1] => e = 1,5tgα =0,36

Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

Khả năng tải động của ổ được tính theo công thức 11.1 ( Trang 213-TTTK-T1)

L: Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay Áp dụng công thức 11.2 ( Trang 213-

L = 60 n L 10 = 60.950.22000.10 = 1254( Triệu vòng) m :bậc của đưởng cong mỏi Do là ổ đũa côn nên m = 10/3

Q: Tải trọng động quy ước, kN Được xác định theo công thức 11.3 ( Trang

V: hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay: V = 1 k : Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ k = 1 k đ : Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tải trọng tĩnh, hộp giảm tốc công suất nhỏ: k = 1 Ổ bi đỡ- chặn, bên cạnh lực dọc trục ngoài , trong ổ còn xuất hiện lực dọc trục

F do lực hướng tâm F gây ra và được xác định bởi công thức 11.8( Trang 217- TTTK-T1)

Sơ đồ lực tác động lên ổ là:

 Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 0 là:

 Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 là:

 Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 0 là:

 Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 là:

 X – hệ số tải trọng hướng tâm

 Y – hệ số tải trọng dọc trục

Theo bảng 11.4 ( Trang 216-TTTK-T1) ta có:

 Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:

 Ta thấy Q > Q nên ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ lăn 1

 Khả năng tải động của ổ lăn

Cả hai ổ thỏa mãn khả năng tải động

Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

 Tra bảng 11.6 ( Trang 221-TTTK-T1) cho ổ bi đỡ - chặn 1 dãy ta được:

 Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:

 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

= 22,3kN Thỏa mãn khả năng tải tĩnh

Tính toán cụm trục I

 Từ sơ đồ bố trí trục I và đường kính sơ bộ tính toán: dsbI = 24 mm

 Do các yếu tố lắp ráp và công nghệ, ta chọn sơ bộ trục có kết cấu như sau:

Vị trí lắp với bánh răng ⇒ ta chọn d 23 = 30mm

Vị trí lắp ổ bi đỡ - chặn ⇒ ta chọn d20 = d21 = 25 mm

Vị trí lắp bánh khớp nối ⇒ ta chọn d 22 = 24 mm

Trên trục có 1 vị trí then để truyền momen xoắn

 Tra bảng 9.1aTr173[1] với: d23 = 30 (mm) ta chọn then bằng có:

 Do là trục I lắp bánh răng trụ nên có lực dọc trục và để đảm bảo độ cứng, vững ta chọn ổ bi đỡ - chặn cỡ trung hẹp:

 Đường kính đoạn trục lắp ổ: d = d 20 = d 21 = 25 mm

Kí hiệu: 46306 Đường kính trong: d= 25 mm Đường kính ngoài: D= 52 mm

Khả năng tải động: C= 23,9 kN

Khả năng tải tĩnh: C 0 = 17,9 kN

LỰA CHỌN KẾT CẤU

Tính, lựa chọn kết cấu cho các bộ phận, các chi tiết

Hộp giảm tốc giữ vị trí chính xác giữa các chi tiết và bộ phận máy, đồng thời tiếp nhận trọng lực từ các chi tiết lắp trên vỏ Nó cũng chứa dầu bôi trơn để bảo vệ các bộ phận máy khỏi bụi bẩn.

Chi tiết cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ

Chọn vật liệu làm hộp giảm tốc là gang xám GX15-32

Chọn bề mặt ghép ráp và thân đi qua tâm trục song song với đáy

5.1.2 Các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc

Tên gọi Biểu thức tính toán

 1 =0,9 =7,2 (mm) Chọn  1 =8 (mm) Gân tăng cứng: chiều dày e

(0,8 1) (6,4 8) e     chọn e = 8 h < 58 khoảng 2 đến 3 độ Đường kính

Bu lông ghép bích nắp và thân d 3

Vít ghép nắp cứa thăm dầu d5

Mặt bích ghép nắp và thân

Chiều dày bích thân hộp S 3 S3 1,4 1,8 d3 (14 18)

Chọn S 3 Chiều dày bích nắp hộp S 4 S4 0,9 1 S3 13,5 15 

Bề rộng bích nắp và thân K 3 K3 K2  3 5mm

Kích thước gối trục Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D D 3 , 2

Trục I: D = 52, D2h, D3 Trục II: 𝐷 = 62,𝐷 = 78, 𝐷 = 96 (Tính toán nằm ở phần dưới)

Bề rông mặt ghép bu lông cạnh ổ K 2

Tâm lô bu lông cạnh ổ:

Chiều cao h: Phụ thuộc lỗ bu lông

Chiều dày: khi không có phần lồi S 1 ,

Khi có phần lồiS 1 S D 2 , d D d xác định theo đường kính dao khoét

Bề rộng mặt đế hộp K v 1 à q 𝑞 = 𝐾 + 2𝛿 = 48 + 2.8 = 64(𝑚𝑚)

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp:

Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp:

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau:

Số lượng bu lông nền Z Chọn Z=4

Tính, lựa chọn bôi trơn

Bộ truyền bánh răng có vận tốc vòng v = 2,53 < 12 m/s nên ta chọn bôi trơn bằng cách ngâm trong dầu bằng 1

4bánh răng bị động trong hộp giảm tốc

Do đáy hộp giảm tốc cách đỉnh răng bị động 1 khoảng 30 (mm)

Vậy chiều cao lớp dầu là 51,15 (mm)

Dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc:vận tốc vòng của bánh răng v = 2,53 và  b 470 1000 MPa thép C45 Độ nhớt của dầu là 50 o c là ( )

( ) tra bảng 𝐵 [2] chọn được loại dầu ô tô máy kéo AK-20

Các kết cấu liên quan đến chế tạo vỏ hộp

52 Đường kính nắp ổ được xác định theo công thức :

Tra theo bảng 18-2[2] trang 88 ta có :

Vị trí D mm   D mm 2   D mm 3   D mm 4   d mm 4   Z h

Chốt định vị đóng vai trò quan trọng trong việc đảm bảo vị trí chính xác của nắp và thân trước và sau khi gia công Điều này giúp duy trì sự ổn định khi nắp ghép và xiết bu lông, đồng thời ngăn ngừa biến dạng vòng ngoài của ổ.

Chọn chốt định vị là chốt côn

Khi nhiệt độ trong hộp tăng cao, áp suất bên trong cũng sẽ giảm Để điều hòa không khí giữa bên trong và bên ngoài hộp, chúng ta sử dụng nút thông hơi nằm trên nắp cửa thăm.

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp biến chất sẽ bị bẩn và cần được thay mới Để thực hiện việc thay dầu cũ, cần tháo nút bịt kín lỗ thoát dầu ở đáy hộp.

Chọn nút tháo dầu tra bảng 18 7   2

+Kiểm tra mức dầu : dùng que thăm dầu để kiểm tra mức dầu:

+Các chi tiết liên quan khác

Lót kín bộ phận ổ giúp bảo vệ ổ khỏi bụi bẩn, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác, đồng thời ngăn chặn mỡ chảy ra ngoài.

Vòng phớt là chi tiết quan trọng được sử dụng để lót kín, nhờ vào kết cấu đơn giản và khả năng thay thế dễ dàng Tuy nhiên, vòng phớt có thể nhanh chóng mòn và chịu ma sát lớn khi bề mặt có độ nhám cao Để chọn vòng phớt phù hợp cho trục vào và ra, bạn có thể tra cứu thông tin trong bảng 15-17 ở trang 50, dựa trên đường kính bạc d, d1, d2, D, a, b, S, và S0.

Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp, người ta thường sử dụng các vòng chắn mỡ (dầu) Kích thước của các vòng chắn này được mô tả như sau: độ dày t = 2mm và đường kính a = 6mm.

+ Kết cấu bánh răng b = 35 Dv = 172 D = 60 c da = 181,9 d = 35

dung sai lắp ghép

+ dung sai lắp ghép bánh răng

Chịu va đập vừa không yêu cầu tháo nắp thường xuyên ta chọn kiểu lắp trung

+dung sai lắp bạc lót trục

Chọn kiểu lắp trung gian D8/k6 giúp thuận tiện cho việc tháo lắp và điều chỉnh dung sai trong quá trình lắp ghép ổ lăn Để đảm bảo các vòng ổ không bị trơn trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ khi hoạt động, cần lựa chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay Đối với các vòng không quay, kiểu lắp có độ dôi hở là sự lựa chọn thích hợp.

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

+dung sai lắp ghép nắp ổ lăn

Chọn kiểu lắp H7/d11 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp

+dung sai khi lắp vòng chắn dầu

Chọn kiểu lắp trung gian D8/k6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp

+dung sai lắp then trên trục

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

Bảng kê kiểu lắp, sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép

Trục Vị trí lắp Kiểu lắp

Khe hở/ Độ dôi Bao Bị bao

TÀI LIỆU THAM KHẢO CHÍNH

1 Trịnh Chất, Lê Văn Uyển - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí,

Nxb Giáo dục Hà nội, 2006

2 Nguyễn Trọng Hiệp - Chi tiết máy, Tập 1,2 Nxb Giáo dục Hà nội

3 Ninh Đức Tốn - Dung sai và lắp ghép Nxb Giáo dục Hà nội, 2004.