Đồ án chi tiết máy Hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp Đồ án chi tiết máy Hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp Đồ án chi tiết máy Hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp Đồ án chi tiết máy Hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp Đồ án chi tiết máy Hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp Đồ án chi tiết máy Hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Công suất cần thiết
- Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo
Trong đó: Pct: Công suất cần thiết trên trục động cơ, kW
Pt: Công suất tính toán trên trục máy công tác, kW
Hiệu suất của các bộ truyền tra bảng (2.1)
Hiệu suất bộ truyền đai: đ = 0,95
Hiệu xuất một cặp bánh răng: br = 0,97
Hiệu xuất một cặp ổ lăn: o = 0,99
Chọn động cơ
-Số vòng quay của động cơ
𝜋.120 = 71,62 (vg/ph) Theo bảng 2.2 chọn uđ = 2,5 uh=4 ut=uđ.uh= 10
Do đó: nsb= nlv.usb= 71,62.10= 716,2 (vg/ph)
Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là nđb = 750 (vg/ph)
Theo bảng P1.3 Ta chọn động cơ 4A132M8Y3
T dn k Điều kiện thỏa mãn Vậy ta chọn động cơ 4A132M8Y3
Phân phối tỉ số truyền
- Tỉ số truyền của hệ dẫn động : u n n lv đc t = 716
- Công suất trên các trục
- Số vòng quay trên các trục
- Mômen xoắn trên các trục :
Mô men xoắn trên trục động cơ :
Mô men xoắn trên trục 1 :
Mô men xoắn trên trục 2 :
Mô men xoắn trên trục làm việc :
Thông số Động cơ I II Làm việc
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC
Thiết kế bộ truyền ngoài: bộ truyền đai dẹt
- Đặc điểm làm việc êm, số ca làm việc: 2 ca, góc nghiêng 0 o
- Căn cứ theo yêu cầu kĩ thuật của bộ truyền đai thông thường Pđc = 5,28(kW), nđc 716(v/p)
=> Chọn tiết diện đai với thông số như sau:
2.1.2 Đường kính bánh đai d 1 và d 2
- Đường kính bánh đai lớn: d2 = 𝑑1 𝑢𝑛 (1−𝜀) = (1−0,01) 71.2,5 = 179,1 (mm) => Chọn d2 = 180(mm)
- Tỉ số truyền thực tế: ut = 𝑑2
- Xác định khoảng cách trục theo công thức: a = (1,5:2) (d1 + d2) = (376,5: 502)
- Chọn khoảng cách trục a sơ bộ: asb = 400
- Xác định chiều dài của đai tính theo khoảng cách trục:
- Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: 𝑖 = 𝑣
- Tính lại khoảng cách trục theo l đã chọn:
- Tính góc ôm 𝛼 1 trên bánh đai nhỏ:
Theo bảng 4.7 chọn kđ = 1,1 Do làm việc 2 ca nên: kđ = 1,1 + 0,1 = 1,2 Theo bảng 4.15 với 𝛼1 = 165 o chọn C𝛼 = 0,95
Theo bảng 4.16 với 𝑙0 𝑙 = 1201 1320 = 0,91 Chọn C1 = 0,96 Theo bảng 4.17 với u = 2,5 chọn Cu = 1,137
𝑃0 = 4,97 1,35 = 3,68 Tra bảng 4.18 ta có Cz = 0,95
- Các thông số cơ bản của bánh đai:
B = (5-1).12+2.8d(mm) Đường kính ngoài bánh đai: da1 = d1 + 2h0 = 71 + 2.2,5 = 76(mm) da2 = d2 + 2h0 = 180 + 2.2,5 = 185(mm) Đường kính đáy bánh đai: d11 = da1 – H = 76 – 10 = 66(mm) d12 = da2 – H = 185 – 10 = 175(mm)
2.1.4 Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:
- Lực tác dụng lên trục:
Thông số Kí hiệu Giá trị
Loại đai Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm) 71 Đường kính bánh đai lớn d2 (mm) 180
Chiều rộng bánh đai B (mm) 64
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN (Bánh răng côn răng thẳng)
Chọn vật liệu
Vật liệu làm bánh răng phải đáp ứng các yêu cầu sau:
Để đảm bảo độ bền bề mặt và ngăn chặn hiện tượng tróc mỏi, mài mòn, dính răng cũng như độ bền uốn trong quá trình hoạt động, vật liệu chế tạo bánh răng thường được lựa chọn là thép với quy trình nhiệt luyện hợp lý, hoặc gang và các vật liệu không kim loại khác.
Cơ cấu bánh răng cấp nhanh cần truyền công suất tối đa, với công suất lớn nhất của trục I đạt 6,97 kW trong chế độ trung bình Vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I phải có độ cứng 𝐻𝐵 ≤ 350 Để đảm bảo hiệu quả kinh tế, cần chọn vật liệu và phương pháp gia công hợp lý nhằm đảm bảo thời gian sử dụng của cặp bánh răng không chênh lệch quá nhiều.
Căn cứ vào chỉ tiêu đó và Bảng (6.1) ta xác định sơ bộ vật liệu làm cặp bánh răng như sau:
Bánh nhỏ được chế tạo từ vật liệu thép C45, trải qua quy trình nhiệt luyện để cải thiện các thông số kỹ thuật như độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy sau khi gia công.
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là 𝐻𝐵 1 = 230
Bánh lớn được chế tạo từ thép C45, sau khi gia công, tiến hành tôi để cải thiện các thông số vật liệu như độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy.
Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là 𝐻𝐵 2 = 250
Xác định ứng suất tiếp xúc 𝝈𝑯 và ứng suất uốn 𝝈𝑭 cho phép
3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép Được xác định bởi công thức [𝜎 𝐻 ] = (𝜎 𝐻 𝑙𝑖𝑚 0 𝐾 𝐻𝐿
𝑆 𝐻 là hệ số an toàn
𝐾 𝐻𝐿 là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kì làm việc
𝐾 𝑥𝐻 là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng
• Giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng 𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚 0
• Hệ số an toàn 𝑆 𝐻 = 1,1 (tra bảng 6.2 tr.94)
• Hệ số chu kì làm việc của bánh răng được xác định 𝐾 𝐻𝐿 = √ 𝑁 𝐻𝑂
𝑁 𝐻𝑂 là số chu kỳ cơ sở, được xác định bởi 𝑁 𝐻𝑂 = 30𝐻𝐵 2,4
𝑁 𝐻𝐸 là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương và được xác định bởi 𝑁 𝐻𝐸 60𝑐 𝑖 ∑ ( 𝑇 𝑖
Mô hình tính toán mômen xoắn của bánh răng được xác định bởi công thức \(T_{max} = 3n_i t_i\), trong đó \(c_i\) là số vòng ăn khớp trong một vòng quay với \(c = 1\) Ở chế độ i, \(T_i\) là mômen xoắn của bánh răng đang xét, và \(n_i\) cùng \(t_i\) lần lượt là số vòng quay và tổng số giờ làm việc của bánh răng đó.
Vậy với bánh răng lớn lắp với trục II ta có:
Ta lại có 𝑁 𝐻𝐸1 = 𝑢 1 𝑁 𝐻𝐸2 , 𝑁 𝐻𝐸2 > 𝑁 𝐻𝑂1 suy ra 𝐾 𝐻𝐿 = 1
Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau :
Trong cấp nhanh, bộ truyền bánh răng côn răng thẳng được sử dụng phổ biến Mặc dù bánh răng côn răng thẳng có khả năng tải nhỏ hơn và hoạt động ồn hơn so với bánh răng không thẳng, nhưng chúng mang lại năng suất chế tạo cao hơn và ít nhạy cảm với sai số trong quá trình chế tạo và lắp ráp Ứng suất tiếp xúc cho phép là một yếu tố quan trọng trong thiết kế này.
3.2.2 Ứng suất uốn cho phép
𝑆 𝐹 Tra bảng (6.2 tr.94) ta có 𝜎 𝐹𝑙𝑖𝑚 0 , 𝑆 𝐹 = 1,75
• 𝐾 𝐹𝐶 là hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải Với tải trọng một phía suy ra 𝐾 𝐹𝐶 = 1
• 𝐾 𝐹𝐿 là hệ số tuổi thọ và được xác định như sau 𝐾 𝐹𝐿 = √ 𝑁 𝑁 𝐹𝑂
𝑚 𝐹 là bậc đường cong mỏi khi thử về uốn, với 𝑚 𝐹 = 6
𝑁 𝐹𝑂 là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn, 𝑁 𝐹𝑂 = 4.10 6 vì vật liệu là Thép C45
𝑁 𝐹𝐸 là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương 𝑁 𝐹𝐸 = 60𝑐 𝑖 𝑛 𝑖 ∑ 𝑡 𝑖 ∑ ( 𝑇 𝑖
Với 𝑐, 𝑇 𝑖 , 𝑛 𝑖 , 𝑡 𝑖 lần lượt là số lần ăn khớp trong một vòng quay, mômen xoắn, số vòng quay, tổng thời gian làm việc ở chế độ 𝑖 của bánh răng đang xét
Do vậy với bánh răng côn lớn lắp với trục II ta có
Thay số vào ta xác định được các ứng suất uốn cho phép của bánh răng như sau:
3.2.3 Ứng suất cho phép khi quá tải
• Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải
• Ứng suất uốn cho phép khi quá tải
Xác định chiều dài côn ngoài
(bánh côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc)
Công thức thiết kế có dạng 𝑅 𝑒 = 𝐾 𝑅 √𝑢 1 2 + 1 √ 𝑇 1 𝐾 𝐻𝛽
Hệ số 𝐾 𝑅 được xác định là 0,5𝐾 𝑑, trong đó 𝐾 𝑑 phụ thuộc vào vật liệu và loại răng của bánh răng Đối với bộ truyền cấp nhanh sử dụng bánh răng côn răng thẳng làm bằng thép, giá trị 𝐾 𝑑 được tính là 100𝑀𝑃𝑎 1/3 Từ đó, ta suy ra được 𝐾 𝑅 = 0,5 x 100 = 50𝑀𝑃𝑎 1/3.
𝐾 𝑏𝑒 là hệ số chiều rộng vành răng, được xác định bởi 𝐾 𝑏𝑒 = 𝑏
Hệ số 𝐾 𝐻𝛽 phản ánh sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng của bánh răng côn Với bộ truyền được thiết kế theo sơ đồ I trong tài liệu TK1, trục được lắp trên ổ bi và độ rắn mặt răng 𝐻𝐵 nhỏ hơn 350, loại răng thẳng, giá trị của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng trong bộ truyền răng côn được xác định là 𝐾 𝐻𝛽 = 1,12 (theo bảng 6.21, trang 113, TTTKHDĐCK - Tập 1).
𝑇 1 là momen xoắn trên trục bánh chủ động, 𝑇 1 5724,51 Nmm
Thay vào công thức ta có:
Xác định các thông số ăn khớp
Khi xác định môđun và số răng cần chú ý:
16 Để tránh cắt chân răng, số răng tối thiểu của bánh răng trụ răng thẳng tương đương với bánh răng côn
Trong đó với bánh răng côn răng thẳng 𝑍 𝑣𝑛1 = 𝑍 1
𝑐os𝛿 1 Để răng đủ độ bền uốn thì môđun vòng ngoài 𝑚 𝑡𝑒 ≥ 𝑏
10 với 𝑏 = 𝐾 𝑏𝑒 𝑅 𝑒 Xét đến hai điểm nêu trên, ta tiến hành chọn 𝑚 và 𝑍 như sau
• Xác định số răng bánh 1 (bánh nhỏ)
Kết hợp 𝑑 𝑒1 2,76 (mm) với các dữ kiện bánh răng côn răng thẳng và tỉ số truyền 𝑢 1 = 4 tra bảng 6.22 (tr.114) ta được số răng 𝑧 1𝑝 = 13
Vì độ rắn mặt răng 𝐻 1 ; 𝐻 2 < 𝐻𝐵350, suy ra 𝑧 1 = 1,6 𝑧 1𝑝 = 1,6 × 13 = 21 (răng) Chọn 𝑧 1 = 21 răng
• Tính đường kính trung bình 𝑑 𝑚1 và môđun trung bình 𝑚 𝑡𝑚
Môđun vòng ngoài, bánh răng côn răng thẳng theo công thức (6.56) ta có
Từ bảng 6.8 – TTTKHDĐCK- Tập 1-trang 99, trị số tiêu chuẩn môđun ta chọn 𝑚 𝑡𝑒 theo tiêu chuẩn ta chọn theo giá trị tiêu chuẩn 𝑚 𝑡𝑒 = 5 mm
Từ đó ta tính lại 𝑚 𝑡𝑚 và 𝑑 𝑚1
• Xác định số răng bánh 2 (bánh lớn) và góc côn chia
Tỉ số truyền thực tế là:
Theo bảng 6.20 – TTTKHDĐCK- Tập 1 -tr.112) với 𝑍 1 = 21 ta chọn hệ số dịch chỉnh đều
Tính lại chiều dài côn ngoài
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau
Hệ số 𝑍 𝑀 phản ánh cơ tính của vật liệu trong các bánh răng ăn khớp Theo bảng 6.5, khi cả bánh nhỏ và bánh lớn đều được chế tạo từ thép, giá trị 𝑍 𝑀 được chọn là 274𝑀𝑃𝑎 1/3.
𝑍 𝐻 là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc , tra bảng 6.12 với 𝑥 1 + 𝑥 2 = 0 và góc nghiêng 𝛽 = 𝛽 𝑚 = 0 ta có 𝑍 𝐻 = 1,76
𝑍 𝜀 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với bánh răng côn răng thẳng ta có
3 Với 𝜀 𝛼 là hệ số trùng khớp ngang tính theo công thức
𝐾 𝐻 là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, 𝐾 𝐻 = 𝐾 𝐻𝛽 𝐾 𝐻𝛼 𝐾 𝐻𝑣 Với các thông số
+) 𝐾 𝐻𝛽 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng ,𝐾 𝐻𝛽 = 1,12
+) 𝐾 𝐻𝛼 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng thì 𝐾 𝐻𝛼 = 1,13
+) 𝐾 𝐻𝑣 là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp và tính theo công thức
𝑢 1 , với 𝑑 𝑚1 = 91,875 𝑚𝑚, vận tốc vòng bánh côn nhỏ v = 𝜋.𝑑 𝑚1 𝑛 1
Theo bảng 6.13 trong TTTKHDĐCK Tập 1, chúng ta chọn cấp chính xác là cấp 9 Dựa vào bảng 6.15, giá trị 𝛿 𝐻 được chọn là 0,006 Thêm vào đó, theo bảng 6.16, hệ số ảnh hưởng sai lệch bước răng được xác định là 𝑔 0 = 82.
𝑏là chiều rộng vành răng b=𝑘 𝑏𝑒 𝑅 𝑒 = 0,25 × 211,85= 52,96 mm
Thay vào công thức đầu ta có
Do đó 𝜎 𝐻 < [𝜎 𝐻 ] = 481,8(𝑀𝑃𝑎), thỏa mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc.
Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Điều kiện bền uốn đối với bánh răng côn được viết như sau
𝑇 1 là mômen xoắn bánh chủ động
𝑏 là chiều rộng vành răng (mm)
𝑚 𝑡𝑚 là môđun pháp trung bình (mm)
𝑑 𝑚1 là đường kính trung bình của bánh răng chủ động
𝑌 𝛽 là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng ta có 𝑌 𝛽 = 1
𝑌 𝐹1 , 𝑌 𝐹2 là hệ số dạng của bánh răng 1 và 2
Với bánh răng côn răng thẳng thì số răng tương đương được tính theo công thức
(cos 0) 3 = 84 Với 𝑥 1 =0,4, 𝑥 2 = -0,4 kết hợp với các thông số trên, tra bảng 6.18 ta được
𝐾 𝐹 là hệ số tải trọng khi tính về uốn, 𝐾 𝐹 = 𝐾 𝐹𝛽 𝐾 𝐹𝛼 𝐾 𝐹𝑣
+) 𝐾 𝐹𝛽 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
2−0,25= 0,57 , tra bảng 6.21- TTTKHDĐCK- Tập 1- tr.113 ta có
+) 𝐾 𝐹𝛼 là hệ số kể đến sự phân bố không tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng thì 𝐾 𝐹𝛼 = 1,37
+) 𝐾 𝐹𝑣 là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp
Thay vào công thức trên ta có
𝑌 𝜀 là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với hệ số trùng khớp ngang 𝜀 𝛼 = 1,75, suy ra 𝑌 𝜀 = 1
Vì 𝜎 𝐹1 < [𝜎 𝐹1 ] = 252𝑀𝑃𝑎 và 𝜎 𝐹2 < [𝜎 𝐹2 ] = 236,5𝑀𝑃𝑎 nên bộ truyền đảm bảo độ bền uốn.
Kiểm nghiệm về răng quá tải
Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hãm máy…) với hệ số quá tải 𝐾 𝑞𝑡 = 𝑇 𝑚ax
𝑇 , trong đó 𝑇 là mômen xoắn danh nghĩa, 𝑇 𝑚ax là mômen xoắn quá tải
Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại
Để tránh hiện tượng biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại 𝜎 𝐻𝑚𝑎𝑥 phải được duy trì không vượt quá giá trị cho phép, với T1 = 1,4 theo sơ đồ tải trọng.
Ta có 𝜎 𝐻 𝑚𝑎𝑥 = 𝜎 𝐻 √𝐾𝑞𝑡 = 455,68 √1,4 = 539,17, nhỏ hơn hoặc bằng [𝜎𝐻] 𝑚𝑎𝑥 = 1624 𝑀𝑃𝑎 Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại 𝜎 𝐹𝑚𝑎𝑥 tại mặt lượn chân răng cần phải không vượt quá một giá trị cho phép.
𝜎 𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎 𝐹2 𝐾 𝑞𝑡 = 75,15 × 1,4 = 105,21𝑀𝑃𝑎 < [𝜎 𝐹1 ] 𝑚𝑎𝑥 = 464 𝑀𝑃𝑎 Vậy bộ truyền cấp nhanh thỏa mãn yêu cầu về quá tải
Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn
THÔNG SỐ KÍ HIỆU CÔNG THỨC KẾT QUẢ
Chiều rộng vành bánh răng b b=KbeRe b = 52,96 (mm)
Chiều dài côn trung bình Rm
Hệ số dịch chỉnh D de1=mteZ1; de2=mteZ2 de1 3(mm) de2A1(mm)
Góc chia côn chia δ 𝛿 1 = arctg(𝑍 1 /𝑍 2 )
Chiều cao đầu răng ngoài ℎ 𝑎𝑒
Chiều cao chân răng ngoài hfe hfe1 = ℎ 𝑒 - ℎ 𝑎𝑒1 hfe1 = 3,912(mm) hfe2 = 7,824(mm)
TÍNH TOÁN VÀ THIẾT KẾ TRỤC
Chọn vật liệu
Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tôi thường hóa, có giới hạn bền: σb= 850 Mpa Và giới hạn bền chảy σch = 450 Mpa.
Xác định tải trọng lên trục
- Trên bánh đai: Fr = 1765,55 (N) đã tính ở phần thiết kế đai
- trên cặp bánh răng côn – răng thẳng
91,875 = 3607,61 (N) (𝑑 𝑚1 : đường kính trung bình bánh răng côn)
Fr1 = Fa2 = Ft1.tg𝛼cos𝛿1607,61.tg20 0 cos 14,03 0 = 1273,89 (N)
Fa1 = Fr2= Ft1.tg𝛼.sin𝛿1= 3607,61.tg20 0 sin 14,03 0 = 318,33 (N)
Tính đường kinh sơ bộ của trục
Theo công thức 10.9- TTTKHDĐCK- Tập 1- Tr188 ta có : d = 3 √ 0,2.[𝜏] 𝑇 trong đó:
[𝜏] : ứng suất xoắn cho phép (Mpa)
-Ứng suất trục vào và trục ra [𝜏] …25 N/mm 2
- Ứng suất trục trung gian[𝜏]…15 N/mm 2
⇒ Chọn d1@mm =>bo#(mm), tra bảng 10.2 – Tr 189- TTTKHDĐCK – Tập 1
Xác định khoảng các giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Chiều dài trục và khoảng cách giữa các gối đỡ cùng với các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và nhiều yếu tố khác.
• Dựa vào công thức 10.10, 10.12, 10.13 –TTTHDĐCK-Tr 189–Tập 1 ta có:
-chiều dài mayơ ở bánh đai trên trục I: lm12 = (1,2 …1,5) d1 = (1,2 1,5) 40 = (48 60) chọn lm12 = 50 mm
-chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ trên trục I: lm13 = (1,2 1,4) d1 = (1,2 1,4) 40 = (48 60) chọn lm13 = 50 mm
• Tra bảng 10.3 – TTTHDĐCK-Tr 189 – Tập 1 ta được :
- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay
- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp
- Chọn khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ
𝑘 3 = 18𝑚𝑚 -Chọn chiều cao nắp ổ và đầu bulông
• Theo công thức bảng 10.4 –TTTKHDĐCK-Tr 191 – Tập 1 ta có:
Trục I: l11 = (2,5 3) d1 = (2,5 3) 40 = (100 120) lấy l11 = 110 mm lc12 = 0,5 (lm12 + b01) + hn + k3 hn = 20 (mm) tra bảng (10 3)[1] lc12 là khoảng cách côn sông
𝑏 01 𝑙à 𝑐ℎ𝑖ề𝑢 𝑟ộ𝑛𝑔 ổ 𝑙ă𝑛 1 vậy: lc12 = 0,5 (50+ 23) + 20 +18 = 74,5 (mm) Chọn lc12 = 75 mm
= >l12 = -lc12 = 75 (mm) lấy l12 = 75 (mm) l13 = l11+ k1 + k2 +lm13 + 0,5 (b0 – b13 cosδ1) b13 = bw S (mm) chiều rộng vành răng
Tính toán từng trục
4.5.1 Tính toán thiết kế trục I
∑FY = FYđ + Fr1 + FyB - FyA = 0
∑MBX = -FYB 110 - Fr1 159,79 + Fa1 dm1 / 2 + Fyd.75 = 0
𝐹 𝑌𝐴 = 2525,66 (𝑁) Trong mặt phẳng YOZ ta có mô men tại các điểm
Môn men tại điểm lắp bánh răng:
Bên trái bánh răng: M t = -48804,15+ Fr1(l13-l11) = 1464,8 (N.mm) Bên phải bánh răng M P = M t - MFa1=0
Trong mặt phẳng XOZ ta có mô men tại các điểm:
Mô men tại điểm lắm bánh răng là
Ta có biểu đồ mô men trục I
Tính chính xác của trục
Tính chính xác trục ta sử dụng công thức 10.17 – TTTKHDĐCK-Tr 194 – Tập 1 d10 = 3 √ 0,1.[𝜎] 𝑀𝑡𝑑
[σ] là ứng suất cho phép
Tra bảng 10.5–TTTKHDĐCK-Tr 193–tập 1, ta có với trục I có dsb = 40 mm Nên: [σ] = 50 MPa
+Tại mặt cắt A-A (tại vị trí lắp bánh đai)
Dựa vào công thức 10.15 và 10.16 –TTTKHDĐCK- Tr 194 – Tập 1 ta có :
Tại mặt cắt B-B (tại vị trí lắp ổ bi)
+Tại mặt cắt C-C (tại vị trí lắp ổ bi)
+Tại mặt cắt D-D (tại ví trí lắp bánh răng côn)
Vậy momen lớn nhất tại C, nghĩa là C là tiết diện nguy hiểm Ta lấy hai ổ bi có cùng đường kính
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:
+Đường kính chỗ lắp bánh răng là: d13 0 mm
Theo bảng 9.1a –TTTKHDĐCK- Tr 173 – Tập, ta chọn then có: b = 10 mm ; h =8 mm; chiều sâu rãnh then trên trục t1 =5 mm ; chiều sâu rãnh then trên lỗ t2 = 3,3 mm
+Đường kính chỗ lắp ổ bi là: d11 = d12= 36 mm
+Đường kính chỗ lắp bánh đai là: d12 = 33 mm
Chọn then có tiết diện bđ = 8 mm, hđ = 7 mm, chiều sâu rãnh then trên trục t1đ = 4 mm, trên lỗ t2đ = 2,8 mm
Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện (công thức 10.19 –TTTKHDĐCK- Tr
Trong đó: [S]-Hệ số an toàn cho phép [s] = 1,5 2,5
Khi cần tăng cứng thì [s] = 2,5 3 (không cần kiểm tra độ bền cứng của trục)
32 sσ, sτ - Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ừng suất pháp hoặc ứng xuất tiếp, được tính theo công thức (10.20) ,(10.21) –TTTKHDĐCK- Tr 195 – Tập 1:
Trong đó: σ-1, τ-1 –giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng, vật liệu thép
Theo bảng 10.7 – Tr 197 – Tập 1, ta có ψσ=0,1 ψ τ =0,05
Vì các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó σm=0; σa=σmax=Mj/W
Tiết diện 13 tại chỗ lắp bánh răng côn:
Dựa vào bảng 10.6 ta có :
Tại chỗ lắp bánh đai có: M12 = 0 =>σ12 = 0
Vì trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động: ax
Kσd và Kτd -Hệ số xác theo công thức 10.15 và 10.26 TTTKHDĐCK- Tập 1– Tr
Hệ số tập trung ứng suất (kx) liên quan đến trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ bền nhẵn, được trình bày trong bảng 10.8 của tài liệu TTTKHDĐCK-Tr 197 - Tập 1.
Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng 10.9, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu
Các trục được ra công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt
Ra từ 2,5 đến 0,63 μm dẫn đến hệ số tập trung ứng suất Kx là 1,10 theo bảng 10.8 – Tr 197 Vì không áp dụng phương pháp tăng bền bề mặt, hệ số tăng bền Ky được xác định là 1.
Theo bảng 10.12 trong tài liệu TTTKHDĐCK-Tr 199, tập 1, khi sử dụng dao phay đĩa, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then cho vật liệu có σb0 Mpa là Kσ=1,62 và Kτ=1,88 Ngoài ra, theo bảng 10.10 trong cùng tài liệu, hệ số kích thước tại tiết diện 13 được tra cứu là εσ13=0,88 và ετ13=0,81.
Vậy tại tiết diện lắp bánh răng côn thỏa mãn điều kiện bền mỏi
4.5.2 Tính toán thiết kế trục II
Xác định sơ bộ đường kính trục d2 = 3 √ 0,2.[𝜏] 𝑇 = 3 √ 636222,07 0,2.30 = 59,63 mm ta chọn d2= 60 mm vì là trục ra của hộp giảm tốc nên ta chọn [𝜏] = 15
Xác định điểm đặt giữa các khối đỡ và điểm đặt lực
Theo bảng 10.2 với d2 = 60 mm tra được chiều rộng ổ lăn b02 = 31
Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn được tính bằng công thức lm22 = (1,2 1,4).d2, với d2 = 60, cho kết quả từ 72 đến 84 mm, chọn lm23 = 75 mm Đối với chiều dài mayơ nửa khớp nối, công thức là lm23 = (1,4 2,5).d2, cũng với d2 = 60, cho khoảng từ 84 đến 150 mm, chọn lm23 = 125 mm Khoảng cách giữa các gối đỡ lki cần được xác định chính xác để đảm bảo hiệu suất hoạt động.
Theo bảng 10.4 ta có: l21 = lm22+lm23+b02+3k1+2k2 = 75+125+31+3.12+2.8 %2 (mm) lấy l21 = 252 (mm) l22 = 0,5.(lm22+b02)+k1+k2 = 0,5(75+31)+12+8 = 73 (mm) lấy l22 = 73 (mm) l23 = l22+0,5(lm22+b13.cos 2 )+k 1 s+0,5.(73+53.cos(75,97))+12
- Lực vòng tác dụng lêm khớp nối theo phương x là:
-Trong mặt phẳng yoz ta có hệ phương trình
-Trong mặt phẳng yoz ta có hệ phương trình
Trong đó: 𝑑 𝑚2 là đường kính trung bình bánh răng côn
𝑚 𝑚𝑡 là mô đun pháp trung bình
Ta có mô men Mx tại các điểm:
Ta có mô men Mx tại điểm lắp bánh răng là:
Bên trái bánh răng : M T = FYc.l22 = 1156,26 × 73 = 149977,74 (N.mm)
Trong mặt phẳng xoz ta có hệ phương trình sau:
Ta có mô men My tại các điểm:
Ta có mô men Mx tại điểm lắp bánh răng là
Bên trái bánh răng : M T = Fxc.l22 = 1953,41 × 73 = 142598,93 (N.mm)
Ta có mô men My tại điểm cuối của trục:
Tính chính xác của trục
Tính chính xác trục ta sử dụng công thức 10.17 – Tr 194 –TTTKHDĐCK- Tập 1
[σ] là ứng suất cho phép
Tra bảng 10.5–TTTKHDĐCK-Tr 193–tập 1, ta có với trục II có dsb = 60mm Nên: [σ] = 55 MPa
Dựa vào công thức 10.15 và 10.16 –TTTKHDĐCK- Tr 194 – Tập 1 ta có :
+Tại mặt cắt A-A và D-D (tại vị trí lắp ổ bi)
+Tại mặt cắt B-B (tại vị trí lắp bánh răng côn lớn)
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:
+Đường kính chỗ lắp bánh răng côn lớn là: d22 = 50 mm
+Đường kính chỗ lắp ổ bi là: d20= d21 = 45 mm
+Đường kính chỗ lắp khớp nối: d23 = 45 mm
Dựa vào bảng 9.1a-TTTHDĐCK-Tập 1- Tr 173, ta chọn được then lắp bánh răng : Bánh răng côn lớn: b = 16 mm ; h = 10 mm ;t1 =6 mm ; t2 =4,3 mm
Khớp nối: : b = 16 mm ; h = 10 mm ;t1 =6 mm ; t2 =4,3 mm b,h,t1,t2lần lượt là kích thước tiết diện then và chiều sâu rãnh thên trên trục và trên lỗ
Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện:
Trong đó : [S]-Hệ số an toàn cho phép [s] = 1,5 2,5
Khi cần tăng cứng, giá trị [s] nên nằm trong khoảng 2,5 đến 3 mà không cần kiểm tra độ bền cứng của trục Hệ số an toàn sσ và sτ chỉ được xem xét riêng cho các trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, và được tính theo công thức (10.20) và (10.21) trong tài liệu TTTKHDĐCK-Tr195, tập 1.
Trong đó :σ-1,τ-1 –giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng, vật liệu thép
Theo bảng 10.7- Tr 197- tập 1, ta có ψσ=0,05 ψτ=0
Vì các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng ,do đó σm=0 σa=σmax=Mj/W
Tại tiết diện bánh răng côn
Vì trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động : ax
Kσd và Kτd -Hệ số xác theo công thức (10.25),(10.26)-TTTHDĐCK- tr 197- tập 1 x 1 dj y
Ta có :Kx=1,1 Ky=1 Kσ=1,62 Kτ=1,88 ( theo bảng 10.12 – tr 199)
Theo bảng 10.10 –TTTKHDĐCK- Tập 1- tr 198 ta có : εσ22=0,81 ; ετ22=0,76 εσ23=0,81 ; ετ23=0,76
Vậy tại tiết diện 2-2 và 2-3 thỏa mãn điều kiện bền mỏi
Chọn ổ đỡ cho các trục
Chọn ổ lăn cho trục 1 của hộp giảm tốc
Đường kính đoạn trục lắp ổ d= 𝑑 𝐴 = 𝑑 𝐵 = 40 𝑚𝑚
Ta có lực hướng tâm:
* Ta có lực dọc trục :Fa1 = 318,33 N
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 đỡ lăn cỡ trung tra bảng P2.11[1] ta có:
* Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn :
* Khả năng tải động C d được tính theo công thức: 11.1[1]
𝐶 𝑑 = 𝑄 × √𝐿 𝑚 Trong đó: o m – bậc của đường cong mỏi: m = 10/3 (ổ đũa) o L – tuổi thọ của ổ:
10 6 = 274,944 (𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔) o Q – tải trọng động quy ước (kN) được xác định theo công thức 11.3Tr214[1]
Công thức tính toán lưu lượng Q được xác định bởi các yếu tố như hệ số V, k_t và k_d Trong đó, V là hệ số liên quan đến số vòng quay, với giá trị V = 1 cho vòng quay hiện tại Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ k_t được đặt là 1 tại nhiệt độ 50°C Hệ số k_d phản ánh đặc tính tải trọng, với giá trị k_d = 1,1 cho tải trọng va đập nhẹ.
* 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
* Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:
Ta thấy Q 1B > Q 1A nên chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ lăn A
* Khả năng tải động của ổ lăn:
⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động
* Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn
Tra bảng B11.6[1] cho ổ đũa côn ta được:
* Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:
* Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh
Chọn ổ lăn cho trục 2
* Đường kính đoạn trục lắp ổ d= 𝑑 𝐶 = 𝑑 𝐷 = 60 𝑚𝑚
Ta có lực hướng tâm:
* Ta có lực dọc trục :F a2 = 1273,89 N
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 đỡ lăn cỡ trung tra bảng P2.11[1] ta có:
* Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn :
* Khả năng tải động C d được tính theo công thức: 11.1[1]
𝐶 𝑑 = 𝑄 × √𝐿 𝑚 Trong đó: o m – bậc của đường cong mỏi: m = 10/3 (ổ đũa) o L – tuổi thọ của ổ:
10 6 = 68,736 (𝑡𝑟𝑖ệ𝑢 𝑣ò𝑛𝑔) o Q – tải trọng động quy ước (kN) được xác định theo công thức 11.3[1]
Q = (XVFr + YFa)ktkd, trong đó V là hệ số tính đến số vòng quay, với V = 1 Hệ số nhiệt độ kt = 1 tại nhiệt độ 50°C Hệ số đặc tính tải trọng kd = 1,1 cho va đập nhẹ.
* Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ lăn là:
* Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn E là:
* Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn G là:
* Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn C là:
* Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn D là
X – hệ số tải trọng hướng tâm
Y – hệ số tải trọng dọc trục
* Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:
Ta thấy Q 2C > Q 2D nên chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ lăn D
* Khả năng tải động của ổ lăn:
⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động
* Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn
Tra bảng B11.6[1] cho ổ đũa côn ta được:
Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:
⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh
TÍNH TOÁN vỏ hộp
Vỏ hộp giảm tốc
- Thiết kế vỏ hộp đúc bằng Gang Xám GX15-32
- Mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làm các trục để việc lắp ghép được dễ dàng
6.1.2 Kết cấu kích thước cơ bản
- Kết cấu gồm 2 phần: nắp hộp và thân hộp Chúng được ghép với nhau bằng bu lông
Mặt chân đế được thiết kế với hai đáy lồi thay vì phẳng, giúp giảm thiểu tiêu hao vật liệu và thời gian gia công Thiết kế này cũng cải thiện khả năng lưu thông không khí, từ đó hỗ trợ hiệu quả trong việc thoát nhiệt.
Tra bảng 18-1 ta có kích thước:
- Chiều dày thành thân hộp: δ = 0,03.a + 3 = 0,03.450 + 3 = 16,5 mm > 6 mm
- Chiều dày thành nắp hộp : δ 1 = 0,9 δ= 0,9 17 = 15,3 mm
- Kích thước gần tăng cứng :
Chiều dày thành nắp hộp e : e = (0,8 … 1).δ= 13,6 … 17 mm Ta chọn e 14 mm
Chiều cao h : Ta chọn h = 30 mm Độ dốc : khoảng 2 0
- Các đường kính bu lông và nắp :
+ Đường kính bu lông nền d1 : d1 = 0,04.aw + 10 > 12mm ↔ d1 = 28 mm > 12 mm
Chọn bu lông M20 ( Theo TCVN)
Chọn bu lông M16 (Theo TCVN)
+ Đường kính bu lông ghép bích nắp và thân d3 : d3 = (0,8 … 0,9).d2
Chọn bu lông M16 (Theo TCVN)
+ Vít ghép nắp cửa thăm d5 : d5 = (0,5 … 0,8).d2 = 6 … 9,6 mm
- Kích thước mặt bích ghép nắp và thân
+ Chiều dày bích nắp thân hộp S3 :
+ Chiều dày bích nắp thân hộp S4 :
+ Chiều rộng bích nắp và thân K3:
+ Tra bảng 18-2 TTTKHDĐCK tập 2 ta có đường kính ngoài vàn tâm lỗ vít
Kích thước Trục I (mm) Trục II (mm)
+ Bề rộng bu lụng cạnh ổ : K2 = 70 mm
+ Tâm lỗ bu lông cạnh ổ : E2 = 36 mm
+ Khoảng cách từ tâm tới măp lỗ: p;
+ Chiều dày đế hộp khi có phần lồi :
+ Bề rộng mặt đế hộp: K1 = 3.d1 = 90 mm q ≥ K1 + 2 a= 114 mm
- Khe hở giữa các chi tiết :
+ Khe hở giữa bánh răng lớn và đáy hộp :
+ Khe hở giữa các bánh răng với nhau :
- Số lượng bu lông nền : n = L+R
Trong đó : L – Chiều dài hộp, lấy sơ bộ L = 822mm
B – Chiều rộng hộp , lấy sơ bộ B B1 mm
6.1.3 Các chi tiết khác a Bu lông
- Để vận chuyển hộp giảm tốc, trên nắp hộp có lắp thêm các bu lông Chọn d1 0 mm d2 = 22 mm
- Vật liệu làm bu lông là thép 25
- Các kích thước cơ bản của bu lông tra trong bảng 18-3a
Các kích thước tra bảng 18-5 c.Chốt định vị:
Chọn chốt cụn Tra kích thước trong bảng 18-4b d Nút thông hơi
Chọn nắp tháo dầu theo tiêu chuẩn trong bảng 18-8 và thiết bị kiểm tra tháo dầu bằng que thăm dầu theo tiêu chuẩn bảng 18-11d.
Lắp ráp, bôi trơn, điều chỉnh
- Giữa bánh răng và trục: Chọn kiểu lắp
- Giữa ổ lăn và trục: Chọn kiểu lắp
- Giữa bánh đai và trục : Chọn kiểu lắp
6.2.2 Phương pháp lắp ráp Ổ lăn được lắp trên trục hoặc nên vỏ hộp bằng phương pháo ép trực tiếp hoặc phương pháp nung nóng, để tranh biến dạng đường lăn và không cho các lực khi lắp tác dụng trực tiếp qua các con lăn, cần tác dụng lực đồng đều trên vũng trong khi lắp ổ trục hoặc vũng ngoài trờn vỏ, mặt khỏc để dễ đang lắp ổ trên trục hoặc vỏ, trước khi lắp cần bôi một lớp dầu mỏng nờn trục hoặc lỗ hộp
6.2.3 Bôi trơn a- Bôi trơn trong hộp giảm tốc
Để giảm thiểu tổn thất công suất do ma sát, hạn chế mài mòn răng và đảm bảo khả năng thoát nhiệt hiệu quả, việc bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc là rất cần thiết Điều này cũng giúp ngăn ngừa sự ăn mòn của các chi tiết máy.
Theo cách dẫn dầu đến bôi trơn các tiết máy, có hai phương pháp chính: bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông Do các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm có vận tốc dưới 12 m/s, phương pháp bôi trơn bánh răng thích hợp là ngâm dầu, với chiều sâu ngâm dầu bằng 1/6 bán kính bánh răng Lượng dầu cần thiết cho việc bôi trơn dao động từ 1,5 đến 2 lít.
Với hộp giảm tốc bánh răng trụ làm bằng vật liệu thép tra bảng 18-11 và bảng 18-
Tên dầu Thiết bị cần bôi trơn
Thời gian thay dầu hoặc mỡ Dầu ôtô máy kéo
Bộ truyền trong hộp 0,6 lít/Kw 5 tháng b-Bôi trơn ổ lăn
Khi ổ được bôi trơn đúng cách, ma sát giảm và bề mặt kim loại không còn tiếp xúc trực tiếp, giúp bảo vệ ổ và giảm tiếng ồn Các ổ lăn thường được bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ, nhưng mỡ thường được ưa chuộng hơn vì dễ giữ trong ổ và bảo vệ khỏi tạp chất, độ ẩm Hơn nữa, mỡ có khả năng duy trì hiệu quả bôi trơn lâu dài và ít bị ảnh hưởng bởi nhiệt độ.
6.2.4 Điều chỉnh a-Điều chỉnh ăn khớp bánh răng
Sai số trong chế tạo các chi tiết về kích thước chiều dài và sai số lắp ghép dẫn đến vị trí bánh răng trên trục không chính xác Để bù đắp cho những sai số này, thường điều chỉnh chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn Đồng thời, cần điều chỉnh khe hở của các ổ lăn để đảm bảo hiệu suất hoạt động.
Khe hở ảnh hưởng đến sự phân bố tải trên các con lăn và độ bền lâu của ổ , lựa