ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY HỘP GIẢM TỐC 1 CẤP BÁNH RĂNG CÔN THẲNG

Mình có kèm theo file mẫu vẽ cad cho hgt 1 cấp. Lưu ý là mẫu vẽ chứ không phải bản vẽ của đề. Bản vẽ của đề và mọi thắc mắc lh gmail: quangdungvct20gmail.com.Số liệu cho trước:1.Lực kéo băng tải: F = 3055 (N)5. Số ca làm việc: soca = 3 (ca)2.Vận tốc băng tải: v = 1,47 (ms)6. Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài β = = 45 (độ)3.Đường kính tang: D = 170 (mm)7. Đặc tính làm việc: Va đập vừa4.Thời hạn phục vụ: Lh = 20000 (giờ)Khối lượng thiết kế:01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc – A0Bản vẽ (khổ A3A4 – được đóng cùng thuyết minh) các chi tiết thuộc cụm trục: 101 bản thuyết minh (Sinh viên 1 – tính chi tiết cho cụm trục 1; Sinh viên 2 – Tính chi tiết cho cụm trục 2)Phần A. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀNI. Chọn động cơ điện1. Xác định công suất yêu cầu của trục động cơ Pyc = P_ctη Trong đó:Pyc : Công suất trên trục động cơ Pct : Công suất trên một trục công tác η : Hiệu suất truyền độngCông suất trên một trục công tác: Pct = (F.v)1000 = 3055.1,471000 ≈ 4,5 kWTrong đó:F : Lực kéo băng tải v : Vận tốc băng tảiHiệu suất bộ truyền: η = η_ol2.η_kn. η_d. η_br(1)Tra bảng 2.3 (TTTK) hay 2.319 I, ta có:+ Hiệu suất của một cặp ổ lăn: η_ol = 0,99 + Hiệu suất bộ đai: η_d = 0,96 (hiệu suất bộ truyền đai thang)+ Hiệu suất của bộ truyền bánh răng: η_br = 0,97(hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng)Hiệu suất của khớp nối: η_kn = 1 (hiệu suất của nối trục đàn hồi)Thay số vào (1) ta có:η = η_ol2.η_kn. η_d. η_br = 〖0,99〗2.1.0,96.0,97 = 0,9Vậy công suất yêu cầu trên trục động cơ là: Pyc = P_ctη = 4,50,9 = 5 (kW)2. Xác định số vòng quay của động cơ Trên trục công tác ta có: nct = (60000.v)(π.D) = 60000.1,47(π.170) = 165,15 Ta cóndc (sb) = nct . usbTrong đó:nct : Số vòng quay trên trục công tác usb : Tỉ số truyền sơ bộ Mà usb = ud . ubr(2)Tra bảng B 2.421 I ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của: + Truyền động đai: ud = 2,5(Đai thang)+ Truyền động bánh răng :ubr = 4(Hộp giảm tốc cấp 1)Thay số vào (2) ta có: usb = ud . ubr = 2,5.4 = 10Suy ra:ndc (sb) = nct . usb = 165,15.10 = 1651,5 (vph)Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: ndc = 1500 (vph)3. Chọn động cơ Từ Pyc = 5 (kW) và ndc = 1500 (vph)Tra bảng phụ lục P1.3238 I ta có động cơ điện: Kiểu động cơ Pđc (kW) ndc (vph) d (mm) T_maxT_dn T_KT_dn 4A112M4Y3 5,5 1425 32 2,2 2II. Phân phối tỉ số truyền 1. Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống Theo tính toán ở trên ta có: ndc = 1425 (vph)nct = 165,15 (vph) Tỉ số truyền chung của hệ thống là: uch = n_dcn_ct = 1425165,15 = 8,632. Phân phối tỉ số truyền cho hệ Chọn trước tỉ số truyền của bộ truyền trongud = 2,5ubr = u_chu_d = 8,632,5 = 3,5III. Tính toán các thông số trên trục 1. Số vòng quay Theo tính toán ở trên ta có: ndc¬ = 1425 (vph)Tỉ số truyền từ động cơ sang trục I qua đai là: ubr = 3,5nI = n_dcu_d = 14252,5 = 570 (vph)nII = n_Iu_br = 5703,5 = 163 (vph)Số vòng quay thực của trục công tác là: nct = n_IIu_kn = 1631 = 163 (vph)2. Công suấtCông suất trên trục công tác (tính ở trên) là Pct = 4,5 (kW)Công suất trên trục II là: PII = P_ct(η_ol.η_kn ) = 4,5(0,99.1 ) = 4,54 (kW)Công suất trên trục I là: PI = P_II(η_ol.η_br ) = 4,54( 0,99.0,97) = 4,72 (kW)Công suất thực của động cơ là: P_dc = P_I(η_ol.η_d ) = 4,72( 0,99.0,96) = 4,97 (kW)3. Mômen xoắn trên các trục Mômen xoắn trên trục I là: TI = 9,55.〖10〗6.P_In_I = 9,55. 〖10〗6.4,72570 = 79081 N.mmMômen xoắn trên trục II là:TII = 9,55.〖10〗6.P_IIn_II = 9,55. 〖10〗6.4,54163 = 265994 N.mmMômen xoắn trên trục công tác là: Tct = 9,55.〖10〗6.P_ctn_ct = 9,55. 〖10〗6.4,5163 = 263650 N.mmMômen xoắn thực trên trục động cơ là: Tdc = 9,55.〖10〗6.P_dcn_dc = 9,55. 〖10〗6.4,971425 = 33308 N.mm

Chọn động cơ điện

Xác định công suất yêu cầu của trục động cơ

Trong đó: Pyc : Công suất trên trục động cơ

Pct : Công suất trên một trục công tác η : Hiệu suất truyền động

- Công suất trên một trục công tác:

Trong đó: F : Lực kéo băng tải v : Vận tốc băng tải

- Hiệu suất bộ truyền: η = η ol 2 η kn η d η br (1)

Tra bảng 2.3 (TTTK) hay 2.3 19 [𝐼], ta có:

+ Hiệu suất của một cặp ổ lăn: η ol = 0,99 + Hiệu suất bộ đai: η d = 0,96 (hiệu suất bộ truyền đai thang)

+ Hiệu suất của bộ truyền bánh răng: η br = 0,97

(hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng)

Hiệu suất của khớp nối: η kn = 1 (hiệu suất của nối trục đàn hồi)

Thay số vào (1) ta có: η = η ol 2 η kn η d η br = 0,99 2 1.0,96.0,97 = 0,9

Vậy công suất yêu cầu trên trục động cơ là:

Xác định số vòng quay của động cơ

- Trên trục công tác ta có: nct = 60000.v π.D = 60000.1,47 π.170 = 165,15

Ta có n dc (sb) = n ct u sb

Trong đó: nct : Số vòng quay trên trục công tác usb : Tỉ số truyền sơ bộ

- Tra bảng B 2.4 21 [𝐼]ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của:

+ Truyền động đai: ud = 2,5 (Đai thang)

+ Truyền động bánh răng : ubr = 4 (Hộp giảm tốc cấp 1)

Thay số vào (2) ta có: u sb = u d u br = 2,5.4 = 10

Suy ra: n dc (sb) = n ct u sb = 165,15.10 = 1651,5 (v/ph) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ: ndc = 1500 (v/ph)

Chọn động cơ

Từ Pyc = 5 (kW) và ndc = 1500 (v/ph)

238 [𝐼] ta có động cơ điện:

Phân phối tỉ số truyền

Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống

Theo tính toán ở trên ta có:

Kiểu động cơ Pđc (kW) ndc (v/ph) d (mm) T max

- Tỉ số truyền chung của hệ thống là: uch = n dc n ct = 1425

Phân phối tỉ số truyền cho hệ

Chọn trước tỉ số truyền của bộ truyền trong ud = 2,5 ubr = u ch u d = 8,63

Tính toán các thông số trên trục

Số vòng quay

Theo tính toán ở trên ta có: ndc = 1425 (v/ph)

Tỉ số truyền từ động cơ sang trục I qua đai là: ubr = 3,5 nI = n dc u d = 1425 2,5 = 570 (v/ph) nII = n I u br = 570

- Số vòng quay thực của trục công tác là: nct = n II u kn = 163 1 = 163 (v/ph)

Công suất

Công suất trên trục công tác (tính ở trên) là Pct = 4,5 (kW)

Công suất trên trục II là:

0,99.1 = 4,54 (kW) Công suất trên trục I là:

Công suất thực của động cơ là:

Mômen xoắn trên các trục

Mômen xoắn trên trục I là:

570 = 79081 N.mm Mômen xoắn trên trục II là:

163 = 265994 N.mm Mômen xoắn trên trục công tác là:

163 = 263650 N.mm Mômen xoắn thực trên trục động cơ là:

Bảng thông số động học

Thông số Động cơ I II Công tác u ud = 2,5 ubr = 3,5 ukn = 1 n (v/ph) 1425 570 163 163

Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài

Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang

- Các thông số yêu cầu

T = T dc = 33308 (N mm) n = n dc = 1425 (v/ph) β = @ = 45 (độ) u d = 2,5

1 Chọn loại đai và tiết diện đai

59 [1] với các thông số {P = 5,5 kW n dc = 1425 v/ph ta chọn tiết diện đai A (SPO) Với các thông số đã tra được là:

+ Kích thước tiết diện đai: bt = 11 b = 13 h = 8 y0 = 2,8

+ Diện tích tiết diện: A = 81 mm 2

+ Đường kính bánh đai nhỏ d10200 [mm]

+ Chiều dài giới hạn l= 5604000 [mm]

2 Chọn đường kính hai đai: d1 và d2

 Chọn d theo tiêu chuẩn bảng B 4.21

 Kiểm tra vận tốc đai: v = π.d 1 n

 Xác định d2: d2 = u.d1.(1-ε) = 2,5.125.(1 – 0,02) = 306,25 mm với  :Hệ số trượt, Chọn ε = 0,02

B 63 ta chọn d 2 theo tiêu chuẩn : d 2 = 315 mm

 Tỉ số truyền thực: ut = d 2 d 1 (1−ε) = 315

 Sai lệch tỉ số truyền: ΔU = |U t − U

3 Xác định khoảng cách trục a

 Dựa vào ut = 2,01 Tra bảng 4.14   1

B 59 ta chọn L theo tiêu chuẩn : Chọn 𝐋 = 𝟏𝟐𝟓𝟎 (𝐦𝐦)

 Số vòng chạy của đai trong 1s: i = v

 Tính chính xác khoảng cách trục :

 Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ: α 1 = 180 ° − 57 ° d 2 − d 1 a = 180 ° − 57 ° 315 − 125

 Số đai Z được tính theo công thức:

 P : Công suất trên bánh đai chủ động P= 5,5 (kW)

 [Po]: Công suất cho phép

B 62 theo tiết diện đai A, d 1 = 125 (mm), v = 9,33 (m s⁄ ) Ta có:

+ kd : Hệ số tải trọng động Tra bảng 4.7   1

B 55 ta được 𝐤 𝐝 = 𝟏, 𝟐 + C 𝛼 : Hệ số ảnh hưởng của góc ôm

B 61 với α 1 = 139° ta được: 𝐂 𝛂 = 𝟎, 𝟗 +CL : Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai

+Cu: Hệ số ảnh hưởng của tỉ số truyền

B 61 với u t = 2,57 ta được : 𝐂 𝐮 = 𝟏, 𝟏𝟑𝟔 + Cz : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai

5 Các thông số cơ bản của bánh đai

 Góc chêm của mỗi rãnh đai : φ = 36°

 Đường kính ngoài của bánh đai :

 Đường kính đáy bánh đai:

6 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

 Lực căng ban đầu: F0 = 780.P.k 𝑑 v.C α Z + Fv

Bộ truyền định kỳ điều chỉnh lực căng : Fv = qm.v 2 qm - Khối lượng 1m đai, tra bảng 4.22   1

 Lực tác dụng lên trục bánh đai:

7 Tổng kết các thông số truyền của bộ truyền đai

Thông số Ký hiệu Giá trị

Tiết diện đai A có các thông số kỹ thuật như sau: Đường kính bánh đai nhỏ d1 là 125 mm, đường kính bánh đai lớn d2 là 315 mm Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ da1 đạt 131,6 mm, trong khi đường kính đỉnh bánh đai lớn da2 là 321,6 mm Đường kính chân bánh đai nhỏ df1 là 119 mm và đường kính chân bánh đai lớn df2 là 309 mm.

Góc ôm bánh đai nhỏ  1  139

Lực tác dụng lên trục Fd (N) 1217

Tính bộ truyền trong hộp (bánh răng côn răng thẳng)

2 Chọn vật liệu bánh răng

Tra bảng bảng 6.1[1] trang 92 ta chọn:

 Chế độ nhiệt luyện : Tôi cải thiện

 Độ rắn: HB = 192 ÷ 240 Ta chọn HB2 = 230 phôi rèn

 Giới hạn chảy:σ ch2 = 450(MPa)

 Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

 Độ rắn: HB = 192 ÷ 240 Ta chọn HB1 = 245 phôi rèn

 Giới hạn chảy:σ ch1 = 580(MPa)

3 Xác định ứng suất cho phép

 Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép:

Z R Z S K xF = 1 + SH,SF : Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng xuất uốn:

Bánh răng B 94 được thiết kế với bánh răng chủ động có thông số SH1=1,1 và SF1=1,75, trong khi bánh răng bị động có SH2=1,1 và SF2=1,75 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép đối với số chu kỳ cơ sở được xác định như sau: đối với bánh chủ động, σ H lim1 0 = 2 HB 1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 (MPa) và σ F lim1 0 = 1,8 HB 1 = 1,8.245 = 441 (MPa) Đối với bánh bị động, σ H lim2 0 = 2 HB 2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa) và σ F lim2 0 = 1,8 HB 2 = 1,8.230 = 414 (MPa).

+ KHL, KFL: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:

Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc được xác định với mH=6 và mF=6 Số chu kỳ thay đổi ứng suất trong quá trình thử nghiệm về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn được ký hiệu là NH0 và NF0.

NHE và NFE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương trong bộ truyền chịu tải trọng tĩnh, được tính bằng công thức N HE = N FE = 60 c.n.t ∑ Trong đó, c là số lần ăn khớp trong một vòng quay (c = 1), n là vận tốc vòng của bánh răng, và t∑ là tổng số giờ làm việc của bánh răng.

+ NHE1>NH01 lấy NHE1=NH01  KHL1 = 1 + NHE2>NH02 lấy NHE2=NH02  KHL2 = 1 + NFE1>NF01 lấy NFE1=NF01  KFL1 = 1 + NFE2>NF02 lấy NFE2=NF02  KFL2 = 1

 Do đây là bộ truyền bánh răng côn răng thẳng nên:

 Ứng suất cho phép khi quá tải:

[σ H ] max = 2,8 max(𝜎 𝑐ℎ1 , 𝜎 𝑐ℎ2 ) = 2,8.580 = 1624 (MPa) [σ F1 ] max = 0,8 𝜎 𝑐ℎ1 = 0,8.580 = 464 (MPa) [σ F2 ] max = 0,8 𝜎 𝑐ℎ2 = 0,8.450 = 360 (MPa)

4 Xác định chiều dài côn ngoài

+ T1 là mômen xoắn trên trục chủ động T1 = TI = 79081 (N.mm) + [σ H ] - ứng suất tiếp xúc cho phép; [σ H ] = 481,82 (MPa)

+ KR – hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại bánh răng: Đối với bánh răng côn răng thẳng bằng thép  KR = 50 Mpa 1/3

+ Kbe – Hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng bánh răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng B 6.21

- Sơ đồ bố trí là sơ đồ I

Do vậy Re = KR.√u 2 + 1.√ K T 1 K Hβ be (1− K be ).u.[σ H ] 2

5 Xác định thông số ăn khớp

5.1 Đường kính vòng chia ngoài de1 = 2.R e

Tra bảng B 6.22 114 [I] với de1 = 83 và tỉ số truyền là u = 3,5 Ta được số răng Zp1 = 17

- Đường kính vòng trung bình và môdun trung bình: dm1 = (1 – 0,5.Kbe).de1 = (1-0,5.0,26).83 = 72,21 (mm) mtm = d m1

(1−0,5.K be ) = (1−0,5.0,26) 2,67 = 3,07 (mm) 5.2 Xác định số răng

Z2 = u.Z1 = 3,5.27 = 95 Suy ra tỉ số truyền thực tế: ut = Z 2

Vì ΔU = 0,57% < 4%, suy ra thỏa mãn

5.3 Xác định góc côn δ 1 = arctag( 27

5.4 Xác định hệ số dịch chỉnh Đối với bộ truyền răng côn răng thẳng ta sử dụng chế độ dịch chỉnh đều :

5.5 Xác định đường kính trung bình và chiều dài côn ngoài

6 Xác định ứng suất cho phép

- Tỉ số truyền thực tế : ut = 3,52

- Vận tốc trung bình của bánh răng : v = π.d m1 n 1

Ứng suất cho phép được đề cập ở mục 3 chỉ mang tính chất sơ bộ Để xác định chính xác ứng suất cho phép, cần phải xem xét vật liệu, kích thước và các thông số động học của bánh răng.

[σ H ] = [σ H ] sb Z R Z v K xH [σ F ] = [σ F ] sb Y R Y S K xF Trong đó :

+ [σ H ] sb và [σ F ] sb là ứng suất cho phép sơ bộ đã tính ở mục 3

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

+ ZV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

+ YS : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập chung ứng ứng suất :

YS = 1,08 – 0,0695ln(m) + YR : Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Chọn YR = 1 + KxH : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng KxH = 1

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

Với bánh răng côn răng thẳng và v = 2,14 (m/s) tra bảng 6.13 106 [I] ta được cấp chính xác của bộ truyền là: CCX = 8

Tra phụ lục 250 2.3 [I], với: + CCX = 8

+ HB < 350 + v = 2,14 (m/s) Nội suy tuyến tính ta được:

Với cấp độ chính xác 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5…1,5 (𝜇𝑚)

Với dm2 = 288 (mm) < 700 (mm) suy ra K xH = 1

Do bộ truyền bánh răng thẳng là bánh răng côn răng thẳng nên

Hệ số tập trung tải trọng : 𝐊 𝐇𝛃 = 1,13 ; 𝐊 𝐅𝛃 =1,25 (chọn ở mục 2.3)

[σ H ] = [σ H ] sb Z R Z v K xH = 481,82.0,95.1.1 = 457,73 + Bánh chủ động:

7 Kiểm tra bộ truyền bánh răng

7.1 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền uốn σ H = Z M Z H Z ε √ 2.T 1 K H √u 2 +1

- ZM – Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng

- ZH – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc tra bảng B 6.12 106 [I] với X1 + X2 =0

- Z ε – Hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng :

20 và hệ số trùng khớp ngang ε α có thể tính gần đúng theo công thức: ε α = [1,88 – 3,2.( 1

- KH – Hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc

- Chiều rộng vành răng b = Kbe.Re = 0,26.15 = 39,26 chọn b = 39,26

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ] được tính theo công thức:

 Đủ bền và thỏa mãn

7.2 Kiểm nghiệm răng và độ bền uốn

F1 ≤ [σ F2 ] Trong đó: [σ F1 ], [σ F2 ] - Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:

- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

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

- YF1, YF2 – Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương:

109 [I] với hệ số dịch chỉnh:

KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn

Do: σ F1 = 73,78 MPa < [σ F1 ] = 252 MPa σ F2 = 77,86 MPa < [σ F2 ] = 263,57 MPa

Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn

7.3 Kiểm nghiệm về quá tải

{ σ Hmax = σ H √Kqt ≤ [σ H ] max σ Fmax1 = K qt σ F1 ≤ [σ F1 ] max σ Fmax2 = K qt σ F2 ≤ [σ F2 ] max

Kqt – Hệ số quá tải:

{ σ Hmax = σ H √Kqt = 450 √2,2 = 667,46 MPa ≤ [σH] max = 1624 MPa σ Fmax1 = K qt σ F1 = 2,2.73,78 = 162,32 MPa ≤ [σ F1 ] max = 464 MPa σ Fmax2 = K qt σ F2 = 2,2.77,86 = 171,29 MPa ≤ [σ F2 ] max = 360 MPa

8 Các thông số hình học của cặp bánh răng

- Đường kính vòng chia: de1 = mte.Z1 = 3,07.27 = 83 (mm) de2 = mte.Z2 = 3,07.95 = 292 (mm)

- Khoảng cách trục chia: a0,5(d 1 d 2 )=0,5 (83 + 292)= 188 (mm)

- Chiều cao răng ngoài: he = 2,2.mte = 2,2.3,07 = 6,75 (mm)

- Chiều cao đầu răng ngoài:

{h ae1 = (h te + X 1 ) m te = (1 + 0,36) 3,07 = 4,2 (mm) h ae2 = (h te + X 2 ) m te = (1 − 0,36) 3,07 = 1,96 (mm)

- Chiều cao chân răng ngoài:

{h fe1 = h e − h ae1 = 6,75 − 4,2 = 2,55 (mm) h fe2 = h e + h ae2 = 6,75 − 1,96 = 4,79 (mm)

- Đường kính đỉnh răng ngoài:

{d ae1 = d e1 + 2 h ae1 cos δ1 = 83 + 2.4,2 cos16° = 91 (mm) d ae2 = d e2 + 2 h ae2 cos δ2 = 292 + 2.1,96 cos74° = 293 (mm)

- Lực ăn khớp trong bộ truyền bánh răng côn:

Fr1 = Fa2 = Ft1.tan20°.cos δ1 = 2197 tan20°.cos16° = 769 (N)

Fa1 = Fr2 = Ft1.tan20°.sin δ1 = 2197 tan20°.sin16° = 220 (N)

9 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng

Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền :

Thông số Kí hiệu Giá trị

Số răng của bánh răng Z1 27

Hệ số dịch chỉnh chiều cao

X2 -0,36 Đường kính vòng chia ngoài de1 83 de2 292

Chiều cao răng ngoài he he = 2.hte.mte + c; mte = 3,07 mm hte = cosβ = 1 mm c = 0,2.mte = 0,2.3,07 = 0,614 mm

Chiều cao đầu răng ngoài hae hae1 = (hte + X1.cosβ).mte = 4,2 mm hae2 = 2.hte.mte – hae1 = 1,96 mm

Chiều cao chân răng ngoài hfe1 2,55 hfe2 4,79 Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 91 dae2 293 Lực ăn khớp trên bánh chủ động

Hệ số tải trọng về uốn KF 1,5

Phần C TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

Tính toán khớp nối

Chọn khớp nối

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục :

Ta chọn trục theo điều kiện :

{T t ≤ T kn cf d t ≤ d kn cf Trong đó :

Tt – Mômen xoắn tính toán : Tt = k.T với : k – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy Tra bảng

T – Mômen xoắn danh nghĩa trên trục: T = TII = 265994 (N.mm)

68 [2] với điều kiện: { T t = 319192,8 (N mm) ≤ T kn cf d t = 44,6 (mm) ≤ d kn cf

Ta được các thông số khớp nối như sau:

Tkn cf = 500 (N m) d kn cf = 45 (mm)

Tra bảng 16.10b 69 [2] với T kn cf = 500 (N m) ta được :

Kiểm nghiệm khớp nối

2.1 Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi σ d = Z.D 2.k.T

0 d 0 l 3 ≤ [σ d ], trong đó : [σ d ] - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su Ta lấy [σ d ] = (2÷4) MPa

Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi là :

0 3 D 0 Z ≤ [σ u ], trong đó [σ u ] - Ứng suất cho phép của chốt Ta lấy [σ u ] = (60÷80) MPa

Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt : σ u = k.T.l 1

2.3 Lực tác dụng lên trục

Ta có : Fkn = (0,1÷0,3).Ft lấy Fkn = 0,2.Ft trong đó :

2.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

Thông số Ký hiệu Giá trị

Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được T kn cf 500 (N.m) Đường kính lớn nhất có thể của trục nối d kn cf 50 mm

Số chốt Z 8 Đường kính vòng tâm chốt D 0 130 mm

Chiều dài phần tử đàn hồi l 3 28 mm

Chiều dài đoạn công xôn của chốt l 1 34 mm Đường kính của chốt đàn hồi d 0 14 mm

Thiết kế trục

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σ b = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [τ] 12÷30 Mpa

3.2 Xác định lực tác dụng

- Xác định giá trị các lực tác dụng lên trục, bánh răng :

Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai : F d = 𝟏𝟐𝟏𝟕 N

Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: F kn = 818 N

- Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:

Fr1 = Fa2 = Ft1.tanα.cosδ 1 = 2197.tan20°.cos16° = 769 (N)

Fa1 = Fr2 = Ft tanα.cosδ 2 = 2197.tan20° sin16° = 220 (N)

3.3 Xác định sơ bộ đường kính trục

- Với trục I: dsb1 = √ 3 0,2.[τ] T I trong đó:

TI - Mômen xoắn danh nghĩa trên trục I: TI = 79081 (N.mm)

[τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15÷30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc ta chọn [τ] = 15 (MPa) dsb1 = 3 √ 0,2.[τ] T I = 3 √ 79081 0,2.15 = 29,76 (mm)

- Với trục II: dsb2 = √ 3 0,2.[τ] T II trong đó:

TII - Mômen xoắn danh nghĩa trên trục II: TII = 265994 (N.mm)

[τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15÷30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc ta chọn [τ] = 25 (MPa) dsb2 = 3 √ 0,2.[τ] T I = 3 √ 265994 0,2.25 = 37,61 (mm)

Ta chọn: {d sb1 = 30 mm d sb2 = 40 mm

3.4 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

3.4.1 Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục

Tra bảng B 10.2 189 [1] với: {d 1 = 30 mm d 2 = 40 mm

Ta được chiều rộng ổ lăn trên các trục: {b 01 = 19 mm b 02 = 23 mm 3.4.2 Xác định khoảng cách các trục

+ Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp k1 = 8…15

+ Khoảng từ mặt mút ổ đến thành trong của vỏ hộp k2= 5…15

+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3= 10…20

+ Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 15…20

3.5 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

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

Từ thông số của mục 3.4.2 ta có:

- Chiều dài moay ơ bánh đai: l m12 = (1,2 ÷ 1,5)d 1 = (1,2 ÷ 1,5) 30 = (36 ÷ 45) (mm)

- Chiều dài moay ơ bánh răng côn nhỏ:

- Vậy trên trục I ta có:

- Chiều dài moay ơ bánh răng côn lớn:

- Chiều dài moay ơ nửa khớp nối:

- Vậy trên trục II ta có: l11 (mm) lc12 (mm) l13 (mm) lm12 (mm) lm13 (mm)

80 72 128 45 38 l21 (mm) l22 (mm) lc22 (mm) lm23 (mm) lm22 (mm)

3.6 Tính, chọn đường kính các đoạn trục

3.6.1 Trục yêu cầu tính đầy đủ

3.6.1.1 Tính phản lực cho trục I

3.6.1.2 Tính phản lực cho trục II

3.6.1.3 Vẽ biểu đồ mômen cho trục I

3.6.1.4 Vẽ biểu đồ mômen cho trục II

3.6.1.5 Tính mômen tương đương trục I

- Mômen tổng, mômen uốn tương đương của trục I là:

3.6.1.6 Tính mômen tương đương trục II

- Mômen tổng, mômen uốn tương đương của trục II là:

3.6.1.7 Tính đường kính các đoạn trục

- Tính đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức : d j = √ 3 0,1[σ] M tđj

Trong đó : [σ]= 63 MPa - ứng suất cho phép của thép 45 chế tạo trục, cho trong bảng 10.5 trang 195

3.6.1.8 Chọn đường kính các đoạn trục

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục theo TCVN như sau :

Trục I: dA = 25 mm (Lắp đai + then + bộ truyền ngoài) dB = dC = 30 mm (Lắp ổ lăn) dD = 35 mm (Lắp bánh răng + then)

Trục II: dA = 35 mm (Lắp đai + then + bộ truyền ngoài) dB = dD = 40 mm (Lắp ổ lăn) dC = 45 mm (Lắp bánh răng + then)

3.6.1.9 Chọn và kiểm nghiệm then

- Trên trục I then được lắp tại bánh răng và bánh đai:

+ Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng: d D = 35 mm Chọn then bằng, tra bảng B 9.1a Tr173 [1] ta được:

Chiều rộng then là 10 mm, chiều cao then đạt 8 mm, và chiều sâu rãnh then trên trục là 5 mm Rãnh then trên lỗ có chiều sâu 3,3 mm Bán kính góc lượn nhỏ nhất là 0,25 mm, trong khi bán kính góc lượn lớn nhất là 0,4 mm.

 Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng l t3 = (0,8 ÷ 0,9) l m13 =(0,8 ÷ 0,9) 38 = (30,4 ÷ 34,2) mm

+ Then lắp trên trục vị trí bánh đai: dA = 25 mm Chọn then bằng, tra bảng B 9.1a Tr173 [1] ta được:

Chiều rộng then là 8 mm, trong khi chiều cao then đạt 7 mm Chiều sâu rãnh then trên trục là 4 mm và chiều sâu rãnh then trên lỗ là 2,8 mm Bán kính góc lượn nhỏ nhất là 0,16 mm, còn bán kính góc lượn lớn nhất là 0,25 mm.

 Chiều dài then trên đoạn trục lắp bánh đai: l t2 = (0,8 ÷ 0,9) l m12 = (0,8 ÷ 0,9) 45 = (36 ÷ 40,5) mm

- Trên trục II then được lắp tại bánh răng và bánh đai:

+ Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng: d C = 45 mm Chọn then bằng, tra bảng B 9.1a Tr173 [1] ta được:

Chiều rộng then là 14 mm, chiều cao then đạt 9 mm, và chiều sâu rãnh then trên trục là 5,5 mm Rãnh then trên lỗ có chiều sâu 3,8 mm Bán kính góc lượn nhỏ nhất là 0,25 mm, trong khi bán kính góc lượn lớn nhất là 0,4 mm.

 Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng l t3 = (0,8 ÷ 0,9) l m23 =(0,8 ÷ 0,9) 57 = (45,6 ÷ 51,3) mm

+ Then lắp trên trục vị trí bánh đai: dA = 35 mm Chọn then bằng, tra bảng B 9.1a Tr173 [1] ta được:

Chiều rộng then là 12 mm và chiều cao là 8 mm Rãnh then trên trục có chiều sâu 5 mm, trong khi rãnh then trên lỗ có chiều sâu 3,3 mm Bán kính góc lượn nhỏ nhất được xác định là 0,25 mm, và bán kính góc lượn lớn nhất là 0,4 mm.

 Chiều dài then trên đoạn trục lắp bánh đai: l t2 = (0,8 ÷ 0,9) l m22 = (0,8 ÷ 0,9) 60 = (48 ÷ 54) mm

3.6.1.9.2 Kiểm nghiệm theo độ bền dập và độ bền cắt

Theo công thức 9.1 và 9.2 Tr173 [1] ta có:

Với bảng B 9.5 Tr178 [1] ta có: dạng lắp cố định, vật liệu may-ơ bằng thép và chế độ tải trọng: Va đập vừa

- Kiểm tra độ bền then tại vị trí lắp bánh răng trục I:

- Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí lắp bánh đai trục I:

⇒ Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt cho trục I

Với bảng B 9.5 Tr178 [1] ta có: dạng lắp cố định, vật liệu may-ơ bằng thép và chế độ tải trọng: Va đập vừa

- Kiểm tra độ bền then tại vị trí lắp bánh răng trục II:

- Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí lắp bánh đai trục II:

⇒ Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt cho trục II

3.6.1.9.3 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện: s j = s σj s τj

Trong đó :   s - hệ số an toàn cho phép, thông thường   s = 1,5… 2,5 (khi cần tăng độ cứng   s = 2,5… 3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)

Hệ số an toàn sσj và sτj được xác định dựa trên ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j Cụ thể, hệ số an toàn ứng suất pháp được tính theo công thức sσj = Kσ^(-1) (σdj/σaj) + ѱσσmj, trong khi hệ số an toàn ứng suất tiếp được tính bằng sτj = Kτ^(-1) (τdj/τaj) + ѱττmj.

+ σ −1 và τ −1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng:

+ σ aj , τ aj , σ mj , τ mj : là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j,do quay trục một chiều:

2W 0j Với Wj, W0j là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục

+ ѱ σ , ѱ τ là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

K σdj , K τdj - hệ số xác định theo công thức sau :

Trong đó, hệ số tập trung ứng suất Kx phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, có thể tham khảo bảng 10.8 trang 197 - “Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1” Đối với trường hợp này, ta có thể lấy giá trị Kx = 1,09.

Hệ số tăng bề mặt trục Ky, được trình bày trong bảng 10.9, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính của vật liệu Trong trường hợp này, vì không áp dụng các phương pháp tăng bền bề mặt, nên giá trị Ky được xác định là 1.

+ ε σ , ε τ - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

+ K σ , K τ - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất

- Kiểm nghiệm tại vị trí lắp bánh răng:

Do vị trí này lắp ổ lăn nên bề mặt trục lắp có độ dôi ra Chọn kiểu lắp k6

- Kiểm nghiệm tại vị trí lắp bánh đai:

Do MA=0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính tính tiêng ứng suất tiếp,tra bảng B 10.6[1]

196 với dA= 25 mm ta có:

Ta thấy sự tập trung ứng suất tại trục lắp bánh đai là do rãnh then và do lắp ghép có độ dôi Tra bảng B 10.11[1]

198 với kiểu lắp k6 Ảnh hưởng của độ dôi:

K τ ⁄ = 1,81ε τ Ảnh hưởng của rãnh then :

 Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi

3.6.1.9.3.2 Kiểm nghiệm tại trục II

- Kiểm nghiệm tại vị trí lắp bánh răng:

Do vị trí này lắp ổ lăn nên bề mặt trục lắp có độ dôi ra Chọn kiểu lắp k6

- Kiểm nghiệm tại vị trí lắp bánh đai:

Do MA=0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính tính tiêng ứng suất tiếp,tra bảng B 10.6[1]

196 với dA= 35 mm ta có:

Ta thấy sự tập trung ứng suất tại trục lắp bánh đai là do rãnh then và do lắp ghép có độ dôi Tra bảng B 10.11[1]

198 với kiểu lắp k6 Ảnh hưởng của độ dôi:

K τ ⁄ = 1,92ε τ Ảnh hưởng của rãnh then :

 Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi

3.6.1.10 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn

Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:

 Ta có lực dọc trục ngoài (lực dọc tác dụng lên bánh răng côn):

 Do có lực dọc trục (do bánh răng côn sinh ra) và nhằm đảm bảo cứng,vững nên ta chọn ổ lăn là loại ổ đũa côn

 Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ đũa côn cỡ trung tra bảng P2.11 Tr262 [1] ta có:

Với d = 30 mm ⇒ chọn ổ đỡ lăn có:

3.6.1.10.1.1 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

 Khả năng tải động C d được tính theo công thức: 11.1 Tr213 [1] ta có:

C d = Q √L m Trong đó: m – bậc của đường cong mỏi: m = 10/3(ổ đũa)

- Q – tải trọng động quy ước (KN) được xác định theo công thức 11.3 Tr114 [1]

V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay: V = 1 k t − Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ k t = 1 k d – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng Theo bảng B11.3 [1]

X hệ số tải trọng hướng tâm

Y hệ số tải trọng dọc trục

Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ lăn là:

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

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

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

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

 X – hệ số tải trọng hướng tâm

 Y – hệ số tải trọng dọc trục

Theo bảng B 11.4 Tr216 [1] ta có:

 Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:

 Tiến hành kiểm nghiệm với giá trị Q lớn hơn

 Khả năng tải động của ổ lăn

⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động

3.6.1.10.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

 Tra bảng B 11.6 Tr221 [1] cho ổ đũa côn một dãy ta được:

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

 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Q t = max(Q tB , Q tC ) = 2796 N = 2,796 kN < C 0 = 29,9 kN

⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh

Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ:

 Ta có lực dọc trục ngoài (lực dọc tác dụng lên bánh răng côn):

 Do có lực dọc trục (do bánh răng côn sinh ra) và nhằm đảm bảo cứng,vững nên ta chọn ổ lăn là loại ổ đũa côn

 Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ đũa côn cỡ trung tra bảng P2.11 Tr262 [1] ta có:

Với d = 40 mm ⇒ chọn ổ đỡ lăn có:

3.6.1.10.2.1 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn

 Khả năng tải động C d được tính theo công thức: 11.1 Tr213 [1] ta có:

C d = Q √L m Trong đó: m – bậc của đường cong mỏi: m = 10/3(ổ đũa)

- Q – tải trọng động quy ước (KN) được xác định theo công thức 11.3 Tr114 [1]

V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay: V = 1 k t − Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ k t = 1 k d – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng Theo bảng B11.3 [1]

X hệ số tải trọng hướng tâm

Y hệ số tải trọng dọc trục

Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ lăn là:

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

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

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

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

 X – hệ số tải trọng hướng tâm

 Y – hệ số tải trọng dọc trục

Theo bảng B 11.4 Tr216 [1] ta có:

 Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:

 Tiến hành kiểm nghiệm với giá trị Q lớn hơn

 Khả năng tải động của ổ lăn

⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động

3.6.1.10.2.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn

 Tra bảng B 11.6 Tr221 [1] cho ổ đũa côn một dãy ta được:

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

 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Q t = max(Q tB , Q tD ) = 1106 N = 1,106 kN < C 0 = 46 kN

⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh

Phần D LỰA CHỌN KẾT CẤU

Vỏ hộp

Tính toán kết cấu vỏ hộp

Hộp giảm tốc cần đạt tiêu chí độ cứng cao và khối lượng nhỏ Để đảm bảo chất lượng, vật liệu được chọn để đúc hộp giảm tốc là gang xám với ký hiệu GX15-32.

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục.

Kết cấu vỏ hộp

Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc :

Nắp hộp, δ1 δ = 0,03Re + 3 = 0,03.151 + 3 = 7,53(mm) Chọn δ = 8 (mm)

Gân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h Độ dốc e = (0,8÷1)δ = 6,4÷ 8 mm Chọn e = 8 (mm) h < 58 mm = 42 khoảng 2 0 Đường kính:

Bulông ghép bích, d3 d1 > 0,04.Re + 10 = 0,04.151 + 10 = 16,04 (mm) Chọn d 1 = 16 (mm) d2 = (0,7÷0,8)d1 = 11,23÷12,83 mm Chọn d 2 = 12 (mm) d3 = (0,8÷0,9)d2 = 9,6÷10,8mm Chọn d 3 = 10 (mm) δ1

Vít ghép nắp của thăm, d5 d4 = (0,6÷0,7)d2 = 7,2÷8,4 chọn d 4 = 8 (mm) d5 = (0,5÷0,6)d2 = 6÷7,2 chọn d 2 = 8 (mm)

Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp, S3

Chiều dày bích nắp hộp, S4

Chiều rộng bích nắp và thân, K3

Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít,

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)

Chiều dày: khi không có phần lồi S1

Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q K1 = 3d1 = 3.16 = 48 (mm) q ≥ K1 + 2δ = 48 + 2.8 = 64 (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 của các bánh răng với nhau Δ ≥ (1÷1,2)δ = (11,2).8 = (8÷9,6) chọn Δ = 10 (mm) Δ1 ≥ (3÷5)δ = (35).8 = (24÷40) chọn Δ 1 = 30 (mm) Δ2 ≥ δ = 8 chọn Δ 2 = 8 (mm)

Hình ảnh minh họa các vị trí :

Bu lông cạnh ổ d 2 Nút thông hơi Nắp cửa thăm

Một số chi tiết khác

Nắp ổ

Đường kính nắp ổ được xác định theo công thức :

Chốt định vị nắp và thân hộp

Vị trí D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm) d4(mm) z h

Bu lông vòng

Tên chi tiết: Bu lông vòng

 Chức năng: Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép…) trên nắp và thân thường lắp them bu lông vòng

Tra bảng B18.3b Tr89 [2] với R e = 156,96 mm ta được trọng lượng hộp Q = 60 Kg

 Thông số bu lông vòng tra bảng B18.3a Tr89[2] ta được:

Vòng móc (Thay thế nếu không sử dụng bu lông)

Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc, người ta thường lắp thêm bulong vòng hoặc vòng móc trên nắp và thân Hiện nay, vòng móc đang được sử dụng phổ biến do tính tiện lợi và hiệu quả trong việc hỗ trợ quá trình nâng hạ.

63 trên nắp hoăc cả trên thân hộp Ta chọn dùng vòng móc cho hộp giảm tốc, kích thức vòng móc như sau:

Chiều dày vòng móc: Chọn S = 15 (mm) Đường kính: Chọn d = 15 (mm)

Chốt định vị

Tên chi tiết: Chốt định vị

Chốt định vị giúp ngăn ngừa biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bu lông, đảm bảo vị trí chính xác giữa nắp và thân, từ đó loại bỏ các nguyên nhân gây hỏng hóc cho ổ.

 Chọn loại chốt định vị là chốt côn

 Thông số kích thước: B18.4a Tr90 [2] ta được:

Cửa thăm

Tên chi tiết: Cửa thăm

Chức năng của hộp là kiểm tra và quan sát các chi tiết khi lắp ghép, đồng thời chứa dầu Hộp được thiết kế với cửa thăm ở trên, được đậy bằng nắp có nút thông hơi để đảm bảo thông khí.

 Thông số kích thước: tra bảng 18.5 Tr93 [2] ta được:

Nút thông hơi

Tên chi tiết: Nút thông hơi

Nút thông hơi có chức năng quan trọng trong việc điều chỉnh nhiệt độ bên trong hộp khi làm việc, giúp giảm áp suất và cân bằng không khí giữa bên trong và bên ngoài hộp.

 Thông số kích thước: tra bảng 18.6 Tr93 [2] ta được

Nút tháo dầu

Tên chi tiết: Nút tháo dầu

Sau một thời gian hoạt động, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn do bụi hoặc chất mài mòn, hoặc bị biến chất Vì vậy, cần thay dầu mới để đảm bảo hiệu suất làm việc Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu, thường được bít kín bằng nút tháo dầu trong quá trình hoạt động.

 Thông số kích thước (số lượng 1 chiếc): tra bảng 18.7 Tr93 [2] ta được d b m f L c q D S D 0

Kiểm tra mức dầu

Mức dầu trong hộp được kiểm tra thông qua các thiết bị chỉ dầu:

Sử dụng chi tiết: Que thăm dầu

Que thăm dầu là thiết bị quan trọng để kiểm tra mức và chất lượng dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc Để thuận tiện cho việc kiểm tra, đặc biệt trong môi trường làm việc 3 ca, que thăm dầu thường được thiết kế với vỏ bọc bên ngoài nhằm giảm thiểu hiện tượng sóng dầu.

Vòng chắn dầu

Với các ổ bôi trơn bằng mỡ: Sử dụng vòng chắn mỡ, với khe hở giữa trục và vòng chắn mỡ từ 0,1 ÷ 0,3 mm

Với các ổ bôi trơn bằng dầu: Sử dụng vòng chắn dầu quay cùng với trục để hạn chế dầu chảy vào ổ hoặc các tạp chất xâm nhập vào ổ

Khi lắp đặt các chi tiết, cần chú ý tạo khe hở cần thiết giữa chúng và vỏ Nếu bộ phận ổ không sử dụng bộ phận lót kín, có thể lắp trực tiếp các vòng bảo vệ vào ổ Các vòng bảo vệ này được nhà máy chế tạo sau khi đã tra mỡ vào ổ.

Khi lắp vòng chắn mỡ, cần lưu ý rằng 2/3 phần chắn phải nằm trong rãnh chứa ổ, trong khi 1/3 còn lại nằm bên ngoài Trong quá trình làm việc, dầu sẽ tràn vào rãnh chắn và lan vào ổ, nhờ lực ly tâm, dầu sẽ trở lại hộp giảm tốc, chỉ giữ lại lượng dầu đủ để bôi trơn ổ Đồng thời, mỡ từ ổ cũng sẽ chảy ra và bám vào rãnh chắn mà không tràn ra ngoài.

- Chi tiết vòng chắn dầu:

 Chức năng: vòng chắn dầu quay cùng với trục, ngăn cách mỡ bôi trơn với dầu trong hộp, không cho dầu thoát ra ngoài

 Thông số kích thước vòng chắn dầu a 60° b t 6

67 a = 6 ÷ 9 (mm) t = 2 ÷ 3 (mm) b = 2 ÷ 5 (mm) (lấy bằng gờ trục)

Lót ổ lăn

Ổ lăn làm việc trung bình và bôi trơn bằng mỡ ta chọn làm kín động gián tiếp bằng vòng phớt

Chức năng chính của ổ lăn là bảo vệ khỏi bụi bẩn, chất lỏng, hạt cứng và các tạp chất xâm nhập, giúp ngăn ngừa mài mòn và han gỉ.

 Thông số kích thước: tra bảng 15.17 Tr50 [2] ta được d d 1 d 2 D a b S 0

Cóc lót

Tên chi tiết: Cốc lót

 Chức năng: dùng để đỡ ổ lăn tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điểu chỉnh bộ phận ổ cũng như điều chỉnh ăn khớp của bánh răng côn

 Vật liệu: gang xám GX15÷32

Chọn chiều dày cốc lót: 𝛅 = 𝟖 𝐦𝐦

Chiều dày vai và bích cốc lót: 𝛅 𝟏 = 𝛅 𝟐 = 𝛅 = 𝟖 (𝐦𝐦)

Kết cấu bánh răng

- Chiều dài côn: Re = 151 (mm)

- Chiều rộng vành răng: b = 39,26 (mm)

- Đường kính trục tại điểm lắp: d = 35 (mm)

- Đường kính đỉnh răng ngoài: dae1 = 91 (mm)

- Chiều dày đĩa: c = (0,3÷0,35).b = (0,3÷0,35).39,26 = 11,8÷13,7 lấy c = 12 (mm) δ = (2,5÷4)m = (2,5÷4).2,5 = 6,25÷7,5 (mm), δ ≥ 8÷10 mm, chọn δ = 8 (mm)

- Đường kính may ơ: D = (1,5÷1,8).d = (1,5÷1,8).35 = 52,5÷63 chọn D = 60 (mm)

12.2 Bánh răng lớn trục II

- Chiều dài côn: Re = 151 (mm)

- Chiều rộng vành răng: b = 39,26 (mm)

- Đường kính trục tại điểm lắp: d = 45 (mm)

- Đường kính đỉnh răng ngoài: dae2 )3 (mm)

- Chiều dày đĩa: c = (0,3÷0,35).b = (0,3÷0,35).39,26 = 11,8÷13,7 lấy c = 12 (mm) δ = (2,5÷4)m = (2,5÷4).2,5 = 6,25÷7,5 (mm), δ ≥ 8÷10 mm, chọn δ = 8 (mm)

- Đường kính may ơ: D = (1,5÷1,8).d = (1,5÷1,8).45= 67,5÷81 chọn D = 70 (mm)

Phần D LẮP GHÉP, BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI

Dung sai lắp ghép và dung sai ổ lăn

 Lắp vòng trong của ổ lên trục theo hệ thống lỗ cơ bản và lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục cơ bản

Để đảm bảo các vòng không bị trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ trong quá trình hoạt động, việc lựa chọn kiểu lắp trung gian với các vòng không quay và lắp có độ dôi với các vòng quay là rất quan trọng.

 Chọn miền dung sai khi lắp các vòng ổ:

+ Lắp ổ lên trục là: k6 + Lắp ổ lên vỏ là: H7

Lắp bánh răng lên trục

Để truyền momen xoắn giữa trục và bánh răng, việc sử dụng then bằng là lựa chọn phổ biến Tuy nhiên, mối ghép then thường không lắp khít do rãnh then trên trục thường phay không chính xác Để khắc phục tình trạng này, cần tiến hành cạo then theo rãnh để đảm bảo lắp ráp chính xác.

 Lắp bánh răng lên trục theo kiểu lắp trung gian:

Bôi trơn hộp giảm tốc

Bộ truyền bánh răng có vận tốc vòng v = 2,14 < 12(m/s) nên ta chọn bôi trơn bằng cách ngâm trong dầu bằng 1

4 bánh răng bị động trong hộp giảm tốc

Do đáy hộp giảm tốc cách đỉnh răng bị động 1 khoảng 25 (mm)

Vậy chiều cao lớp dầu là 61,5 (mm)

Dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc: vận tốc vòng của bánh răng v = 2,14 và δ b ≈

Bôi trơn máy móc được chia thành hai phương pháp chính: bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông Trong trường hợp hộp giảm tốc, vì vận tốc của các bánh răng chỉ đạt 2,14 m/s, thấp hơn 12 m/s, nên phương pháp bôi trơn thích hợp là ngâm dầu để đảm bảo hiệu suất hoạt động tối ưu.

Với vận tốc vòng của bánh răng v = 2,14 (m s⁄ ) tra bảng 18.11 Tr100 [2], ta được độ nhớt để bôi trơn là:186 Centistoc ứng với nhiệt độ 50 0 C

Theo bảng 18.13 Tr101 [2] ta chọn được loại dầu: dầu ôtô máy kéo AK-15

Bôi trơn ổ lăn đúng kỹ thuật giúp giảm ma sát, ngăn chặn mài mòn và bảo vệ bề mặt các chi tiết kim loại, từ đó giảm thiểu tiếng ồn Sử dụng mỡ để bôi trơn ổ lăn là phương pháp hiệu quả để duy trì hiệu suất và độ bền của thiết bị.

Bảng dung sai

Bảng dung sai lắp ghép bánh răng

Chịu va đập nhẹ không yêu cầu tháo nắp thường xuyên ta chọn kiểu lắp trung: H7 k6

Trục Kiểu lắp Lỗ Trục

Bảng dung sai lắp bạc lót trục

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

Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn

- Để các vòng ổ không trơn trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ khi làm việc cần 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 dôi hở

- 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

Trục Kiểu lắp Lỗ Trục

Trục Kiểu lắp Lỗ Trục

Bảng dung sai lắp ghép vòng chắn dầu

Chọn kiểu lắp trung gian F8 k6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp:

Bảng dung sai lắp then

Then lắp trên đai chọn kiểu lắp P9 h9

Then lắp trên bánh răng chọn kiểu lắp N9 h9 ϕ72H7 k6 ϕ72 0 +0,030 ϕ72 +0,002 +0,021

Trục Kiểu lắp Lỗ Trục

Trục Kiểu lắp Lỗ Trục

Bảng dung sai lắp ghép nắp ổ lăn

Chọn kiểu lắp H7 d11 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp ϕ10P9 h9 ϕ10 −0,051 −0,015 ϕ10 −0,036 0

Trục Kiểu lắp Lỗ Trục

Phần A CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3

1 Xác định công suất yêu cầu của trục động cơ 3

2 Xác định số vòng quay của động cơ 4

II Phân phối tỉ số truyền 4

1 Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống 4

2 Phân phối tỉ số truyền cho hệ 5

III Tính toán các thông số trên trục 5

3 Mômen xoắn trên các trục 6

4 Bảng thông số động học 6

I Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài 7

I.1 Tính toán thiết kế bộ truyền đai thang 7

1 Chọn loại đai và tiết diện đai 7

2 Chọn đường kính hai đai: d1 và d2 7

3 Xác định khoảng cách trục a 8

5 Các thông số cơ bản của bánh đai 10

6 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 11

7 Tổng kết các thông số truyền của bộ truyền đai 11

I.2 Tính bộ truyền trong hộp (bánh răng côn răng thẳng) 12

2 Chọn vật liệu bánh răng 12

3 Xác định ứng suất cho phép 13

4 Xác định chiều dài côn ngoài 15

5 Xác định thông số ăn khớp 16

5.1 Đường kính vòng chia ngoài 16

5.4 Xác định hệ số dịch chỉnh 17

5.5 Xác định đường kính trung bình và chiều dài côn ngoài 17

6 Xác định ứng suất cho phép 17

7 Kiểm tra bộ truyền bánh răng 19

7.1 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền uốn 19

7.2 Kiểm nghiệm răng và độ bền uốn 20

7.3 Kiểm nghiệm về quá tải 22

8 Các thông số hình học của cặp bánh răng 22

9 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng 23

Phần C TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 24

2.1 Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi 25

2.3 Lực tác dụng lên trục 26

2.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi 26

3.2 Xác định lực tác dụng 27

3.3 Xác định sơ bộ đường kính trục 28

3.4 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 29

3.4.1 Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục 29

3.4.2 Xác định khoảng cách các trục 29

3.5 Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực 29

3.6 Tính, chọn đường kính các đoạn trục 32

3.6.1 Trục yêu cầu tính đầy đủ 32

3.6.1.1 Tính phản lực cho trục I 32

3.6.1.2 Tính phản lực cho trục II 33

3.6.1.3 Vẽ biểu đồ mômen cho trục I 34

3.6.1.4 Vẽ biểu đồ mômen cho trục II 34

3.6.1.5 Tính mômen tương đương trục I 37

3.6.1.6 Tính mômen tương đương trục II 37

3.6.1.7 Tính đường kính các đoạn trục 38

3.6.1.8 Chọn đường kính các đoạn trục 39

3.6.1.9 Chọn và kiểm nghiệm then 40

3.6.1.9.2 Kiểm nghiệm theo độ bền dập và độ bền cắt 42

3.6.1.9.3 Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi 43

3.6.1.10 Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn 51

Phần D LỰA CHỌN KẾT CẤU 58

1 Tính toán kết cấu vỏ hộp 58

II Một số chi tiết khác 61

3 Vòng móc (Thay thế nếu không sử dụng bu lông) 62

12.2 Bánh răng lớn trục II 69

Phần D LẮP GHÉP, BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI 70

I Dung sai lắp ghép và dung sai ổ lăn 70

II Lắp bánh răng lên trục 70

III Bôi trơn hộp giảm tốc 70

1 Bảng dung sai lắp ghép bánh răng 71

2 Bảng dung sai lắp bạc lót trục 72

3 Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn 72

4 Bảng dung sai lắp ghép vòng chắn dầu 73

5 Bảng dung sai lắp then 73

6 Bảng dung sai lắp ghép nắp ổ lăn 74