Đồ án thiết kế hệ dẫn động cơ khí

Là sinh viên ngành công nghệ chế tạo máy thì việc thiết kế máy có vai trò giảm sức lao động công nhân, tăng năng suất cho doanh nghiệp và góp phần thúc đẩy ngành cơ khí quốc gia phát triển. Các hệ thống trong hệ dẫn động cơ khí là trái tim của máy móc, việc sinh viên thiết kế hệ thống dẫn động là áp dụng lý thuyết vào nhu cầu thực tiễn của xã hội với trách nhiệm của kỹ sư. Đồ án thiết kế máy đặt một bài toán đi từ nhu cầu thiết kế máy đến thiết lập các thông số trong bộ truyền, xây dựng các bản vẽ chế tạo, bản vẽ lắp, trình bày theo tiêu chuẩn kỹ thuật và áp dụng công nghệ tính toán, thiết kế với sự hỗ trợ máy tính vào kỹ thuật. Dưới sự hướng dẫn của thầy , thầy chỉ ra những lỗi sai ngay từ những bước đầu tiên trên tính toán và đưa ra những điều cần thay đổi trong quá trình duyệt đồ án cho thấy được việc quan trọng của một kỹ sư thiết kế máy trong những bước đầu tiên trước khi đến bản vẽ, chuyện gì xảy ra nếu như ta tính toán sai ở ngoài xã hội, nó sẽ tiềm ẩn tai nạn và nguy hiểm tính mạng đó là điều mà trong môn học này và là điều mà thầy mong muốn cho sinh viên khi bước chân ra bên ngoài. Em xin chân thành cảm ơn thầy đã giúp đỡ em cũng như tập thể sinh viên trong lớp học được nhiều kinh nghiệm thực tiễn, tính cẩn trọng trong thiết kế và những lời dặn dò từ thầy. Cảm ơn thầy.

Tính toán số liệu thùng trộn

Chiều dài thùng trộn L(m)

Tốc độ quay của thùng (vòng/phút)

- Tốc độ quay của thùng:

= 𝜋.𝐷 2 là tiết diện ngang của thùng.

Công suất cần cung cấp cho thùng

- 𝑃 1 (𝑘𝑊): Công suất nâng vật liệu lên độ cao thích hợp

- 𝑃2(𝑘𝑊) Công suất trộn vật liệu:

- 𝑃3(𝑘𝑊): Công suất mất mát do ma sát ở ổ trục thùng trục:

Thông số đầu ra của thùng trộn

Thông số Kí hiệu Giá trị

Số vòng quay n 72,316 (vòng/phút)

Ch O ̣n động cơ điện

Công suất làm việc

PHẦN 2: CHỌN ĐỘNG CƠ

VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

- Công suất làm việc được tính ở phần 1 là 𝑃 = 5,127 (𝑘𝑊)

Hiệu suất hệ dẫn động

- Hiệu suất bộ truyền xích: 𝜂 𝑥 = 0,96

- Hiệu suất bộ truyền bánh răng côn: 𝜂 𝑏𝑟 = 0,96

- Hiệu suất một cặp ổ lăn: 𝜂 𝑜𝑙 = 0,98

Công suất cần thiết trên trục động cơ

Ch O ̣n tỉ số truyền sơ bộ

- Tra bảng (2.4)[1](trang 19) và chọn sơ bộ:

 Tỉ số truyền của bộ truyền xích: 𝑢 𝑥 = 2,5

 Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng côn 𝑢 𝑏𝑟 = 4

- Tỉ số truyền sơ bộ: 𝑢 𝑠𝑏 = 𝑢 𝑥 𝑢 𝑏𝑟 = 2,5.4 = 10

Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ

- Chọn theo tài liệu [4]-Motor ABB, phải thỏa mãn điều kiện:

Ch O ̣n động cơ

- Với yêu cầu trên, thông số động cơ được chọn như sau: Động cơ: 315S8A, 6,875kW và n = 740v/ph

Phân phối tỉ số truyền

- Sau khi chọn động cơ, cần phải tính và phân phối tỉ số truyền.

- Theo công thức (3.23)[1](trang 48), tỉ số truyền chung:

- Tra bảng (2.4)[1](trang 19), chọn tỉ số truyền bánh răng côn: 𝑢 𝑏𝑟 = 4

- Tính tỉ số truyền của bộ truyền xích:

- Sai số tỉ số truyền:

Tính toán các thông số trên trục

Công suất

- Công suất trên trục công tác: 𝑃 𝑙𝑣 = 5,127 (𝑘𝑊)

- Công suất thực tế trên động cơ:

Số vòng quay

Số vòng quay được tính từ trục động cơ

- Số vòng quay trên trục động cơ: 𝑛 đ𝑐 = 740 (𝑣⁄𝑝ℎ)

- Số vòng quay trên trục 1:

- Số vòng quay trên trên 2:

- Số vòng quay trên trục công tác:

Momen xoắn

- Momen xoắn trên trục động cơ:

- Momen xoắn trên trục công tác:

Tính toán các thông số trên trục

Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục công tác

PHẦN 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Thông số đầu vào

 Đặc tính làm việc: tải trọng không đổi, quay một chiều.

 Số ca: 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca).

Ch O ̣n loại xích

- Chọn xích ống con lăn (do tải trọng không lớn, vận tốc thấp)

Ch O ̣n số răng đĩa xích

- Tra bảng (5.4)[1](trang 81) để chọn số răng 𝑧1 theo tiêu chuẩn:

- Tỉ số truyền thực tế:

Xác định bước xích

- Bước xích 𝑝 tra theo bảng 5.5[1](trang 81) với điều kiện 𝑃 𝑡 ≤ [𝑃]

- Theo công thức (5.5)[1](trang 83), công suất tính toán 𝑃 𝑡 :

 𝑘 𝑛 : hệ số vòng quay Vận tốc xích nhỏ 𝑛 01 chọn gần nhất với 𝑛 và nằm trong dãy 50, 200, 400, 600, 800, 1000, 1200, 1600 (v/ph) Chọn 𝑛01 = 200.

 𝑘 𝑑 : hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, xích 2 dãy Chọn 𝑘 𝑑 = 1,7

 𝑘: được tính từ các hệ số thành phần Theo công thức (5.4)[1](trang 81):

- 𝑘0: hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền Tra bảng 5.6[1](trang

- 𝑘 𝑎̉ : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích Tra bảng 5.6[1](trang

- 𝑘 𝑑𝑐 : hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích Tra bảng 5.6[1](trang 82) điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích tra được 𝑘 𝑑𝑐 1

- 𝑘 𝑏𝑡 : hệ số ảnh hưởng của bôi trơn Tra bảng 5.6[1](trang 82) môi trường không bụi, bôi trơn II tra được 𝑘 𝑏𝑡 = 1

- 𝑘 đ : hệ số tải trọng tĩnh, kể đến tính chất tải trọng Tra bảng 5.6[1](trang

82) tải tĩnh, làm việc êm tra được 𝑘 đ = 1,2

- 𝑘 𝑐 : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền Tra bảng 5.6[1](trang

82) với số ca làm việc 2 ca tra được 𝑘 𝑐 = 1,25

- Tra bảng 5.5[1](trang 81) với điều kiện 𝑃 𝑡 = 9,236 𝑘𝑊 ≤ [𝑃] và 𝑛01 = 200 (𝑣/𝑝ℎ) được:

Xác định khoảng cách trục và số mắt xích

- Theo công thức (5.11)[1](trang 84) khi thiết kế thường chọn sơ bộ: 𝑎 = (30 … 50)𝑝

- Theo công thức (5.12)[1](trang 85) xác định số mắt xích 𝑥:

 Chọn số mắt xích là số chẵn: 𝑥 = 123 𝑚ắ 𝑡 𝑥𝑖 𝑐ℎ

- Theo công thức (5.13)[1](trang 85) tính lại khoảng cách trục 𝑎:

- Để xích không quá căng cần giảm 𝑎 một khoảng:

Do vậy, khoảng cách trục:

- Theo công thức (5.14)[1](trang 85), kiểm nghiệm số lần va đập 𝑖 của bản lề xích trong 1 giây:

- Tra bảng 5.9[1](trang 85) với loại xích ống con lăn và bước xích 𝑝 = 25,4 (𝑚𝑚) được số lần va đập cho phép [𝑖] = 30.

Kiểm nghiệm xích về độ bền

- Theo công thức (5.15)[1](trang 85) kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

 𝑄: tải trọng phá hủy Tra bảng 5.2[1](trang 78) với 𝑝 = 25,4 (𝑚𝑚) được

- Tải trọng phá hủy: 𝑄 = 56,7 (𝑘𝑁) = 56700 (𝑁)

- Khối lượng 1 mét xích 𝑞 = 2,6 (𝑘𝑔)

 𝑘 đ : hệ số tải trọng động, kể đến tính chất tải trọng Tra bảng 5.6[1](trang 82) tải tĩnh, làm việc êm tra được 𝑘 đ = 1

 𝐹 𝑣 : lực căng do lực ly tâm gây ra

 𝐹0: lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra

 𝑘 𝑓 : hệ số phụ thuộc độ võng của xích Góc 𝛽 = 30 ° ≤ 40 ° thì 𝑘 𝑓 = 3[𝑠]: hệ số an toàn cho phépTra bảng 5.10[1](trang 86) với 𝑝 = 25,4 (𝑚𝑚) và 𝑛 = 200 (𝑣⁄𝑝ℎ) tra được giá trị [𝑠] = 8,2

Xác định thông số của đĩa xích

- Đường kính vòng chia, theo công thức (5.17)[1](trang 86):

𝑑 2 - Đường kính đỉnh răng:

Tra bảng 5.2[1](trang 78) 𝑝 = 25,4 (𝑚𝑚) xích ống con lăn 1 được 𝑑 𝑙 15,88 (𝑚𝑚) - Bán kính đáy:

- Đường kính chân răng:

Kiểm nghiệm xích về độ tiếp xúc

- Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc theo công thức (5.18)[1](trang 87):

 𝐾 𝑑 : hệ số tải trọng động Tra bảng 5.6[1](trang 82) tải tĩnh, làm việc êm tra được

 𝐴: diện tích chiếu của bản lề Tra bảng 5.12[1](trang 87) với 𝑝 = 25,4 (𝑚𝑚) được 𝐴 = 180 (𝑚𝑚 2 )

 𝑘 𝑟 : hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích Theo (trang 87) được 𝑘 𝑟 = 0,42

 𝑘 𝑑 : hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy xích Do xích ống con lăn 1 dãy nên 𝑘 𝑑 = 1

 𝐹 𝑣𝑑 : lực va đập trên 1 mét dãy xích (N) Theo công thức sau:

, 𝐸 lần lượt là môđun đàn

𝐸 1 +𝐸 2 1 2 hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa.

- Tra bảng 5.11[1](trang 86) theo điều kiện làm việc cũa đĩa xích chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 có ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎 𝐻 ] = 700(𝑀𝑃𝑎) Kiểm nghiệm: 𝜎 𝐻 = 656,602 ≤ [𝜎 𝐻 ] = 700 (𝑡ℎỏ𝑎 đ𝑖ề𝑢 𝑘𝑖ệ𝑛).

Xác định lực tác dụng lên trục

- Lực tác dụng lên trục, theo công thức (5.20)[1](trang 88):

Các thông số của bộ truyền xích

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị

Loại xích Xích ống con lăn

Số răng đĩa xích nhỏ 𝑍 1 24 𝑟ă𝑛𝑔

Số răng đĩa xích lớn 𝑍 2 61 𝑟ă𝑛𝑔 Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ 𝑑 1 194,6 𝑚𝑚 Đường kính vòng chia đĩa xích lớn 𝑑 2 493,41 𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ 𝑑 𝑎̉1 205,632 𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ 𝑑 𝑎̉2 505,453 𝑚𝑚

Bán kính đáy 𝑟 8,0297 𝑚𝑚 Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ 𝑑 𝑓1 189,5726 𝑚𝑚 Đường kính chân răng đĩa xích lớn 𝑑 𝑓2 489,3936 𝑚𝑚

Lực tác dụng lên trục 𝐹 3336,15 𝑁

PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN

Thông số đầu vào

 Đặc tính làm việc: tải trọng không đổi, quay một chiều.

 Số ca: 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca).

 Thiết kế bộ truyền bánh răng dựa trên chỉ tiêu đảm bảo độ bền tiếp xúc và mỏi.

 Thiết kế bánh răng phải theo tiêu chuẩn.

Ch O ̣n vật liệu bánh răng

Nhãn hiệu thép Nhiệt luyện Độ rắn

Bánh nhỏ 45 Tôi cải thiện 241 ÷ 285 850 Mpa 580 MPa

Bánh lớn 45 Tôi cải thiện 192 ÷ 240 750 MPa 450 MPa

Xác định ứng suất cho phép

 𝑆 𝐻 ,𝑆 𝐹 : hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn Tra bảng 6.2[1](trang 94) tra được:

- Bánh chủ động (bánh nhỏ): 𝑆 𝐻1 = 1,1 và 𝑆 𝐹1 = 1,75

- Bánh bị động (bánh lớn): 𝑆 𝐻2 = 1,1 và 𝑆 𝐹2 = 1,75

 𝜎 0 , 𝜎 0 : ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở

 𝐾 𝐻𝐿 , 𝐾 𝐹𝐿 : hệ số tuổi thọ Theo công thức (6.3)(6.4)[1](trang 93):

- 𝑚 𝐻 , 𝑚 𝐹 : bậc của đường cong mỏi Bánh răng 𝐻𝐵 < 350, 𝑚 𝐻 = 𝑚 𝐹 = 6

- 𝑁 𝐻0 , 𝑁 𝐹0 : số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn.

- 𝑁 𝐻𝐸 , 𝑁 𝐹𝐸 : số chu kỳ thay đổi ứng suất Theo công thức (6.6)[1](trang 93) do tải trọng tĩnh:

*𝑐: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay, 𝑐 = 1

*𝑛: số vòng quay của bánh răng 𝑛 = 740 (𝑣⁄𝑝ℎ)

*𝑡 ∑ : tổng số giờ làm việc của răng 𝑡 ∑ = 𝐿 𝐻 = 18000 (𝑔𝑖ờ) Bánh chủ động:

*𝑁 𝐹𝐸1 > 𝑁 𝐹01 lấy 𝑁 𝐹𝐸1 = 𝑁 𝐹01 do đó 𝐾 𝐹𝐿1 = 1 Bánh bị động:

*𝑁 𝐹𝐸2 > 𝑁 𝐹02 lấy 𝑁 𝐹𝐸2 = 𝑁 𝐹02 do đó 𝐾 𝐹𝐿2 = 1 Thay số vào công thức (6.1)(6.2):

- Khi tính truyền động bánh răng côn răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong hai giá trị [𝜎 𝐻1 ] và [𝜎 𝐻2 ] Chọn:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải, theo công thức (6.13)[1](trang 95):

- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải, theo công thức (6.14)[1](trang 96):

Xác định chiều dài côn ngoài

- Chiều dài côn ngoài của bánh chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc Theo công thức (6.52a)[1](trang 112):

 𝐾 𝑅 = 0,5𝐾 𝑑 : hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng và loại răng Với truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép 𝐾 𝑑 = 100 𝑀𝑃𝑎 1 ⁄ 3 thay số vào được

 𝑢: tỉ số truyền của bánh răng côn, 𝑢 = 4

 𝑇 1 : momen xoắn trên trục chủ động, 𝑇 1 = 75006 (𝑁 𝑚𝑚)

 [𝜎 𝐻 ] 𝑠𝑏 : ứng suất tiếp xúc sơ bộ, [𝜎 𝐻 ] 𝑠𝑏 = 425,455 (𝑀𝑃𝑎)

 𝐾 𝑏𝑒 : hệ số chiều rộng vành răng, chọn sơ bộ 𝐾 𝑏𝑒 = 0,25 ÷ 0,3 (khi 𝑢 > 3 dùng trị số nhỏ và ngược lại) Chọn 𝐾 𝑏𝑒 = 0,25

 𝐾 𝐻𝛽 : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.21[1](trang 113):

- Sơ đồ 1, trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa.

- Thay số vào công thức (6.52a):

Xác định các thông số ăn khớp

Mô-đun

- Đường kính vòng chia ngoài:

 Tra bảng 6.22[1](trang114) với 𝑑 𝑒1 = 85,468 (𝑚𝑚), tỉ số truyền 𝑢 4 tra được số răng 𝑍 1𝑝 = 17 (𝑟ă𝑛𝑔) Với độ rắn mặt răng 𝐻𝐵 < 350 có 𝑍 1 = 1,6 𝑍 1𝑝 = 1,6 × 17 = 27,2 (𝑟ă𝑛𝑔)

- Đường kính vòng trung bình, theo công thức (6.54)[1](trang 114):

- Mô đun trung bình, theo công thức (6.55)[1](trang 114):

- Mô đun vòng ngoài, theo công thức (6.56)[1](trang 115):

 Tra bảng 6.8[1](trang 99), chọn 𝑚 𝑡𝑒 theo tiêu chuẩn: 𝑚 𝑡𝑒 = 3 (𝑚𝑚)

- Tính toán lại, mô đun vòng trung bình:

Xác định số răng

- Tỉ số truyền thực tế:

- Sai lệch tỉ số truyền cho phép:

 Sai lệch tỉ số truyền bằng 0%

Xác định góc côn chia

Xác định đường kính trung bình và chiều dài côn ngoài

- Đường kính trung bình:

Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện bền như sau, theo công thức (6.58)[1](trang 115):

 𝑍 𝑀 : hệ số kể đến cơ tính của vật liệu Tra bảng 6.5[1](trang 96) với vật liệu bánh lớn và bánh nhỏ là thép – thép, tra được 𝑍 𝑀 = 274

 𝑍 𝐻 : hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc Tra bảng 6.12[1](trang 106) với góc nghiêng 𝛽 = 0 ° (𝑟ă𝑛𝑔 𝑡ℎẳ𝑛𝑔), tra được 𝑍 𝐻 = 1,76

 𝑍 𝜀 : hệ số trùng khớp Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang 𝜀 𝛼

- Hệ số trùng khớp ngang 𝜀 𝛼 , theo công thức (6.60)[1](trang 115):

- Với bánh răng côn răng thẳng, theo công thức (6.59a)[1](trang 115):

 𝐾 𝐻 : hệ số tải trọng

- 𝐾 𝐻𝛽 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng đã xác định ở mục 4 được 𝐾 𝐻𝛽 = 1,13

- 𝐾 𝐻𝛼 : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng côn – răng thẳng 𝐾 𝐻𝛼 = 1

- 𝐾 𝐻𝑣 : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Theo công thức (6.33)[1](trang 116):

 Theo công thức (6.64)[1](trang 116) cường độ tải trọng động:

- 𝑑 𝑚1 : đường kính trung bình bánh răng côn nhỏ, 𝑑 𝑚1 = 73,5 (𝑚𝑚)

- 𝑣 𝐻 : vận tốc vòng của bánh răng, theo công thức (6.62)[1](trang 116):

 Tra bảng (6.13)[1](trang 106) chọn cấp chính xác 8

- 𝛿 𝐻 : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Tra bảng (6.15)[1](trang 107) tra được 𝛿 𝐻 = 0,004

- 𝑔 𝑜 : hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2 Tra bảng (6.16)[1](trang 107) với cấp chính xác 8, tra được 𝑔 𝑜 = 47

 Thay số vào công thức (6.64):

 𝑏: chiều rộng vành răng

𝑏 = 𝐾 𝑏𝑒 𝑅 𝑒 = 0,25 × 173,17 = 43,2926 (𝑚𝑚) Thay số vào công thức (6.33):

- Thay số vào công thức (6.58):

Kiểm nghiệm về độ bền uốn

- Điều kiện bền uốn của bánh răng được kiểm nghiệm theo công thức(6.65)(6.66)[1](trang 116) như sau:

 𝑇1: momen xoắn trên bánh chủ động, 𝑇1 = 75006 (𝑁 𝑚𝑚)

 𝐾 𝐹 : hệ số tải trọng khi tính về uốn

- 𝐾 𝐹𝛼 : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp, với răng thẳng 𝐾 𝐹𝛼 = 1

- 𝐾 𝐹𝛽 : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.21[1](trang 113) với 𝐾𝑏𝑒𝑢 = 0,571, sơ đồ I, trục

2−𝐾 𝑏𝑒 lắp trên ổ đũa, răng thẳng, 𝐻𝐵 < 350 tra được 𝐾 𝐹𝛽 = 1,2

- 𝐾 𝐹𝑣 : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Theo công thức (6.68)[1](trang 117)

 Theo công thức (6.68a)[1](trang 117) cường độ tải trọng động:

- 𝑑 𝑚1 : đường kính trung bình bánh răng côn nhỏ, 𝑑 𝑚1 = 73,5 (𝑚𝑚)

- 𝑣 𝐻 : vận tốc vòng của bánh răng, theo công thức (6.62)[1](trang 116):

 Tra bảng (6.13)[1](trang 106) chọn cấp chính xác 8

- 𝛿 𝐹 : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Tra bảng(6.15)[1](trang 107) tra được 𝛿 = 0,011

- 𝑔 𝑜 : hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2 Tra bảng (6.16)[1](trang 107) với cấp chính xác 8, tra được 𝑔 𝑜 = 47

 Thay số vào công thức (6.68a):

 𝑏: chiều rộng vành răng

 𝑚 𝑡𝑚 : mô đun vòng trung bình, 𝑚 𝑡𝑚 = 2,625 (𝑚𝑚) Thay số vào công thức (6.68):

 𝑌 𝜀 : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

 𝑌 𝛽 : hệ số kể đến độ nghiêng của răng Do răng thẳng nên 𝑌 𝛽 = 1

 𝑌 𝐹1 và 𝑌 𝐹2 : hệ số dạng răng Tra bảng 6.18[1](trang 109) với:

- Chọn bánh răng không dịch chỉnh Tra được: 𝑌 𝐹1 = 3,8 và 𝑌 𝐹2 3,6

- Thay số vào công thức (6.65):

Thông số của bộ truyền bánh răng côn

- Đường kính vòng chia:

- Chiều cao đầu răng ngoài:

- Chiều cao chân răng ngoài:

- Đường kính đỉnh răng ngoài

- Lực ăn khớp trên bánh răng:

 Lực hướng tâm và lực dọc trục:

Tổng kết thông số của bộ truyền bánh răng côn

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị

Chiều rộng vành răng 𝑏 43,2926 𝑚𝑚

Hệ số dịch chỉnh 𝑥 1 , 𝑥 2 0 𝑚𝑚

𝛿 2 75,964 ° độ Đường kính vòng chia ngoài 𝑑 𝑒1 84 𝑚𝑚

𝑑 𝑒2 336 𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh răng ngoài 𝑑 𝑎̉𝑒1 89,82 𝑚𝑚

Chiều cao đầu răng ngoài ℎ 𝑎̉𝑒1 3 𝑚𝑚

Chiều cao chân răng ngoài ℎ 𝑓𝑒1 3,6 𝑚𝑚

Lực ăn khớp trên bánh chủ động

Thông số đầu vào

 Tính toán đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm.

 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi, độ bền tĩnh.

Ch O ̣n vật liệu

Mác thép Nhiệt luyện Độ rắn

- Ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = 10 ÷ 30 𝑀𝑃𝑎 (trị số nhỏ - trục vào, trị số lớn - trục ra)

Tải tr O ̣ng tác dụng lên trục

Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng côn

- Thông số đã được tính từ bộ truyền bánh răng côn như sau:

Lực tác dụng từ bộ truyền xích và khớp nối

- Thông số đã được tính từ bộ truyền xích như sau:

- Lực truyền từ bộ truyền xích theo phương x, y:

- Chọn nối trục đàn hồi, theo công thức (16-1)[2](trang 58):

 𝑘: hệ số làm việc, tra bảng 16-1[2](trang 58) chọn 𝑘 = 2

 [𝑇]: momen xoắn tối đa của khớp nối, [𝑇] = 10000 (𝑁 𝑚)

- Tra bảng 16-10a[2](trang 68) với 𝑇 = 85,081 (𝑁 𝑚) chọn sơ bộ 𝐷 𝑜 = 90 (𝑚𝑚) Lực từ nối trục đàn hồi:

- Tra bảng 16-10a[2](trang 68), chọn đường kính khớp nối:

Tính sơ bộ trục

- Theo công thức (10.9)[1](trang 188), đường kính trục sơ bộ:

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

Xác định chiều dài của các đoạn trục

- Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục được xác định tùy thuộc vào vị trí của trục trong hộp giảm tốc và loại chi tiết lắp trên trục.

- Theo bảng 10.4[1](trang 191) sử dụng công thức gần đúng cho hộp giảm tốc bánh răng côn-trụ.

Trục I

- Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ 2 trên trục 1:

- Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục 1:

- Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ 3 (lắp bánh răng côn) trên trục 1:

Trục II

- Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ 2 (lắp bánh răng trụ) trên trục 2:

- Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ 3 (lắp bánh răng côn) trên trục 2:

- Khoảng cách từ gối đỡ 2 và 3 trên trục 2:

- Khoảng côngxôn (khoảng chìa) để lắp đĩa xích dẫn trên trục 2, theo công thức

Phân tích lực trên bánh răng

Tính toán và xác định đường kính trục I

Vẽ sơ đồ trục, sơ đồ quay và lực tác dụng

Tính phản lực tác dụng lên trục

- Momen xét theo mặt phẳng XOZ tại B:

- Momen xét theo mặt phẳng YOZ tại B:

Biểu đồ nội lực trên trục I

Tính toán tại các tiết diện

- Momen tương đương tại tiết diện j, theo công thức (10.16)[1](trang 194):

- Đường kính tại tiết diện j, theo công thức (10.17)[1](trang 194)

- Chọn đường kính các tiết diện lắp ổ lăn bằng đường kính trong ổ lăn, đường kính bánh răng theo dãy số tiêu chuẩn để phù hợp lắp ráp và công nghệ:

 𝑑 𝐷 = 24 (𝑚𝑚) – Vị trí lắp bánh răng dẫn

- Vị trí vai trục giữa B và C chọn 𝑑 = 38 (𝑚𝑚)

Tính toán và xác định đường kính trục II

Vẽ sơ đồ trục, sơ đồ quay và lực tác dụng

Tính phản lực tác dụng lên trục

- Momen xét theo mặt phẳng XOZ tại A:

- Momen xét theo mặt phẳng YOZ tại A:

Biểu đồ nội lực trên trục II

- Momen tương đương tại tiết diện j, theo công thức (10.16)[1](trang 194):

- Đường kính tại tiết diện j, theo công thức (10.17)[1](trang 194)

- Chọn đường kính các tiết diện lắp ổ lăn bằng đường kính trong ổ lăn, đường kính bánh răng theo dãy số tiêu chuẩn để phù hợp lắp ráp và công nghệ:

 𝑑 𝐴 = 𝑑 𝐶 = 45 (𝑚𝑚) để phù hợp lắp ổ lăn.

 𝑑 𝐵 = 52 (𝑚𝑚) tiết diện lắp bánh răng

- Vị trí vai trục giữa B và C chọn 𝑑 = 65 (𝑚𝑚)

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

- Sau khi tính kết cấu trục cần kiểm nghiệm độ bền mỏi (chịu ứng suất thay đổi), theo công thức (10.19)[1](trang 195):

 [𝑠] - hệ số an toàn cho phép, thông thường [𝑠] = 1,5 … 2,5 (nếu cần tăng độ cứng [𝑠] = 2,5 … 3 chọn [𝑠] = 3

 𝑠 𝜎𝑗 và 𝑠 𝜏𝑗 – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện 𝑗

- Giới hạn mỏi uốn với chu kỳ đối xứng:

- Giới hạn xoắn với chu kỳ đối xứng:

- Đối với trục quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó:

- 𝑊 𝑗 : momen cản uốn tại tiết diện j của trục, được xác định theo bảng 10.6[1](trang 196) cho trục 1 rãnh then:

- 𝑊 𝑜𝑗 : momen cản xoắn tại tiết diện j của trục, được xác định theo bảng 10.6[1](trang 196) cho trục 1 rãnh then:

- 𝜓 𝜎 và 𝜓 𝜏 : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7[1](trang 197) với 𝜎 𝑏 = 600 (𝑀𝑃𝑎)

- 𝐾 𝜎𝑑𝑗 và 𝐾 𝜏𝑑𝑗 : hệ số, xác định theo công thức (10.25)(10.26)[1] (trang 197):

- 𝐾 𝑥 : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, tra bảng (10.8)[1] (trang 197) trục được gia công bằng tiện đạt 𝑅 𝑎̉ = 2,5 ÷ 0,63 𝜇𝑚

- 𝐾 𝑦 : hệ số tăng bền, tra bảng (10.9)[1](trang 197)

-𝜀 𝜎 , 𝜀 𝜏 : hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng (10.10)[1](trang 198)

-𝐾 𝜎 , 𝐾 𝜏 : trị số đối với trục rãnh có then, then hoa và trục cắt ren tra bảng (10.12)[1](trang 199) khi cắt bằng dao phay ngón

Vậy trục I và trục II đảm bảo an toàn về độ bền mỏi

Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

- Ngoài việc kiểm nghiệm về độ bền mỏi, thì trục có thể bị phá hủy do biển dạng dẻo quá lớn và quá tải đột ngột vì vậy cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Theo công thức (10.27)[1](trang 200):

 Mặt cắt nguy hiểm trục 1 tại C: 𝑑 𝐵 = 35 (𝑚𝑚)

(Trục I thỏa điều kiện kiểm nghiệm về độ bền tĩnh)

 Mặt cắt nguy hiểm trục 1 tại G: 𝑑 𝐺 = 52 (𝑚𝑚)

(Trục II thỏa điều kiện kiểm nghiệm về độ bền tĩnh) t

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ THEN

Ch O ̣n then và kiểm nghiệm trên trục I

Trên trục I then được lắp tại bánh răng và khớp nối

Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng: d D = 24 mm b = 8 mm Chọn then bằng , tra bảng 9.1aTr173[1] ta được: { h = 7 mm t 1 = 4 mm

 Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng l tD = (0.8 ÷ 0.9) l m13 =(0.8 ÷ 0.9) × 39 = 31.2 ÷ 35.1 mm

Then lắp trên trục vị trí khớp nối: dA = 22 mm b = 8 mm Chọn then bằng , tra bảng 9.1aTr173[1] ta được: { h = 7 mm t 1 = 4 mm

 Chiều dài then trên đoạn trục lắp khớp nối : l tA = (0.8 ÷ 0.9) l m12 = (0.8 ÷ 0.9) × 54 = 43.2 ÷ 48.6 mm

Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt:

Theo công thức 9.1 và 9.2Tr173[1] ta có: σ d = 2T dl (h

Với bảng 9.5Tr178[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 σ = 2T 2×75006 1 = = 48.832 Mpa < [σ ] = 100 Mpa

Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí khớp nối: σ d = 2T 1 d l (h − t )

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

Ch O ̣n then và kiểm nghiệm trên trục II

Trên trục II then được lắp tại bánh răng và đĩa xích

Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng: d F = 48 mm b = 14 mm Chọn then bằng , tra bảng 9.1aTr173[1] ta được:

 Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng h = 9 mm t1 5.5 mm l tF = (0.8 ÷ 0.9) l m23 =(0.8 ÷ 0.9) × 63 = 50.4 ÷ 56.7 mm

Then lắp trên trục vị trí đĩa xích: dH = 38 mm b = 12 mm Chọn then bằng , tra bảng 9.1aTr173[1] ta được: { h = 8 mm t 1 = 5 mm

 Chiều dài then trên đoạn trục lắp đĩa xích:

Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt:

Theo công thức 9.1 và 9.2Tr173[1] ta có: t σ d = 2T dl (h

Với bảng B9.5Tr178[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 σ = 2T 2×282267 2 = = 61.097 Mpa < [σ ] = 100 Mpa

Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí bánh đai: σd

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

Thông số đầu vào trên trục I

 Đặc tính làm việc: tải trọng không đổi, quay một chiều.

Tính lực tác dụng lên ổ và ch O ̣n ổ

- Tổng phản lực tác dụng lên ổ B:

- Tổng phản lực tác dụng lên ổ C:

- Tổng lực dọc trục:

- Tỉ số lực dọc trục và lực hướng tâm:

 Dựa vào điều kiện làm việc của hộp giảm tốc bánh răng côn và độ cứng của ổ cần đảm bảo cố định chính xác vị trí trục và chi tiết quay (bánh răng côn) theo phương dọc trục Chọn ổ đũa côn.

 Đường kính ngõng trục I (vị trí lắp ổ lăn): 𝑑 = 35 (𝑚𝑚)

- Tra bảng P2.11[1](trang 261), chọn ổ cỡ nhẹ kí hiệu: 7206 và để sử dụng trong thực tế, tra bảng 8.1[5](trang 694) tương ứng với ổ 30207 (𝐼𝑆𝑂 355 − 𝑇𝐶𝑉𝑁8037: 2009)

Kiểm nghiệm ổ lăn trên trục I

Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải động

- Mục đích: khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ các bề mặt làm việc.

 𝑚: bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, 𝑚 = 10⁄3 đối với ổ đũa.

 𝐿: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay.

- Gọi 𝐿 ℎ là tuổi thọ của ổ bằng giờ thì, theo công thức (11.2)[1](trang 213):

KÍCH THƯỚC d (mm) 35 Đường kính trong

D (mm) 72 Đường kính ngoài

C (kN) 63,2 Chịu tải trọng động

C 0 (kN) 40 Chịu tải trọng tĩnh α (°) 14,036 ° Góc tiếp xúc của ổ

10 6 = 729 o Tra bảng 11.2[1](trang 214) với máy, thiết bị và điều kiện sử dụng là hộp giảm tốc chọn 𝐿 ℎ = 17 10 3 17000 (𝑔𝑖ờ) o Số vòng quay trên trục I: 𝑛1 = 740 (𝑣⁄𝑝ℎ)

 𝑄: tải trọng động quy ước (𝑘𝑁)

- Xác định tải trọng động quy ước, theo công thức (11.3)[1](trang 214) với ổ đũa côn:

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

 𝑘 𝑡 : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, khi nhiệt độ 𝜃 = 120 ° chọn 𝑘 𝑡 = 1

 𝑘 đ : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1](trang 215) tải trọng tĩnh, chọn 𝑘 đ = 1

 𝑋: hệ số tải trọng hướng tâm

 𝑌: hệ số tải trọng dọc trục

- Theo công thức (11.7)[1](trang 217), đối với ổ đũa côn:

- Theo bảng 11.5[1](trang 218) với sơ đồ bố trí ổ như hình 1, tổng lực dọc trục:

- Xác định các hệ số X,Y:

= 0,47 > 𝑒 o Tra bảng 11.4[1](trang 216) được 𝑋 𝐵 = 0,4 𝑣à 𝑌 𝐵 = 1,6

- Thay số vào (11.3): o Tra bảng 11.4[1](trang 216) được 𝑋 𝐶 = 1 𝑣à 𝑌 𝐶 = 0

- Thay số vào công thức (11.1):

 Ổ đũa côn đảm bảo điều kiện làm việc trên trục 1

Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh

- Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư của ổ Theo công thức (11.18)[1](trang 221):

𝑄 𝑡 = 4753,485 (𝑁) ≤ 𝐶 0 = 40(𝑘𝑁) Thỏa điều kiện Trong đó:

 𝐶0: khả năng tải tĩnh, để sử dụng trong thực tế, tra bảng 8.1[5](trang 694) tra được 𝐶0 = 56 (𝑘𝑁)

 𝑄 𝑡 : tải trọng tĩnh quy ước Ổ đũa côn nên tính theo công thức (11.19)[1](trang 221):

- 𝑋0, 𝑌0: hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục Tra bảng 11.6[1](trang 221) Với ổ đũa côn 1 dãy tra được 𝑋0 = 0,5

Thông số đầu vào trên trục II

 Đặc tính làm việc: tải trọng không đổi, quay một chiều.

Tính lực tác dụng lên ổ và ch O ̣n ổ

- Tổng phản lực tác dụng lên ổ A:

- Tổng phản lực tác dụng lên ổ C:

- Tổng lực dọc trục:

- Tỉ số lực dọc trục và lực hướng tâm:

 Tỉ số lực dọc trục và lực hướng tâm lớn nên dùng ổ đũa côn.

 Đường kính ngõng trục I (vị trí lắp ổ lăn): 𝑑 = 40 (𝑚𝑚)

- Tra bảng P2.11[1](trang 261), chọn ổ cỡ trung kí hiệu: 7308 và để sử dụng trong thực tế, tra bảng 8.1[5](trang 696) tương ứng với ổ 31308 (𝐼𝑆𝑂 355 − 𝑇𝐶𝑉𝑁

Kiểm nghiệm ổ lăn trên trục II

Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải động

- Mục đích: khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ các bề mặt làm việc.

 𝑚: bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, 𝑚 = 10⁄3 đối với ổ đũa.

 𝐿: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay.

- Gọi 𝐿 ℎ là tuổi thọ của ổ bằng giờ thì, theo công thức (11.2)[1](trang 213):

10 6 = 182 o Tra bảng 11.2[1](trang 214) với máy, thiết bị và điều kiện sử dụng là hộp giảm tốc chọn 𝐿 ℎ = 17 10 3 17000 (𝑔𝑖ờ)

THƯỚC d (mm) 45 Đường kính trong

D (mm) 80 Đường kính ngoài

C (kN) 104 Chịu tải trọng động

C 0 (kN) 114 Chịu tải trọng tĩnh α (°) 14,033 ° Góc tiếp xúc của ổ

2 o Số vòng quay trên trục I: 𝑛 1 = 740 (𝑣⁄𝑝ℎ)

 𝑄: tải trọng động quy ước (𝑘𝑁)

- Xác định tải trọng động quy ước, theo công thức (11.3)[1](trang 214) với ổ đũa côn:

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

 𝑘 𝑡 : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, khi nhiệt độ 𝜃 = 120 ° chọn 𝑘 𝑡 = 1

 𝑘 đ : hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1](trang 215) tải trọng tĩnh, chọn 𝑘 đ = 1

 𝑋: hệ số tải trọng hướng tâm

 𝑌: hệ số tải trọng dọc trục

- Theo công thức (11.7)[1](trang 217), đối với ổ đũa côn:

- Theo bảng 11.5[1](trang 218) với sơ đồ bố trí ổ như hình 1, tổng lực dọc trục:

- Xác định các hệ số X,Y:

= 2,14 > 𝑒 o Tra bảng 11.4[1](trang 216) được 𝑋 𝐴 = 0,4 𝑣à 𝑌 𝐴 2,25

- Thay số vào (11.3): o Tra bảng 11.4[1](trang 216) được 𝑋 𝐶 = 0,4 𝑣à 𝑌 𝐶 2,25

- Thay số vào công thức (11.1):

 Ổ đũa côn đảm bảo điều kiện làm việc trên trục 2

Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh

- Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư của ổ Theo công thức (11.18)[1](trang 221):

 𝐶0: khả năng tải tĩnh, để sử dụng trong thực tế, tra bảng 8.1[5](trang 694) tra được 𝐶0 = 40 (𝑘𝑁)

 𝑄 𝑡 : tải trọng tĩnh quy ước Ổ đũa côn nên tính theo công thức (11.19)[1](trang 221):

- 𝑋0, 𝑌0: hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục Tra bảng 11.6[1](trang 221) Với ổ đũa côn 1 dãy tra được 𝑋0 = 0,5 𝑣à

Thông số ổ lăn trên trục I

KÍCH THƯỚC Ổ TRỤC 1 d (mm) 35 Đường kính trong

D (mm) 72 Đường kính ngoài

C (kN) 63,2 Chịu tải trọng động

𝐶 0 (𝑘𝑁) 56 Chịu tải trọng tĩnh α (°) 14,036 ° Góc tiếp xúc của ổ

Thông số ổ lăn trên trục II

d (mm) 45 Đường kính trong

D (mm) 80 Đường kính ngoài

C (kN) 104 Chịu tải trọng động

C 0 (kN) 114 Chịu tải trọng tĩnh α (°) 14,333 ° Góc tiếp xúc của ổ

V Ỏ HỘP GIẢM TỐC VÀ CHI TIẾT PHỤ

Kết cấu vỏ hộp giảm tốc

- Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, chứa dầu bôi trơn bảo vệ chi tiết tránh bụi bặm.

- Chỉ tiêu cơ bản: độ cứng cao và khối lượng nhỏ.

- Hộp giảm tốc gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ,…

- Vật liệu: phổ biến là gang xám GX15-32

Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

Tên g O ̣i Biểu thức tính toán Giá trị tính

𝛿1 = 7 (𝑚𝑚) Gân tăng cứng: Chiều dày, 𝑒

- Bulông ghép bích nắp và thân, 𝑑3

- Vít ghép nắp cửa thăm, 𝑑5

𝑑 5 = 8 (𝑚𝑚) Mặt bích ghép nắp và thân:

- Chiều dày bích thân hộp, 𝑆3

- Chiều dày bích nắp hộp, 𝑆4

- Bề rộng bích nắp và thân, 𝐾3

- Đường kính ngoài và tâm lỗ vít:

- Bề rộng mặt ghép với bulông cạnh ổ 𝐾2

- Tâm lỗ bulông cạnh ổ: 𝐸2 và 𝐶

- 𝑘 là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ.

𝐷 𝑑 đường kính dao khoét

- Bề rộng mặt đế hộp, 𝐾1 𝑣à 𝑞

𝑞 = 72 (𝑚𝑚) Khe hở giữa các chi tiết

- Giữa bánh răng với thành trong hộp.

- Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp.

- Giữa mặt bên các bánh răng với nhau.

Số lượng bulông nền 𝑍 (𝐿 + 𝐵)

 Các trị số nên làm tròn.

- Bề mặt ghép giữa nắp và thân:

Một số chi tiết khác

Bulông vòng

- Chức năng: dùng để móc vật khi cần di chuyển hộp giảm tốc khi lắp đặt hoặc gia công nắp hộp.

- Tra bảng 18-3b[2](trang 89) với

𝑅 𝑒 = 173 (𝑚𝑚) tra được trọng lượng 𝑄 = 100 (𝑘𝐺)

- Tra bảng 18-3a[2](trang 89) với

M10 (để đảm bảo chắc chắn khi móc vật) được bảng thông số như sau:

Chốt định vị

- Chức năng: nhờ có chốt định vị, khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối giữa nắp và thân), do đó loại trừ được một trong các nguyên nhân làm ổ chống bị hỏng.

- Chọn loại chốt định vị là chốt côn, Tra bảng 18-4b[2](trang 91):

Cửa thăm

- Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng lắp Trên nắp có thể lắp thêm nút thông hơi

Nút thông hơi

- Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp, chúng ta nên dùng nút thông hơi. Nút thông hơi thường được lắp trên lắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp.

- Tra bảng 18-6[2](trang 93), tra được:

Nút tháo dầu

- Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và do mài hạt), hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp ta làm lỗ tháo dầu Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu.

- Mặt đáy hộp nên làm dốc về lỗ tháo dầu với độ dốc 1 ~ 2 ° và ngay tại chỗ tháo dầu nên làm lõm xuống Ta có thể làm lỗ tháo dầu ở đáy hộp hoặc ở cạnh đáy hộp, để khi dầu chảy ra ngoài không dính vào thành hộp và bệ máy nên lắp thêm một ống cong để dẫn dầu.

Que thăm dầu

- Khi vận tốc bánh răng nhỏ thì bánh răng được ngâm trong dầu Chiều cao mức dầu trong hộp được kiểm tra bằng que thăm dầu có vỏ bọc bên ngoài.

PHẦN 8: BÔI TRƠN DUNG SAI

8.1 Bôi trơn hộp giảm tốc

- Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết bị gỉ cần bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc Do các bộ truyền trong hộp giảm tốc đều có 𝑣 < 12𝑚/𝑠 nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu.

- Chọn dầu bôi trơn bánh răng:

• Bánh răng thẳng, răng nghiêng và răng côn Dùng dầu R&O (dầu chống rỉ sét và oxi hóa) Tốt nhất là dầu gốc khoáng phụ gia cực áp EP.

• Tốc độ bánh răng càng cao thì yêu cầu bánh răng độ nhớt thấp và ngược lại. Nhiệt độ cao yêu cầu độ nhớt cao để đảm bảo màng dầu làm việc tốt trong điều kiện nhiệt độ cao.

• Tải càng cao, tỉ số truyền cao thì yêu cầu độ nhớt càng cao.

• Vật liệu bánh răng: kim loại màu thì sử dụng dầu không có phụ gia cực áp EP.

- Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng lớn.

Căn cứ vào yêu cầu làm việc của từng chi tiết trong hộp giảm tốc, ta chọn các kiểu lắp ghép sau:

- Dung sai ổ lăn: vòng trong ổ lăn chịu tải tuần hoàn, ta lắp ghép theo hệ thống trục lắp trung gian để vòng ổ không trượt trên bề mặt trục khi làm việc Do đó, ta phải chọn mối lắp k6, lắp trung gian có độ dôi tạo điều kiện mòn đều ổ (trong quá trình làm việc nó sẽ quay làm mòn đều) Vòng ngoài của ổ lăn không quay nên chịu tải cục bộ, ta lắp theo hệ thống lỗ Để ổ có thể di chuển dọc trục khi nhiệt đô tăng trong quá trình làm việc, ta chọn kiểu lắp trung gian H7.

- Lắp ghép bánh răng trên trục: bánh răng lắp lên trục chịu tải vừa, tải trọng thay đổi,

- Lắp ghép nắp ổ và thân hộp: để dễ dàng cho tháo lắp, ta chọn kiểu lắp trung gian H7/Js6.

- Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục: để dễ dàng cho tháo lắp, ta chọn kiểu lắp trung gian H7/Js6

- Lắp chốt định vị: để đảm bảo độ đồng tâm và không bị sút, ta chọn kiểu lắp chặt P7/h6.

- Lắp ghép then: theo chiều rộng, chọn kiểu lắp trên trục là P9/h9 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h9.

- Dung sai bề ngang của hộp giảm tốc (𝑇𝐶𝑉𝑁 1992 − 77, 𝜇𝑚): 282 ± 0,1

Chi tiết Kích thước Kiểu lắp ES E

I e s e i dôiĐộ nhấtlớn Độ hở nhấtlớn

Bánh răng 2 52 H7/ k6 +30 0 +21 +2 21 28 Ổ lăn d Ổ vòng trong

T ÍNH TOÁN HỘP GIẢM TỐC

9.1 Đầu đề Điều kiện làm việc:

- Tải trọng không đổi, quay một chiều.

- Thời gian làm việc 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca)

- Sai số tỉ số truyền hệ thống |∆𝑢⁄𝑢| ≤ 5%

3 Trọng lượng vật liệu trộn G v (N) 2100

4 Góc nâng vật liệu α (độ) 83

PHẦN 1: TÍNH TOÁN CÔNG SUẤT VÀ TỐC ĐỘ TRỤC CÔNG TÁC

Chiều dài thùng trộn L(m)

Tốc độ quay của thùng (vòng/phút)

- Tốc độ quay của thùng:

𝐹 𝑡 = 𝜋.𝐷 2 là tiết diện ngang của thùng.

Công suất cần cung cấp cho thùng

- 𝑃 1 (𝑘𝑊): Công suất nâng vật liệu lên độ cao thích hợp

- 𝑃2(𝑘𝑊) Công suất trộn vật liệu:

- 𝑃3(𝑘𝑊): Công suất mất mát do ma sát ở ổ trục thùng trục:

Thông số đầu ra của thùng trộn

Thông số Kí hiệu Giá trị

Số vòng quay n 72,316 (vòng/phút)

PHẦN 2: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1 Bảng động cơ điện Động cơ (Ký hiệu) 315𝑆8𝐴

Hệ số quá tải (T k ⁄T dn ) 1

2 Bảng phân phối tỉ số truyền Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục công tác

 Đặc tính làm việc: tải trọng không đổi, quay một chiều.

 Số ca: 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca).

2 Thông số tổng hợp bộ truyền xích

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị

Loại xích Xích ống con lăn

Số răng đĩa xích nhỏ 𝑍 1 24 𝑟ă𝑛𝑔

Số răng đĩa xích lớn 𝑍 2 61 𝑟ă𝑛𝑔 Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ 𝑑 1 194,6 𝑚𝑚 Đường kính vòng chia đĩa xích lớn 𝑑 2 493,41 𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ 𝑑 𝑎̉1 205,632 𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ 𝑑 𝑎̉2 505,453 𝑚𝑚 Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ 𝑑 𝑓1 189,5726 𝑚𝑚 Đường kính chân răng đĩa xích lớn 𝑑 𝑓2 489,3936 𝑚𝑚

Lực tác dụng lên trục 𝐹 𝑟 3336,15 𝑁

PHẦN 4: BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

1 Bộ truyền bánh răng

 Đặc tính làm việc: tải trọng không đổi, quay một chiều.

 Số ca: 5 năm (300 ngày/năm, 2 ca/ngày, 6 giờ/ca).

2 Các thông số của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị

Chiều rộng vành răng 𝑏 43,2926 𝑚𝑚

Hệ số dịch chỉnh 𝑥 1 , 𝑥 2 0 𝑚𝑚

𝛿 2 75,964 ° độ Đường kính vòng chia ngoài 𝑑 𝑒1 84 𝑚𝑚

𝑑 𝑒2 336 𝑚𝑚 Đường kính vòng đỉnh răng ngoài 𝑑 𝑎̉𝑒1 89,82 𝑚𝑚

Chiều cao đầu răng ngoài ℎ 𝑎̉𝑒1 3 𝑚𝑚

Chiều cao chân răng ngoài ℎ 𝑓𝑒1 3,6 𝑚𝑚

Lực ăn khớp trên bánh chủ động

- Tỉ số truyền lý thuyết:

- Tỉ số truyền thực tế:

- Sai số tỉ số truyền của hệ thống:

(Thỏa yêu cầu đề bài)

1 Sơ đồ phân tích lực

2 Biểu đồ nội lực trục I

3 Biểu đồ nội lực trục II

4 Đường kính tiết diện tại các trục

Vị trí Đường kính trục

Ký hiệu d D B Tải tĩnh Co (kN) Tải động C (kN)

Ký hiệu d D B Tải tĩnh Co (kN) Tải động C (kN)

- Vòng trong ổ đũa côn dùng k6 → ∅35k6

- Vòng ngoài ổ đũa côn dung H7 → ∅72H7

- Lắp bánh răng côn dẫn dùng H7/k6 → ∅24H7/k6

- Vòng trong ổ đũa côn dùng k6 → ∅45k6

- Vòng ngoài ổ đũa côn dung H7 → ∅80H7

- Lắp bánh răng côn bị dẫn dùng H7/k6 → ∅52H7/k6

3 Thông số dung sai vị trí lắp của các trục