Đồ án thiết kế hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm

MỤC LỤC PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I Chọn động cơ điện Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.

CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Chọn động cơ điện

-Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.Trong công nghiệp sử dụng nhiều loại động cơ như: Động cơ điện một chiều, động cơ điện xoay chiều Mỗi loại động cơ có một ưu nhược điểm riêng,tùy thuộc vào các yêu cầu khác nhau mà ta chọn loại động cơ cho phù hợp:

-Với phương án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm sẽ có:

+Tải trọng sẽ được phân bố đều cho các ổ.

+Giảm được sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng nhờ các bánh răng được bố trí đối xứng với các ổ.

+Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian và trục ra mômen xoắn chỉ tương ứng với một nửa công suất được truyền so với trường hợp không khai triển phân đôi.

+Nhờ đó mà hộp giảm tốc loại này nói chung có thể nhẹ hơn 20% so với hộp giảm tốc khai triển dạng bình thường.

+Nhược điểm của hộp giảm tốc phân đôi là bề rộng của hộp giảm tốc tăng do ở cấp phân đôi làm thêm 1 cặp bánh răng so với bình thường Do vậy cấu tạo bộ phận ổ phức tạp hơn, số lượng các chi tiết và khối lượng gia công tăng lên có thể làm tăng giá thành của bộ truyền.

1 Xác định công suất trên trục động cơ điện:

Công suất trên trục tang: P tg = 5,2 kW

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Từ bảng 2.3 trang 19 tài liệu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập1 [1] ta có:

Hiệu suất bộ truyền xích:  ng = 0,96

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn:  ol = 0,99

Hiệu suất 1 cặp bánh răng:  br = 0,98

Theo dãy tiêu chuẩn bảng 2.2 tài liệu [1], ta chọn được động cơ là:

2 Số vòng quay sơ bộ của động cơ điện: ch nh ng tg sb n u u u n 

Trong đó: n tg = 52 (vòng/phút) u ng = 2 : tỷ số truyền bộ truyền xích 2 (chọn theo bảng 2.4 tài liệu [1]) u nh u ch = u h : tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi

Chọn số vòng quay động cơ n đc theo dãy số tiêu chuẩn và gần bằng số vòng quay sơ bộ n sb :

Phân phối tỷ số truyền

2 Phân tỷ số truyền của hệ dẫn động:

Chia u ra 3 phần: u= u ng u nh u ch u ng =2 : tỷ số truyền bộ truyền xích

,94 Đối với hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm: u nh = (1,2 1,3) u ch

3 Tính lại giá trị u ng theo u nh và u ch trong hộp giảm tốc: u ng =  4 27 , 1 , 3 88 , 4  2 ch nh u u u

4 Xác định công suất, moment và số vòng quay trên các trục:

Dựa vào Pct và sơ đồ hệ dẫn động:

-Lập bảng số liệu: Đại lượng Trục động cơ

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI: Bộ truyền xích

Có 3 loại xích: xích ống, xích con lăn và xích răng Trong 3 loại xích trên ta nên chọn xích con lăn để thiết kế vì nó có ưu điểm:

+Có thể thay thế ma sát trượt ở ống và răng đĩa (ở xích ống) bằng ma sát lăn ở con lăn và răng đĩa(ở xích con lăn) Kết quả là độ bền của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo xích con lăn không khó bằng xích răng.

+Ngoài ra: Xích con lăn có nhiều trên thị trường suy ra dễ thay thế.

Vì công suất sử dụng không quá lớn nên chọn xích một dãy.

II Định số răng đĩa xích:

Theo bảng 5.4 tài liệu [1] ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ z1 = 25

Số răng của đĩa xích lớn: z2 = u.z1 = 2.25 = 50 < zmax = 120

Theo công thức 5.3 tài liệu [1] ta có công thức tính toán:

Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 tài liệu [1] ta có:

K = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc

K0 = 1 (tâm đĩa xích so với phương ngang [s]: Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

VI Đường kính vòng chia đĩa xích:

Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 tài liệu [1]:

-Đường kính vòng chia của đĩa xích được xác định:

+Đường kính vòng chia đĩa dẫn:

+Đường kính vòng chia đĩa bị dẫn:

-Đường kính vòng đỉnh: da1 = p[0,5 + cotg( /z 1 )] = 31,75[0,5 + cotg( /25)] = 267,2 (mm) da2 = p[0,5 + cotg( /z 2 )] = 31,75[0,5 + cotg( /50)] = 520,5 (mm)

Với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 (theo bảng 5.2 tài liệu [1]): df1 = d1 – 2r = 253,32 – 2.9,62 = 234,08 (mm) df2 = d2 – 2r = 505,65 – 2.9,62 = 486,41 (mm)

Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo công thức 5.18 tài liệu [1]:

Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích.

Kd = 1 do bộ truyền xích một dãy.

Kđ = 1,2 hệ số tải trọng động va đập nhẹ.

Fvd lực va đập trên một dãy xích (N).

A = 262 diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12 tài liệu [1])

  H  ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 tài liệu [1]. Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1.

 H = 596,34 (MPa) Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2.

Như vậy theo bảng 5.11 tài liệu [1] để đảm bảo độ bền tiếp xúc cho các đĩa xích ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ vấn bề mặt HB = 210. Ứng suất tiếp xúc cho phép [ H ] = 600 (MPa)

Thấy:  H [ H ] nên đảm bảo độ bền tiếp xúc.

VII Xác định lực tác dụng lên trục:

Với Kx = 1,15: hệ số xét đến tác dụng trọng lượng xích lên trục (do bộ truyền nằm ngang)

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC

I Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép:

1 Chọn vật liệu: Đây là bộ truyền bôi trơn tốt (bộ truyền kín) thì dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng nên ta tiến hành tính toán thiết kế theo ứng suất tiếp xúc và kiểm nghiệm lại độ bền uốn.

Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau:

Cụ thể theo bảng 6.1 tài liệu [1] chọn:

Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn:

HB = 241285, có  b 1 = 850 MPa ,  ch 1 = 580 MPa

Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn:

HB = 192240 , có  b 2 = 750 MPa,  ch 2 = 450 MPa

Phân cấp tỷ số truyền: Uh = 14 ;

2 Xác định ứng suất cho phép:

Theo bảng 6.2 tài liệu [1] thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180350.

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh lớn HB2 = 230.

+Giới hạn mỏi tiếp xúc:

3 Số chu kì làm việc cơ sở:

Theo công thức 6.5 tài liệu [1]:

4 Số chu kì làm việc tương đương:

Theo công thức 6.7 tài liệu [1]:

Với: +Số lần ăn khớp của răng 1 vòng quay, bánh răng quay 1 chiều => c=1. +tb = 9000 giờ: tổng số thời gian làm việc.

NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1

Tương tự: NHE1 > NHO1  KHL1 = 1

5 Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định sơ bộ:

Theo bảng 6.2 tài liệu [1] ta có: S

*Với bộ truyền cấp nhanh sử dụng răng nghiêng:

Ta thấy điều kiện: [ H ]min < [ H ] < 1,25[ H ]2(không thỏa)

Nên ta chọn: [ H ] = [ H ]min = [ H ]2 = 481,82 MPa

*Với bộ truyền cấp chậm sử dụng răng nghiêng:

= 509 , 1  2 481 , 82 = 495,46 MPa Theo công thức 6.8 tài liệu [1].

NFE = 60C  (Ti/Tmax) MF ni Ti

Theo bảng 6.4 tài liệu [1] ta xác định được mF = 6

Số chu kỳ thay đổi ứng suất khi thử về uốn:

NFO1 = NFO2 =4.10 6 (với mọi loại thép)

Thấy NFB2 > NF02 do đó KFL2 = 1

Tương tự: NFB1 > NF01 => KFL1 = 1

Theo 6.2a tài liệu [1] bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1.

Theo bảng 6.2 tài liệu [1]: SF = 1,75

= 414 1 , 75 1 1 = 236,57 MPa Ứng suất quá tải cho phép theo 6.13 và 6.14 tài liệu [1]:

II Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng):

1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: (C.T 6.15a tài liệu [1]). aw1 = Ka( u1) 3

 ba : Hệ số: là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục

Chọn  ba = 0,3 theo bảng 6.6 tài liệu [1].

Ka : Hệ số kế đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Ka = 43 theo bảng 6.5 tài liệu [1].

Tra bảng 6,7 tài liệu [1] , KH  = 1,02 ( sơ đồ 7).

2 Xác định các thông số ăn khớp:

Tra bảng 6.8 tài liệu [1] ta chọn mođun pháp m = 1,5.

Số răng bánh nhỏ theo công thức 6.31 tài liệu[1]:

Tỷ số truyền thực sẽ là: um 1

3 Các thông số cơ bản của bộ truyền:

Góc profin gốc:   20 0 (theo TCVN 1065 – 71)

Góc prôfin răng: t = tw = arctg(tg/cos) = arctg(tg20 o / 0,86)  22 o

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở: tgb = cos t.tg = cos(22 o ).tg( 30 0 41 ' 0 , 3 " )= 0,55  b = 28 0 48’38,86 ’’

Khoảng cách trục: aw = 112 mm, vì răng nghiêng nên không dịch chỉnh trục.

Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta xác định được:

+Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2.m = 43,6 + 2.1,5 = 46,6 (mm) da2 = d2 + 2.m = 179,7 + 2.1,5 = 182,7 (mm)

+Đường kính vòng lăn: dw1 = 2.aw1/(um + 1) = 2.112/(4,1 + 1) = 43,92 (mm) dw2 = dw1.um = 43,92.4,1 = 180,07 (mm)

+Đường kính đáy răng: df1 = d1 – 2,5.m = 43,6 – 2,5.1,5 = 39,85 (mm) df2 = d2 – 2,5.m = 179,7 – 2,5.1,5 = 175,95 (mm)

+Chiều rộng vành răng: bw =  ba.aw1 = 0,3.112 = 33,6 (mm)

+Hệ số trùng khớp ngang: theo công thức 6.38b tài liệu [1] ta có:

+ Hệ số trùng khớp dọc:

+Góc ăn khớp: theo công thức 6.27 tài liệu [1] ta có:

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:

ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo bảng 6.5 tài liệu [1] ZM = 274 (MPa 1/3 ).

ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 tài liệu [1] ta có:

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

Vận tốc vòng của bánh răng:

Vì v < 4 m/s, tra bảng 6.13 (trang 106) tài liệu [1] chọn cấp chính xác 9 ;

Vì  bd = 0,81, tra bảng 6.7 (trang 98) tài liệu [1] => K H  =1,02

Tra bảng 6.16 tài liệu [1] ta có: g0 = 73

Vậy theo công thức 6.42 tài liệu [1]:

Do đó: (theo công thức 6.41 tài liệu [1])

K   Ứng suất tiếp trên bề mặt làm việc: d MPa u b u K

Cấp chính xác 9 nên cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5 1,25  m

Do đó theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1] ta có:

Ta thấy  H    H  Vậy răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp xúc.

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:  1  1 , 1 48  0 , 676

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: 0 , 781

Số răng tương đương: cos 3 0 , 25 86 3 39 , 3

Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,7 ; YF2 = 3,6

Tra bảng 6.16 tài liệu [1] ta có: g0 = 73

Theo công thức 6.47 tài liệu [1]:

KF = 1,40 (tra bảng 6.14 tài liệu [1]).

Vì  bd = 0,81, tra bảng 6.7 (trang 98) tài liệu [1] => K F  =1,03 (sơ đồ 7)

Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1] ta có:

Hệ số tải trọng kki tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1].

Suy ra: +Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động: m MPa d b

+Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động:

6 Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Hệ số quá tải:  max  2 , 0

K qt T Ứng suất tiếp xúc cực đại:

Vậy: Thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt. Ứng suất uốn cực đại:

Vậy: Thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.

Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh:

Chiều rộng vành răng(mm) b w = 33,6

Góc nghiêng răng  30 0 41’0,3’’ Đường kính vòng chia(mm) d 1 43,6 ; d 2 179,7 Đường kính vòng lăn(mm) d w1 43,92 ; d w2 180,07 Đường kính đỉnh răng(mm) d a1 46,6 ; d a2 182,7 Đường kính đáy răng(mm) d f 1 39,85 ; d f 2 175,95

Số răng của các bánh(chiếc) Z 1 25 ; Z 2 103

Hệ số trùng khớp ngang   1,48

Hệ số trùng khớp dọc   = 3,64

III Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng):

Vì phân đôi cấp chậm nên: 75493 , 7 ( )

1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liêu của cặp bánh răng và loại răng Tra bảng 6.5 tài liệu [1] ta có: Ka = 43

KH : 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 tài liệu [1] ta được: KH  = 1,12; KF  = 1,24 (ứng với sơ đồ 3)

2 Xác định các thông số ăn khớp:

Chọn môđun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun cấp nhanh: m =1,5 Chọn   30 0  cos   0 , 866

Số răng bánh nhỏ: theo công thức 6.31 tài liệu [1]:

Do đó tỷ số truyền thực: um = Z2/Z1 = 3,4

3 Các thông số cơ bản của bộ truyền:

Góc prôfin gốc:   20 0 (Theo TCVN 1065 – 71)

Khoảng cách trục: aw2 = 132 mm, vì răng nghiêng nên không dịch chỉnh trục. Môđun: m = 1,5

Số răng mỗi cặp bánh răng: Z1 = 35 ; Z2 = 119.

Tỷ số truyền cấp chậm: um = 3,4

+Đường kính vòng lăn: u mm d a m w w 60

+Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2m = 59,66 + 2.1,5 = 62,66 mm da2 = d2 + 2m = 202,84 + 2.1,5 = 205,84 mm

+Đường kính đáy răng: df1 = d1 – 2,5m = 59,66 – 2,5.1,5 = 55,91 mm df2 = d2 – 2,5m = 202,84 – 2,5.1,5 = 199,09 mm

+Chiều rộng vành răng: bw =  ba.aw2 = 0,3.132 = 39,6 (mm)

+Hệ số trùng khớp ngang:

+Hệ số trùng khớp dọc:

+Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở:

4 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:

ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo bảng 6.5 tài liệu [1]: ZM = 274 (MPa 1/3 ).

ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo công thức 6.34 tài liệu [1]:

Z  : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Theo công thức 6.36 tài liêu [1]:

Vận tốc vòng của bánh răng: s n m v d w 1 , 11 /

Tra bảng 6.13 tài liệu [1]: cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về tiếp xúc là 8.

Tra bảng 6.14 tài liệu [1] với cấp chính xác là 9;

Vì  bd = 0,81, tra bảng 6.7 (trang 98) tài liệu [1] => K H  =1,12 (sơ đồ 3). Tra bảng 6.15 và 6.16 tài liệu [1] được: g0 = 73;

Thay các số liệu vừa tìm được vào công thức 6.41 tài liệu [1]:

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Theo công thức 6.39 tài liệu [1]:

K   Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc Theo công thức 6.33 tài liệu [1]:

Cấp chính xác 8 do đó cần gia công đạt Ra = 2,5 1,25  m => ZR = 0,95.

Với da < 700 mm => KxH = 1; v = 1,11 (m/s) < 5 (m/s) => Zv = 1

Theo công thức 6.1 và 6.1a tài liệu [1]:

Như vậy:  H    H  bánh răng đã chọn đảm bảo điều kiện tiếp xúc.

5 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Theo công thức 6.43 tài liệu [1]:

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:  1  1 , 1 55  0 , 65

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng: 0 , 797

Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0

Tra bảng 6.18 tài liệu [1] ta được: YF1 = 3,65; YF2 = 3,6

Theo công thức 6.47 tài liệu [1] ta có:

Tra bảng 6.14 tài liệu [1] với cấp chính xác là 9;

Vì  bd = 0,81, tra bảng 6.7 (trang 98) tài liệu [1] => K F  =1,24 (sơ đồ 3). Thay vào công thức 6.46 tài liệu [1]:

Hệ số tải trọng khi tính về uốn xác định theo công thức 6.45 tài liệu [1]:

K   Ứng suất sinh ra tại chân bánh răng chủ động xác định theo công thức 6.43 tài liệu [1]: m MPa d b

Thấy:  F 1    F 1   252 Mpa Ứng suất sinh ra tại chân bánh răng bị động xác định theo công thức 6.44 tài liệu [1]:

6 Kiểm nghiệm răn g về quá tải:

Hệ số quá tải:  max  2 , 0

K qt T Ứng suất tiếp xúc cực đại:

Vậy: Thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt. Ứng suất uốn cực đại:

Vậy: Thỏa mãn điều kiện biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.

Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm:

Chiều rộng vành răng(mm) b w 39,6

Số răng của các bánh(chiếc) Z 1 35 ; Z 2 119 Đường kính vòng chia(mm) d 1 59,66 ; d 2 202,84 Đường kính vòng lăn(mm) d w1 60 ; d w2 204 Đường kính đỉnh răng(mm) d a1 62,66 ; d a2 205,84 Đường kính đáy răng(mm) d f 1 55,91 ; d f 2 109,09

Hệ số trùng khớp ngang   1,55

Hệ số trùng khớp dọc   = 3,99

IV Kiểm tra các điều kiện:

1 Kiểm tra tỷ số truyền của hệ dẫn động:

Bộ truyền ngoài là bộ truyền xích:

Vậy: Thỏa mãn tính ăn khớp của bộ truyền.

Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu các cặp bánh răng:

-Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc.

-Đối với hộp giảm tốc đang thiết kế ta dùng phương pháp bôi trơn trong dầu, ngâm các chi tiết trong dầu chứa ở hộp.

-Với bộ truyền cấp nhanh: CẤP CHẬM

Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu: lmin (0,752).h  (0,752).3,375

Vì lmin  10mm nên chọn l2min = 10 mm

=> Mức dầu tối thiểu: x2min 2 a2 d -l2min 2

Vì v = 3,3 m/s > 1,5 m/s nên mức dầu tối đa : x2max = x2min - 10 = 81,35 - 10 = 71,35 mm

-Với bộ truyền cấp chậm: CẤP NHANH PHÂN ĐÔI

Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu: lmin (0,752).h  (0,752).3,375

Vì lmin  10mm nên chọn l4min = 10 mm

=> Mức dầu tối thiểu: x4min 2 a2 d -l4min 2

Mức dầu tối đa : x4max = x4min - 10 = 92,92 - 10 ,92 mm

-Mức dầu phải thỏa điều kiện: dầu ngập qua chân răng của bánhrăng 2 và không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4 để tránhmất công suất do khuấy dầu.

-Ta có biểu thức sau:

Vậy: Hộp giảm tốc thoả điều kiện bôi trơn ngâm dầu.

THIẾT KẾ CÁC TRỤC, THEN, Ổ, KHỚP NỐI

THIẾT KẾ TRỤC

-Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục.Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tùy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không.

-Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 tôi, thường hóa có giới hạn bền b  600 MPa

 ; và giới hạn chảy  ch  340 MPa

-Ứng suất xoắn cho phép  12  20 (MPa) tùy thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét.

II Xác định tải trọng tác dụng lên các trục:

Do đĩa xích tác dụng lên: Fr = 4578,86 (N)

Do cặp bánh răng trụ răng nghiêng: xác định theo công thức 10.1 tài liệu

Do cặp bánh răng trụ răng nghiêng: xác định theo công thức 10.1 tài liệu

III Tính thiết kế trục:

1 Xác định sơ bộ đường kính trục:

Trục sử dụng trong các hộp giảm tốc thường được chế tạo có hình dạng trụ tròn nhiều bậc (gồm nhiều đoạn có đường kính khác nhau) Có như vậy mới phù hợp với sự phân bố áp lực trong trục tạo điều kiện cho việc lắp ráp và sửa chữa được thuận lợi hơn.Tại các tiết diện thay đổi đường kính có quan hệ với nhau qua

SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG biểu thức sau: di  1  di  d mm)

+Dấu + ứng với trường hợp từ tiết diện nhỏ lên tiết diện lớn hơn.

+Dấu - ứng với trường hợp từ tiết diện lớn xuống tiết diện nhỏ hơn.

Do mômen T có ảnh hưởng rất lớn đến khả năng làm việc của trục, vì trục là bộ phận trực tiếp tham gia vào quá trình truyền mômen giữa các trục Do đó giữa đường kính trục với mômen T trục đó phải truyền có mối liên hệ bởi công thức:

Theo công thức 10.9 tài liệu [1] đường kính trục thứ k (k = 1,2,3):

+Tk : là mômen xoắn tác dụng lên trục

+ [] : là ứng suất xoắn cho phép     12  20 (MPa)

Với   lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra

-Vì trong quá trình tính toán trục không xét đến ảnh hưởng của ứng suất uốn cho nên bù lại ảnh hưởng của ứng suất uốn tới tuổi bền của trục phải hạ thấp [  ] xuống.

+Đường kính ngõng trục vào của hộp giảm tốc:

+Đường kính trục trung gian của hộp giảm tốc:

+Đường kính trục ra của hộp giảm tốc:

 Đường kính sơ bộ của các trục sẽ là: d1 = 23,8 mm; d2 = 28,7 mm; d3 = 34,7 mm

Từ đường kính sơ bộ và bảng 10.2 tài liệu [1] xác định được chiều rộng ổ lăn lần lượt như sau: bo1 = 17 mm; bo2 = 19 mm; bo3 = 21 mm botb = (17 + 19 + 21)/3 = 19 mm

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

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: K1 = 8

Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: K2 = 8

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 10

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15

Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục I Xác định theo công thức 10.10 tài liệu [1]: lm13 = (1,2  1,5)d1 = (1,2  1,5).23,8 = 28,56  35,7 mm.

Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục II: lm22 = lm23 = lm24 = (1,2  1,5)d2 = (1,2  1,5).28,7 = 34,44  43,05 mm.

Chọn lm22 = lm23 = lm24 = 40 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục III: lm32 = lm33 = lm34 = (1,2  1,5)d3 = (1,2  1,5).34,7 = 41,64  52,05 mm

Chọn lm32 = lm33 = lm34 = 50 mm

Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi: lm12 = (1,4  2,5)d1 = (1,4  2,5).23,8 = 28,56  59,5 mm

-Trục trung gian của hộp (trục II): Do trong hộp giảm tốc phân đôi thì trục trung gian có cấu tạo là phức tạp nhất, quyết định kích thước của các trục khác khi truyền chuyển động cho nhau nên ảnh hưởng tới kích thước của hộp giảm tốc Do đó khi tính toán kích thước hình học của các trục thì ta phải xác định kích thước của trục trung gian trước hết và căn cứ vào đó để xác định kích thước hình học của các trục còn lại.

Chiều dài các đoạn trục: (khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay):

Theo công thức trong bảng 10.4 tài liệu [1] ta tính được: l22 = 0,5(lm22 + bo2) + K1 + K2 = 0,5(40 +19) + 8 + 8 = 45,5 mm l23 = l22 + 0,5(lm22 + lm23) + K1 = 45,5 + 0,5(40 + 40) + 8 = 93,5 mm l24 = 2l23 – l22 = 2.93,5 – 45,5 1,5 mm l21 = 2l23 = 2.93,5 = 187 mm

+Trục vào của hộp (trục I): lc12 = 0,5(lm12 + b01) + K1 + hn = 0,5(40 + 17) + 8 + 15 = 51,5 mm l12 = - lc12 = -51,5 mm l11 = l21 = 187 mm l13 = 0,5.l11 = 0,5.187 = 93,5 mm

+Trục ra của hộp ( trục III): lc33 = 0,5(lm33 + bo3) + K3 + hn = 0,5(50 + 21) + 10 + 15 = 60,5 mm l31 = l21 7 mm l32 = l22 = 45,5 mm l33 = l24 = 141,5 mm l34 = l31 + lc33 = 187 + 60,5 = 247,5 mm

Xác định lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục:

-Lực tác dụng khi ăn khớp bánh răng được chia làm 3 thành phần:

-Lực tác dụng của khớp nối đàn hồi là : t

+Dt : Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt tra bảng 16.10a tài liệu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập2 [2].

+TI = 37,88 N.m tra bảng 16.10 tài liệu [2] ta có: Dt = 63 mm mm

-Tính lực của bộ truyền xích tác dụng lên trục III: Do bộ truyền xích nằm ngang cho nên lực tác dụng từ bộ truyền lên trục sẽ là:

3 Tính toán thiết kế trục:

SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG a Trục I: (trục vào của hộp giảm tốc)

Xác định các phản lực : Để xác định các thành phần phản lực ta xét cân bằng theo phương Ox và Oy.

Phản lực tại các gối tựa:

Xét phương trình mômen tại O:

Phương trình tổng lực theo phương y:

Xét phương trình mômen tại O:

Phương trình tổng lực theo phương x:

Xác định mômen tổng uốn theo công thức 10.15 tài liệu [1]: xj yj j M M

Xác định mômen tương đương theo công thức 10.16 tài liệu [1]:

Tính đường kính trục theo bảng 10.5 tài liệu [1]:

Với đường kính sơ bộ d1 = 23,8 mm ta chọn   = 63 MPa

Vậy: d11 = d22 = 17,33 mm d10 = 18,17 mm d13 = 17,52 mm Chọn đường kính các doạn trục theo các tiêu chuẩn: d10 = d11 = 20 mm (đoạn trục lắp ổ lăn) d13 = 30 mm (đoạn trục lắp bánh răng) d12 = 26 mm (đoạn trục lắp khớp nối) xem lại

SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG b Trục II: (trục trung gian của hộp giảm tốc) Đối với bánh răng dẫn 2; 4:

Fa2 = 1358,38 N = Fz22 = Fz24 Đối với bánh răng bị dẫn 3:

Xác định các phản lực: Tính các phản lực xuất hiện trên ổ lăn và vẽ biểu đồ momen trên trục trung gian.

Phản lực tại các gối tựa:

Xét phương trình mômen tại O:

Phương trình tổng lực theo phương y:

Xét phương trình mômen tại O:

Phương trình tổng lực theo phương x:

= [2516,46.(93,5 – 45,5)] + 40751,4 – 3379,03.93,5 = -154397,825 (N.mm) Mômen tổng uốn xác định theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

Mômen tương đương xác định theo công thức 10.16 tài liệu [1]:

Tính đường kính trục với bảng 10.5 tài liệu [1]:

Với đường kính sơ bộ d2 = 28,7 mm ta chọn   = 63 MPa

Xuất phát từ yêu cầu về độ bề lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục theo các tiêu chuẩn như sau: d

= 28 mm (đoạn trục lắp ổ lăn) d

= 34 mm (đoạn trục lắp bánh răng trụ răng nghiêng) d

= 40 mm (đoạn trục lắp bánh răng ở giữa trục)

BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC II:

SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG c Trục III: (trục ra của hộp giảm tốc)

Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục:

Lực từ bánh răng bị dẫn 2,3 tác dụng lên trục:

= 1358,38 N Xác định các phản lực: Tính các phản lực xuất hiện trên ổ lăn và vẽ biểu đồ mômen trên trục ra.

Phản lực tại các gối tựa:

Xét phương trình mômen tại O:

Phương trình tổng lực trên theo phương y:

Xét phương trình mômen tại O:

Phương trình tổng lực theo phương x:

Mômen tổng uốn xác định theo công thức 10.15 tài liệu [1]:

Tính đường kính trục: theo bảng 10.5 tài liệu [1]:

Với đường kính sơ bộ d

Chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau: d

= 40 mm (đoạn trục lắp ổ lăn) d

= 56 mm (đoạn trục lắp bánh răng trụ răng nghiêng) d

= 34 mm (đoạn trục lắp đĩa xích)

BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC III:

SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Đường kính các đoạn trục được đưa ra bảng sau:

4 Tính kiểm nghiệm về độ bền mỏi: a Hệ số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi:

Thép C45 tôi thường hóa có:  b = 600 MPa b 0 , 436 600 261 , 6 MPa

  và   : Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi.

 b Điều kiện kiểm tra trục vừa thiết kế về độ bền mỏi:

Theo công thức 10.19 tài liệu [1]:

Theo công thức 10.20 tài liệu [1]: mj aj dj j K

S  j : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp.

Theo công thức 10.21 tài liệu [1]: mj aj dj j K

S  j : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện J.

Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ đối xứng

Do đó theo công thức 10.22 tài liệu [1]: j j j aj mj W

Vì trục I quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động

Do đó theo công thức 10.23 tài liệu [1]: oj j j aj mj W

Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm:

Dựa vào kết cấu và biểu đồ mômen trục, ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi:

+Trục I: tiết diện 10 lắp ổ lăn và tiết diện 13 lắp bánh răng.

+Trục II: tiết diện 22 và 23 lắp bánh răng.

+Trục III: tiết diện 33 lắp bánh răng và tiết diện 31 lắp ổ trượt. d Chọn lắp ghép:

Các ổ lăn lắp ghép trên trục theo kiểu k6, lắp đĩa xích, nối trục, bánh răng theo kiểu k6 kết hợp lắp then.

Kích thước then bằng trị số mômen cản uốn và mômen xoắn ứng với các tiết diện như sau: (kích thước của then tra theo bảng 9.1; trị số mômen cản uốn và mômen xoắn tương đương tra theo bảng 10.6 tài liệu [1]): j j j j d t d t b

Tiết diện Đường kính trục (mm) h b  t1 Wj (mm 3 ) Woj (mm 3 )

33 56 10 x 8 5 16079,9 33320,9 e Xác định hệ số K  aj và K  aj đối với các chi tiết nguy hiểm:

Theo công thức 10.25 và 10.26 tài liệu [1]: y x dj K

Các trục gia công trên máy tiện Tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đặt

Ra = 2,50,63  m Theo bảng 10.8 tài liệu [1] hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx = 1,06

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

Dùng dao phay ngón để gia công các rãnh then nên từ bảng 10.12 tài liệu

Theo bảng 10.10 tài liệu [1] ta có các thông số sau:

Theo bảng 10.11 tài liệu [1] ta tra được

K do lắp căng tại các tiết diện nguy hiểm.

Kết quả tính toán được ghi ra bảng sau:

Ta thấy các tiết diện nguy hiểm trên cả 3 trục đều đảm bảo an toàn về độ bền mỏi.

5 Kiểm nghiệm về độ bền của then:

Với các tiết diện dùng mối ghép then ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập  d và độ bền cắt  c

Theo công thức 9.1 và 9.2 tài liệu [1]:

Tính và chọn theo tính chất ta có chiều dài then được cho trong bảng 9.1 tài liệu

Ta có bảng kiểm nghiệm then như sau: d (mm) lt (mm) b  h t1 T (N.mm)  d (MPa)  c (MPa)

Theo bảng 9.5 tài liệu [1] với tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định:

Vậy: Các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.

TÍNH TOÁN CHỌN Ổ

Ta đã biết rằng hộp giảm tốc phân đôi có tác dụng phân bố tải trọng đều cho các cặp bánh răng phân đôi Do đó, người ta dùng hai cặp bánh răng nghiêng có các thông số hình học hoàn toàn giống nhau và điểm khác biệt với bánh răng nghiêng thường là góc nghiêng lớn 30 o  40 o thay vì từ 8 o 20 o như bình thường. Đồng thời, hai cặp bánh răng này có hướng răng ngược nhau để khử thành phần lực dọc trục và một trong hai trục mang cặp bánh răng phân đôi là trục cố định với vỏ hộp còn trục còn lại được lắp đặt trên ổ tùy động cho phép trục này tùy ý di động dọc trục Việc lắp như vậy có tác dụng điều chỉnh trục khi mà lực và công suất truyền không đồng đều giữa các bánh răng do sai số khi lắp đặt và chế tạo bộ truyền Thường thì ổ tùy động là loại đũa trụ ngắn đỡ có ngấn chặn trên vòng trong và được lắp đặt tại gối đỡ chịu tải nhỏ hơn Trên trục vào và ra của hộp giảm tốc tại các gối ổ sử dụng ổ cố định thích hợp để lắp đặt.

Trục I: (trục vào của hộp giảm tốc)

Lực dọc trục do bánh răng tác dụng lên ổ:

F = 1065 1023 , , 57 49 = 0,96 > 0,3, tức là lực dọc trục đáng kể, mà trục quay với tốc độ của động cơ nên ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ - chặn một dãy, có sơ đồ bố trí như sau:

Dựa vào đường kính ngõng trục d11 = 20 mm.

Tra bảng P2.12 tài liệu [1] chọn loại ổ bi đỡ-chặn cỡ trung hẹp có ký hiệu 46304; Đường kính trong d = 20 mm; Đường kính ngoài D = 52 mm; Khả năng tải trọng động C = 14 kN; Khả năng tải trọng tĩnh Co = 9,17 kN; B = 15 mm; r = 2,0 mm; r1 = 1,0 mm; đường kính bi db = 0,64(D-d) = 0,64(52-20) = 20,48 mm.

2 Kiểm nghiệm khả năng tải động:

Ta kiểm nghiệm với ổ chịu tải trọng lớn hơn Fr = Fr2 = 1065,57 (N)

Theo công thức 11.3 tài liệu [1]:

Fr = 1,06557 (kN): Tải trọng hướng tâm.

Fa: Tải trọng dọc trục.

V: Hệ số kể đến vòng nào quay V = 1

Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ t Fa =0 (N)

Với ổ đũa trụ ngắn đỡ không tiếp nhận lực dọc trục nên ta có:

Theo công thức 11.6 tài liệu [1]:

V: hệ số kể đến vòng nào quay,vì vòng trong quay nên V=1

Fr = F r 3 = F r 4= 3,60449 (kN): Tải trọng hướng tâm.

Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ t Q = 1.3,60449.1.1,2 = 4,32539 (kN)

Ta có: m = 10/3 đối với ổ đũa.

Khả năng tải động quy ước xác định theo công thức 11.1 tài liệu [1]:

Vậy: Khả năng tải động của ổ lăn được đảm bảo.

3 Kiểm tra khả năng tải tĩnh:

Ta có Fa = 0, theo công thức 11.19 tài liệu [1]:

Qt1 = Qt1 = Xo.Fr + Yo.Fa

= X0.Fr (X0 = 0,5 theo bảng 11.6 tài liệu [1])

Theo công thức 11.20 tài liệu [1]:

Qo = max[Qt1; Qt2] = 3,60449 (kN) < Co = 20,6 (kN)

Vậy: Khả năng tải tĩnh của ổ lăn được đảm bảo.

Trục III: (trục ra của hộp giảm tốc)

Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 5 và 6:

Vậy ta kiểm nghiệm theo ổ tại gối 30 là ổ có lực hướng tâm lớn nhất:

Do trục ra chỉ lắp cặp bánh răng nghiêng có kích thước hình học giống nhau Do đó thành phần lực tổng hợp tác dụng theo phương dọc trục F a  0 Vậy ta chọn ổ là ổ bi đỡ một dãy cho các gối 30 và 31 bởi vì loại ổ này có khả năng chịu được lực hướng tâm lớn, thêm vào đó giá thành lại thấp nhất trong tất cả các loại ổ vì có cấu tạo đơn giản, có sơ đồ bố trí như sau:

Với đường kính ngõng trục d30 = 40 mm

Theo bảng P2.7 tài liệu [1] ta chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ có ký hiệu 208; Đường kính trong d = 40 mm; Đường kính ngoài D = 80 mm; Khả năng tải trọng động C = 25,6 kN; Khả năng tải trọng tĩnh Co = 18,10 kN; B = 18 mm; r =2,0mm

; đường kính bi db = 12,7 mm.

2 Kiểm nghiệm khả năng tải động:

Lực dọc trục Fa = 0 (N), theo công thức 11.3 tài liệu [1]:

V: Hệ số kể đến vòng nào quay, vì vòng trong quay nên V = 1

Fr = 7,16213 (kN): Tải trọng hướng tâm.

Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ t 0,04.a + 10 = 0,04.112 + 10 ,48 mm > 12 mm Lấy d1 = 15 mm

Bulông cạnh ổ: d2 = (0,20,8)d1 = 10,512 mm lấy d2 = 12 mm Bulông ghép nắp bích và thân: d3 = (0,80,9)d2 = 9,610,8 mm. Lấy d3 = 10 mm

Vít ghép nắp ổ: d4 = (0,60,7)d2 = 7,28,4 mm lấy d4 = 8 mm Vít ghép nắp cửa quan sát: d5 = (0,50,6)d2 = 67,2 mm Lấy d5 = 6 mm

+Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp: S3 = (1,41,8)d3 = 1418 mm Lấy S3 = 18 mm

Chiều dày bích nắp hộp: S4 = (0,91)S3 = 17 mm

Bề rộng bích nắp và thân: K3 = K2 - (35) = 36 mm +Đường kính gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D2, D3 tra theo bảng 18.2 tài liệu [2]

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 = E2 + R2 + (35)Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 = 1,6d2 = 19 mm

Khoảng cách từ tâm bulông cạnh ổ đến tâm ổ:

Sao cho k  1,2d2; k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ:

+Mặt đế hộp: (khi có phần lồi)

+Bề rộng mặt đế hộp: k1 = 3.d1 = 45mm; q  k1 + 2  = 53 mm

+Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp:  = 10 mm Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp:  1= 40 mmGiữa mặt bên các bánh răng với nhau:  2= 10 mm+Số lượng bulông nền: Z = 6