Đồ án Môn Học: Hộp Giảm Tốc Bánh Răng Trụ Thẳng ( Bản Thuyết Minh)

Ngành chế tạo máy đóng một vai trò quan trọng trong công cuộc công nghiệp hoá và hiện đại hoá đất nước hiện nay, với nhiệm vụ chính là thiết kế, chế tạo những các thiết bị, phương tiện máy móc phục vụ cho sản xuất và trong sinh hoạt. Để làm được điều này người kỹ sư cần có kiến thức đủ sâu và rộng để có thể phân tích, đề xuất những phương án nhằm giải quyết tốt nhữnh vấn đề trong thiết kế cũng như chế tạo. Nhằm giúp cho những sinh viên ngành cơ khí chế tao máy nói riêng cũng như các sinh viên các ngành kĩ thuật khác nói chung, bước đầu làm quen với những vấn đề trong thực tế sản xuất. Đồ án công nghệ chế tạo máy là cơ hội để sinh viên phải nghiêm túc phát huy tối đa tính độc lập sáng tạo đồng thời làm quen với cách sử dụng tài liệu, sổ tay, tiêu chuẩn trên cơ sở tổng hợp các kiến thức đã học để so sánh cân nhắc để giải quyết một vấn đề công nghệ cụ thể. Trong đồ án công nghệ chế tạo máy này, em được giao nhiệm vụ thiết kế chi tiết Đế sau. Đây là một chi tiết có hình dạng phức tạp, có yêu cầu về độ chính xác khá cao. Trong quá trình thực hiện đồ án, mặc dù đã cố gắng tìm tòi nghiên cứu tài liệu làm việc một cách nghiêm túc và cũng được sự hướng dẫn tận tình của thầy giáo ABC, tuy nhiên, do còn thiếu kinh nghiệm trong thực tế và kiến thức còn hạn chế nên không thể tránh khỏi những thiếu sót.Vì vậy, em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy cô giáo và sự đóng góp ý kiến bạn bè để hoàn thiện hơn đồ án cũng như vốn kiến thức của mình.

Chọn kiểu, loại động cơ điện

Hệ dẫn động xích tải sử dụng hộp giảm tốc thường chọn động cơ điện xoay chiều ba pha không đồng bộ rotor ngắn mạch (rotor lồng sóc) Động cơ này có nhiều ưu điểm như kết cấu đơn giản, giá thành tương đối thấp, dễ bảo quản, làm việc tin cậy và có khả năng mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha mà không cần biến đổi dòng điện.

Nhược điểm của động cơ này là:

- Hiệu suất và hệ số công suất thấp.

- Không điều chỉnh được vận tốc.

Chọn công suất động cơ

Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức 2.8 trang 19- [1]:

+ Pct - Công suất cần thiết trên trục động cơ, kW.

+ Pt - Công suất tính toán trên trục máy công tác, kW.

+ η - Hiệu suất truyền động.

* Xác định công suất tính toán trên trục máy công tác, Pt.

- Với tải trọng không đổi: Công suất tính toán là công suất làm việc trên trục máy công tác Plv:

- Với hệ thống dẫn động xích tải, công suất làm việc được xác định theo công thức 2.11 trang 20-[1]:

+ Plv - Công suất làm việc trên trục máy công tác, kW.

+ F = Ft - Lực kéo xích tải, N.

* Tính hiệu suất truyền động của hệ thống, η.

Theo công thức 2.9 trang 19-[1] ta có: η = η1.η2.η3

Trong đó: η1, η2, η3 là hiệu suất của các bộ bộ truyền và của các cặp ổ trong hệ thống dẫn động.

Theo sơ đồ khai triển trạm dẫn động xích tải (đề bài cho) ta có:

+ η K - Hiệu suất của khớp nối.

+ η ol - Hiệu suất của một cặp ổ lăn

+ η br - Hiệu suất của một cặp bánh răng.

Tra theo Bảng 2.3 trang 19-[1] ta được : ηbr = (0,96÷0.98) → Chọn ηbr = 0,97 η ol = (0,99÷0.995) → Chọn η ol = 0,99

→ Công suất cần thiết trên trục động cơ là:

Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ

Số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định theo công thức 2.18 trang 21-[1]: nsb= nlv.ut sb

+ nsb - Số vòng quay sơ bộ của động cơ, (vòng/phút).

+ nlv - Số vòng quay của trục máy công tác, (vòng/phút).

+ ut sb - Tỷ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống dẫn động.

* Tính số vòng quay của trục máy công tác (đĩa xích tải): nlv.

Với hệ dẫn động xích tải, số vòng quay của trục máy công tác được xác định theo công thức 2.16 trang 21-[1]:

+ z - Số răng đĩa xích tải.

+ v - Vận tốc vòng của xích tải, m/s.

* Tính tỷ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống dẫn động ut sb

Tỷ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống dẫn động được tính theo công thức 2.15 trang 21-[1]: ut sb = ung.uh

+ ung - Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp, ung = 1

+ uh - Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp

Với hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp, tra bảng 2.4 trang 21-[1] ta có: uh = 8÷40 → Chọn uh= 14

→ ut sb = ung.uh = uh = 14

Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ là: nsb = nlv.ut sb = 96 , 47 × 14 = 1350 , 58 (vòng/phút).

Chọn sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ là: ndb = 1500 (v/ph)

Chọn động cơ thực tế

Để kết nối động cơ với hộp giảm tốc, chúng ta chọn động cơ điện 4A nhằm đảm bảo khối lượng nhẹ Động cơ lựa chọn cần có công suất và số vòng quay đồng bộ phù hợp với yêu cầu kỹ thuật.

Theo bảng P1.3 trang 236-[1]: Với Pct = 5,49 (kW) và nsb = 1350,58 (v/ph), ta chọn động cơ điện4A132S4Y3 với các thông số sau:

Kiểu động cơ Công suất

Vận tốc quay, nđc, (v/ph) cosϕ η(%)

Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ

1.5.1 Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ

Khi khởi động, động cơ phải tạo ra công suất đủ lớn để vượt qua sức ỳ của hệ thống, do đó cần kiểm tra các điều kiện mở máy Điều kiện mở máy của động cơ sẽ được coi là thoả mãn nếu công thức sau được đảm bảo.

+ P đc mm - Công suất mở máy của động cơ, kW, được xác định theo công thức:

Với: Pđc - Công suất định mức của động cơ, kW.

TK - Mômen khởi động của động cơ, Nmm.

Tdn - Mômen danh nghĩa của động cơ Nmm.

Ta có: Pđc = 7.5 (kW); dn

+ P đc cbđ - Công suất cản ban đầu trên trục động cơ, kW, được xác định theo công thức:

Với: Kbđ - Hệ số cản ban đầu phụ thuộc vào sơ đồ tải trọng.

Pct - Công suất cần thiết trên trục động cơ, kW.

Ta có: Kbđ = 1,3; Pct = 5,49 (kW)

→ P đc cbđ = Kbđ.Pct = 1 , 3 × 5 , 49 = 7 , 14 (kw)

Vậy P đc mm > P đc bd⇒Thỏa mãn điều kiện mở máy.

1.5.2 Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ :

Với sơ đồ tải trọng không đổi và quay một chiều, việc kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ là không cần thiết.

Vậy động cơ 4A132S4Y3 thỏa mãn điều kiện đề bài.

Phân phối tỷ số truyền

2.1 Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

Trạm dẫn động không có bộ truyền ngoài, do đó tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: u ng = 1

2.2 Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động ut được xác định theo công thức 3.23 trang 48-[1]: ut = nđc/nlv

+ nđc - Số vòng quay của động cơ đã chọn, v/ph.

+ nlv - Số vòng quay của trục máy công tác, v/ph.

Ta có: nđc = 1455 (v/ph); nlv = 96,47 (v/ph)

Ta có: ut = ung.uh

+ ung - Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp, ung = 1

+ uh - Tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp.

Gọi u1, u2 lần lượt là tỉ số truyền của bộ truyền cấp nhanh và tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm, ta có: uh = u1.u2

Hộp giảm tốc đồng trục hai cấp có khoảng cách giữa các trục I-II và II-III bằng nhau Để tính tỷ số truyền, chúng ta có thể áp dụng công thức tính toán cụ thể.

, là hệ số chiều rộng bánh răng cấp nhanh và cấp chậm =0,3 ;

Tính toán các thông số trên các trục

Kí hiệu các chỉ số tính toán bao gồm: chỉ số “đc” đại diện cho trục động cơ, chỉ số "ct" biểu thị cho trục công tác Ngoài ra, các chỉ số "I", "II", "III" được sử dụng để chỉ trục số.

3.1 Tính công suất trên các trục.

Với sơ đồ tải trọng không thay đổi ta có:

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ tính theo công thức:

- Công suất danh nghĩa trên các trục I, II, III và trục công tác (ct) xác định theo các công thức sau:

P dn ct = t 3.2 Tính số vòng quay trên các trục

- Số vòng quay trên trục động cơ: nđc = 1455 (v/ph)

- Số vòng quay trên trục I:

I = = - Số vòng quay trên trục II:

1 ph u v n II = n I = - Số vòng quay trên trục III:

- Số vòng quay trên trục công tác:

+ uđc-I - Tỉ số truyền giữa trục động cơ và trục I, uđc-I = 1.

+ u1 - Tỉ số truyền giữa trục I và trục II, u1= 7,21.

+ u2 - Tỉ số truyền giữa trục II và trục III, u2 = 2,09.

+ uIII-ct - Tỉ số truyền giữa trục III và trục công tác, uIII-ct = 1.

3.3 Tính mômen xoắn trên các trục

Mô men xoắn trên trục thứ i được tính theo công thức sau: i i n

+ Pi - Công suất danh nghĩa trên trục thứ i, kW.

+ ni - Số vòng quay của trục thứ i, v/ph.

- Mômen xoắn trên trục động cơ:

- Mômen xoắn trên trục II:

- Mômen xoắn trên trục III:

- Mômen xoắn trên trục công tác: T ct = 9 , 55 × 10 6 × 96 4 , , 94 56 = 488577 , 05 (Nmm)

3.4 Lập bảng kết quả

Trục Đ/cơ I II III Công tác

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

I BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP CHẬM

Hộp giảm tốc được chế tạo từ thép nhóm I với độ rắn HBtra Bảng : 6.8-[I]ta chọn môđun tiêu chuẩn = 2

- Chiều rộng vành răng : bW= aW.ψ ba = 150.0,375 = 56,25 (mm)

-Xác định số răng Z3 , Z4 ,góc nghiêng β, hệ số dịch chỉnh x:

Chọn sơ bộ β = 10 0 do đó cosβ = 0,9848 Theo(6.31 ).[1] số bánh răng nhỏ :

Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :

Vì do đó không cần dịch chỉnh vì hiệu quả dịch chỉnh cải thiện chất lượng ăn khớp kém.

- Góc profin gốc: α = 20 0 ( theo TCVN 1065 – 71)

- Khoảng cách trục chia: (mm)

- Góc ăn khớp: αtw = αt - Đường kính vòng chia:

- Đường kính vòng cơ sở:

- Đường kính chân răng : df3 = d3 - 2,5.m = 97,297 -2,5.2 = 92,297 (mm) df4 = d4-2,5.m = 202,703 – 2,5.2 = 197,703(mm)

- Đường kính vòng đỉnh răng: da3 = d3+ 2.m = 97,297 +2.2 1,297 (mm) da4= d4 +2.m = 202,703 + 2.2 = 206,703 (mm)

- Hệ số trùng khớp ngang:

- Hệ số trùng khớp dọc:

1.4.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc Ứng xuất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền thỏa mãn điều kiện sau:

ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

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

ZH = 2.cos sin 2 b tw β α Theo(6.34 ).[1] β b là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở tgβ b = cosα t tgβ

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

Với ε β = 1,745 1 nên ta có: Z ε = 1 εα Theo(6.37 ).[1]

KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :

K H = K H β K H α K Hv Theo(6.39 ).[1] trong đó : KH β = 1,047 (tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 4)

KH α: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

Vận tốc vòng của bánh răng :

Tra Bảng 6.13 [1] ta được cấp chính xác của bánh răng là 9

Tra Bảng 6.14 [1] ta được : KH α = 1,13.

KHv : là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp

Theo bảng P2.3.[1]: Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, có độ rắn HB

< 350, cấp chính xác 9, vận tốc vòng v = 1,028 (m/s) ta chọn KHV = 1,01

Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

* Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

[σ H ]CX = [σ H ].Zv.ZR.KxH Theo(6.1).(6.1a).[I]

Trong nghiên cứu này, giá trị σH được xác định là 495,46 MPa với vận tốc v là 1,028 m/s, nhỏ hơn 5 m/s Do đó, đường kính vòng đỉnh da được chọn là dưới 700 mm và hệ số K xH được lấy là 1 Cấp chính xác động học được xác định là 9, trong khi cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8.

⇒ ⇒Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện tiếp xúc.

Tính lại chiều rộng vành răng: chọn (mm)

1.4.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép :

T2 : mômen xoắn trên bánh chủ động T2 = 247031.71 (Nmm) m : mô dun pháp m = 2,0(mm) bW : chiều rộng vành răng bW = 54 (mm) dW3: đường kính vòng lăn bánh chủ động dW3 = 97,308 (mm)

Y ε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Y ε ε α

1 Y β : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :

YF3, YF4 là hệ số dạng răng của bánh 3 và 4 chúng phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh

Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0.

KFv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

KFv : là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp

Theo bảng P2.3.[1]: Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, có độ rắn

HB < 350, cấp chính xác 9, vận tốc vòng v = 1,013 (m/s) ta có:

Hệ số tải trọng khi tính về uốn :

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

Xác định ứng suất cho phép :

: Phụ thuộc vào độ nhám

Vậy :Thỏa mãn điều kiện bền uốn

1.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải ( thí dụ như lúc mở máy,hãm máy ) với hệ số quá tải:

•Ứng suất tiếp xúc cực đại : thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

•Ứng suất uốn cực đại :

Thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

1.6 Các thông số cơ bản của bộ truyền

Bảng Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :

Thông số Giá trị Đơn vị Thông số Giá trị Đơn vị aw 150 mm h 4,5 mm ψ ba 0,375 β 9,367 độ bw3 54 mm α 20 độ bw4 48 mm α t = α tw 20,248 độ

Z4 100 Răng da4 206,703 mm ut 2,083 df3 92,297 mm mn 2 mm df4 197,703 mm d3 97,297 mm db3 91,429 mm d4 202,703 mm db4 190,479 mm dw3 97,308 mm dw4 202,692 mm

II BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH 2.1 Chọn vật liệu

Hộp giảm tốc được chế tạo từ thép nhóm I với độ rắn HBtra Bảng : 6.8-[I]ta chọn môđun tiêu chuẩn = 2

- Chiều rộng vành răng : bW= aW.ψ ba = 150.0,3 = 45 (mm)

- Xác định số răng Z1 , Z2 ,góc nghiêng β, hệ số dịch chỉnh x:

- Chọn sơ bộ β = 10 0 do đó cosβ = 0,9848 Theo(6.31 ).[1] số bánh răng nhỏ :

Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :

- Góc nghiêng thực: є (8 – 20 0 ) không cần dịch chỉnh vì hiệu quả dịch chỉnh cải thiện chất lượng ăn khớp kém.

- Góc profin gốc: α = 20 0 ( theo TCVN 1065 – 71)

- Khoảng cách trục chia: (mm)

- Góc ăn khớp: αtw = αt - Đường kính vòng chia:

- Đường kính vòng cơ sở:

- Đường kính chân răng : df1 = d1- 2,5.m = 36,489 -2,5.2 = 31,489(mm) df2= d2 -2,5.m = 263,514– 2,5.2 = 258,514(mm)

- Đường kính vòng đỉnh răng: da1= d1+ 2.m = 36,489+2.2 @,489 (mm) da1= d2 +2.m = 263,514+ 2.2 = 267,514(mm)

- Hệ số trùng khớp ngang:

- Hệ số trùng khớp dọc:

2.4.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc Ứng xuất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền thỏa mãn điều kiện sau:

ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

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

ZH = 2.cos sin 2 b tw β α Theo(6.34 ).[1] β b là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở tgβ b = cosα t tgβ

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

Với ε β = 1,166 1 nên ta có: Z ε = 1 εα Theo(6.37 ).[1]

KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc :

K H = K H β K H α K Hv Theo(6.39 ).[1] trong đó : KH β = 1,11

(tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 5)

KH α: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

Vận tốc vòng của bánh răng :

Tra Bảng 6.13 [1] ta được cấp chính xác của bánh răng là 9

Tra Bảng 6.14 [1] ta được : KH α = 1,13.

KHv : là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp

Theo bảng P2.3.[1]: Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, có độ rắn HB

< 350, cấp chính xác 9, vận tốc vòng v = 2,779 (m/s) ta chọn KHV = 1,034

Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

* Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

[σ H ]CX = [σ H ].Zv.ZR.KxH Theo(6.1).(6.1a).[I]

Trong nghiên cứu này, giá trị ứng suất σ H được xác định là 523,137 MPa với vận tốc v là 2,779 m/s, nhỏ hơn 5 m/s Do đó, đường kính vòng đỉnh da được chọn là dưới 700 mm, với hệ số K xH bằng 1 Cấp chính xác động học được thiết lập ở mức 9, trong khi cấp chính xác về mức tiếp xúc được chọn là 8.

⇒ ⇒Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện tiếp xúc.

Tính lại chiều rộng vành răng: chọn (mm)

2.4.2 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép :

T1 : mômen xoắn trên bánh chủ động T1 = 35705,84(Nmm) m : mô dun pháp m = 2,0(mm) bW : chiều rộng vành răng bW = 44 (mm) dW1: đường kính vòng lăn bánh chủ động dW3 = 36,489 (mm)

Y ε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Y ε ε α

1 Y β : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng :

YF3, YF4 là hệ số dạng răng của bánh 3 và 4 chúng phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh

Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0.

KFv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn

KFv : là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp

Theo bảng P2.3.[1]: Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, có độ rắn

HB < 350, cấp chính xác 9, vận tốc vòng v = 2,779 (m/s) ta có:

Hệ số tải trọng khi tính về uốn :

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

Xác định ứng suất cho phép :

: Phụ thuộc vào độ nhám

Vậy :Thỏa mãn điều kiện bền uốn

2.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc răng có thể bị quá tải ( thí dụ như lúc mở máy,hãm máy ) với hệ số quá tải:

• Ứng suất tiếp xúc cực đại : thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt

• Ứng suất uốn cực đại :

Thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng

2.6 Các thông số cơ bản của bộ truyền

Bảng Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :

Thông số Giá trị đơn vị Thông số Giá trị đơn vị aw 150 mm h 4,5 mm ψ ba 0,3 β 9,367 độ bw1 44 mm α 20 độ bw2 38 mm α t = α tw 20,248 độ

Z2 130 Răng da2 267,514 mm ut 7,22 df1 31,489 mm mn 2 mm df2 258,514 mm d1 36,489 mm db1 34,288 mm d2 263,514 mm db2 247,622 mm dw1 36,496 mm dw2 263,501 mm

kiểm tra các điều kiện

I Kiểm tra các điều kiện trạm trục :

Do là hộp giảm tốc đồng trục nên không phải kiểm tra chạm trục.

II Kiểm tra điều kiện bôi trơn: 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 thì dùng phương pháp bôi trơn trong dầu.Với hộp giảm tốc bôi trơn ngâm dầu, các bánh răng lớn được ngâm trong dầu Kiểm tra điều kiện bôi trơn là kiểm tra để các bánh răng lớn đều ngâm trong dầu và khoảng cách giữa mức dầu nhỏ nhất và mức dầu lớn nhất phải lớn hơn một trị số cho phép (thường bằng 8÷10 mm).

Khoảng cách từ các mức dầu đến tâm trục được ký hiệu là Xmin và Xmax Đồng thời, lmin và lmax đại diện cho chiều sâu ngâm dầu tối thiểu và tối đa của bánh răng.

Hình II.1 sơ đồ mức dầu

2.1 Với bộ truyền cấp nhanh:

+ Chiều cao răng của bánh răng lớn: h = 2,25.m = 2,25.2 = 4,5 (mm).

+ Đường kính đỉnh răng bánh răng lớn: da2 = 371,2 (mm)

- Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu của bánh răng là: l2min = (0,75÷2)h = (0,75÷2).4,5 = (3,375÷9,0) (mm)

- Chiều sâu ngâm dầu tối đa của bánh răng: Phụ thuộc vào vận tốc vòng v

Vậy khoảng cách từ các mức dầu đến tâm trục là:

2.2.Với bộ truyền cấp chậm:

+ Chiều cao răng của bánh răng lớn: h = 2,25.m = 2,25.2 = 4,5(mm).

+ Đường kính đỉnh răng bánh răng lớn: da4 = 206,703 (mm)

- Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu của bánh răng là: l4min = (0,75÷2)h = (0,75÷2).4,5 = (3,375÷9,0) (mm)

- Chiều sâu ngâm dầu tối đa của bánh răng:

Phụ thuộc vào vận tốc vòng v Với v = 1,028 (m/s) < 1,5 (m/s):

(mm) Vậy khoảng cách từ các mức dầu đến tâm trục là:

2.3.Chọn mức dầu chung cho cả hộp:

Xmin = Min(X2min; X4min) = Min ( ; ) = (mm)

Xmax = Max(X2max; X4max) = Max ( ; ) = (mm)

Không thể sử dụng cùng một loại dầu để bôi trơn cả bánh răng cấp chậm và cấp nhanh Để đảm bảo hiệu quả bôi trơn, cần tiến hành bôi trơn riêng biệt cho từng cấp bánh răng này.

III.Kiểm tra sai số vận tốc :

Như vậy bộ truyền ta vừa thiết kế đã phù hợp

Bảng trị số vận tốc vòng thực,công suất thực,và mômen thực trên các trục :

Tính toán thiết kế trục

Với chế độ chịu tải trọng trung bình, trục trong hộp giảm tốc được chế tạo từ vật liệu thép 45 thường hóa hoặc tôi cải thiện, hoặc thép 40X tôi cải thiện Trong bài viết này, chúng tôi chọn thép 45 tôi cải thiện làm vật liệu chính cho trục.

+ Giới hạn chảy: σch = 340(MPa)

1.2 Tính sơ bộ đường kính trục. Đường kính trục được xác định chỉ bằng momen xoắn theo công thức 10.9 trang 188-[1]:

+ [ ]τ - Ứng suất xoắn cho phép, MPa.

Với vật liệu trục là thép 45, giá trị ứng suất cho trục vào của hộp giảm tốc được chọn là [ ]τ = 20 MPa, trong khi đó, trị số ứng suất cho trục ra là [ ]τ = 25 MPa cho trục III Trục I có thể sử dụng giá trị nhỏ hơn trong khoảng [ ]τ = 15÷30 (MPa).

* Với trục I: Có TI = 35705,84(Nmm), [ ]τ MP

Đường kính trục I của hộp giảm tốc cần phải được lắp khớp nối với trục động cơ, vì vậy nó phải có kích thước tối thiểu trong khoảng (0,8÷1,2)dđc, trong đó dđc là đường kính của trục động cơ điện.

Theo bảng P1.7 trang 242-[1]: Với kiểu động cơ 4A132S có

* Với trục II: Có TII = 247031,71(Nmm), [ ]τ = 20 Mpa

* Với trục III: Có TIII = 495500,21(Nmm), [ ]τ = 25 Mpa

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

Từ đường kính sơ bộ của trục ta có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0 theo bảng 10.2 trang 189-[1], ta có: dsb (mm) 35 40 50 b0 (mm) 21 23 27

Chọn gối đỡ 0 ở bên trái làm gốc, ta có:

* Chiều dài mayơ bánh răng trụ: xác định theo công thức 10.10 trang 189-[1]: lm = (1,2÷1,5).d + lm13 = (1,2÷1,5).dsb1 = (1,2÷1,5).35 = (42÷52,5) →Chọn lm13 P (mm)

+ lm22 = (1,2÷1,5).dsb2 = (1,2÷1,5).40 = (48÷60) →Chọn lm22 = 50 (mm)

+ lm32 = (1,2÷1,5).dsb3 = (1,2÷1,5).50 = (60÷75) → Chọn lm23 = 60 (mm)

* Chiều dài mayơ nửa khớp nối: Đối với nối trục vòng đàn hồi, theo công thức 10.13 trang 189-[1] ta có: lm = (1,4÷2,5).d

+ lm12 = (1,4÷2,5).dsb1 = (1,4÷2,5).35 = (49÷87) → Chọn lm12 = 60 (mm)

+ lm33 = (1,4÷2,5).dsb3 = (1,4÷2,5).50= (70÷125) → Chọn lm33 = 100 (mm)

* Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục: Tra theo bảng 10.3 trang 189-[1]: Chọn k1 = 10 (mm), k2 = 10 (mm), k3 = 15 (mm), hn = 20 (mm)'

+ k1 - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.

+ k2 - Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp.

+ hn - Chiều cao nắp ổ và đầu bulông.

Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay

+Trên trục I l12 = -lc12 = -[0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn] = -[0,5.(60+21)+15+20] = -75,5 (mm) l13 = 0,5.(lm13 + b01)+k1+k2 = 0,5.(50+21)+10+10 = 55,5 (mm)

Hình III.1 Sơ đồ tính khoảng cánh đối với hộp giảm tốc bánh răng đồng trục

1.4 Chọn chiều nghiêng hợp lý.

Dựa vào sơ đồ của hộp giảm tốc và chiều tác dụng của lực xích tải, ta có thể xác định chiều quay của các trục Cụ thể, chiều của lực công tác ngược lại với chiều mô men sinh ra bởi lực xích tải Từ các cặp bánh răng ăn khớp ngoài, ta tìm ra được chiều quay của các trục Để đảm bảo hiệu suất hoạt động, cặp ổ lăn ở một trục cần phải chịu lực dọc trục.

Để đảm bảo lực dọc trục tổng trên trục triệt tiêu nhau, cần chọn chiều nghiêng hợp lý của bánh răng Việc xác định chiều nghiêng này sẽ giúp các lực sinh ra khi các bánh răng ăn khớp được cân bằng, từ đó tối ưu hóa hiệu suất hoạt động của hệ thống truyền động.

Hình III.2 Sơ đồ chiều lực và chiều nghiêng hợp lý

1.5 Tải trọng tác dụng lên trục.

1 Lực tác dụng từ bánh răng

Fr1 = Fr2 = Ft1.tgαtw/cosβ = 1956,699 tg20,248 0 /cos9,367 0 = 731,541 (N)

Fr3 = Fr4 = Ft3.tgαtw/cosβ = 10174,257.tg20,248 0 /cos9,367 0 = 3803,798 (N)

Fa1 = Fa2 = Ft1.tgβ = 1956,699.tg9,367 0 = 322,772 (N)

Fa3 = Fa4 = Ft3.tgβ = 110174,257.tg9,367 0 = 1678,317(N)

2 Lực tác dụng từ khớp nối:

+ Fx - Lực tác dụng từ khớp nối, N.

+ Ft - Lực vòng trên khớp nối, N.

+ Dt - Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt, mm.

Theo bảng 16.10a trang 68-[2]: Với dsb1= 50 (mm), T = T1 = 35705,84 (Nmm) ta được: Dt = 68 (mm) →

Theo bảng 16.10a trang 68-[2]: Với dsb3 = 50 (mm), T = T3 = 495500,21 (Nmm) ta được: Dt (mm) →

1.6 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

Trên trục I gồm có các chi tiết quay là bánh răng và khớp nối trục I và trục động cơ các lực tác dụng lên trục gồm có :

Lực vòng : Ft1 = 1956,699 (N) ; Lực hướng tâm : Fr1 = 731,541(N)

Lực dọc trục : Fa1 = 322,772(N) ; Lực tác dụng của khớp nối :

Và các phản lực tại các ổ lăn chưa xác định

+Xác định phản lực tại các ổ lăn::

AB = = 111 (mm) ; AC= = 55,5(mm) ; AD ⇨

Tổng lực tác dụng theo phương OX

+ Mômen do lực dọc trục gây ra:

- Tổng lực tác dụng theo phương OY:

Hinh III.3 Biểu đồ mômen trên trục I

+ Tính đường kính các đoạn trục:

+ dj - Đường kính trục tại tiết diện j, mm.

+ [σ] - Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, MPa.

Tra bảng 10.5 trang 195-[1]: Với dsb = 35 (mm), σb = 600 MPa, vật liệu trục là thép 45 ta có: [σ] = 50(MPa)

+ Mtdj - Mômen tương đương tại các tiết diện j trên chiều dài trục, Nmm Mtdj được xác định theo công thức 10.16 trang 194-[1]:

+ Tại điểm D (lắp với khớp nối trục đàn hồi)

Vậy đường kính của đoạn trục tại D

Tại D lắp một then nên để đảm bảo sức bền cho trục cần phải tăng đường kính thân trục lên 4%

Vậy đường kính của đoạn trục tại A:

Tại A lắp ổ lăn, do đó để đảm bảo lắp ghép ổ lăn được dễ dàng ta chọn dA> dD. + Bên trái điểm C (lắp bánh răng)

+ Bên Phải điểm C (lắp bánh răng):

Tại C lắp một then nên để đảm bảo sức bền cho trục cần phải tăng đường kính thân trục lên 4%

Tại B lắp ổ lăn, để dễ chế tạo gối đỡ và đảm bảo độ đồng tâm của trục, kích thước trục ở hai vị trí lắp ổ lăn nên chọn bằng nhau Xuất phát từ yêu cầu về độ bền và lắp ghép công nghệ, chúng ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: đoạn nối với động cơ là d = 22 mm, đoạn ghép với ổ lăn là d% mm, và đoạn ghép với bánh răng là d0 mm Đặc biệt, đường kính của đoạn trục lắp bánh răng gần bằng với đường kính chân răng của bánh Z1.

( mm) như vậy ta phải chế tạo bánh răng Z1 là bánh răng liền trục)

Thông số rãnh then trên đoạn trục nối động cơ là Đường kính trục

Kích thước tiết diện then (mm)

Chiều sâu rãnh then (mm)

Bán kính góc lượn rãnh (mm) 22 b h min max

Trục II bao gồm các chi tiết quay là bánh răng, chịu tác động của các lực như lực vòng và lực hướng tâm Cụ thể, lực vòng tại điểm Ft2 đạt 1956,699 N và Ft3 là 10174,257 N Đồng thời, lực hướng tâm Fr2 là 731,541 N và Fr3 là 3803,798 N.

Lực dọc trục : Fa2 = 322,772(N) ; Fa3 = 1678,317(N) Và các phản lực tại các ổ lăn chưa xác định.

+ Xác định phản lực liên kết tại hai gối ổ lăn A,B theo phương OY.Giả sử chiều của như hình vẽ Lấy mômen với trục 0X ta có:

Từ các lực trên ta vẽ đươc biểu đồ và các giá trị trên khoảng như hình vẽ.

+Xác định phản lực liên kết tại A và B theo phương 0X:

Chiều của các lực như hình vẽ lấy mômen với trục 0y:

Vẽ biểu đồ mômen như hình vẽ

Vẽ biểu đồ mômen như hình vẽ ỉ 4 5

Hình III.4 Biểu đồ mômen trên trục II

Vậy đường kính trục tại A là :

Vậy đường kính trục tại B là :

+ Bên trái điểm C (lắp bánh răng

+ Bên trái điểm D (lắp bánh răng

Để đảm bảo độ bền cho trục, chúng ta cần tăng đường kính các đoạn trục lên 4% ở những phần có rảnh then Đồng thời, để thuận tiện trong quá trình chế tạo, các đoạn lắp bánh răng và ổ lăn nên có đường kính giống nhau Dựa trên yêu cầu về độ bền và lắp ghép công nghệ, chúng ta chọn đường kính cho các đoạn trục như sau: đoạn ghép với ổ lăn là dE (mm) và đoạn ghép với bánh răng là dR (mm).

Thông số rãnh then trên đoạn trục lắp bánh răng là Đường kính trục

Trên trục III gồm có các chi tiết quay là bánh răng và khớp nối trục III với trục công tác Các lực tác dụng lên trục gồm có :

Lực vòng : Ft4 = 10174,257 (N) ; Lực hướng tâm : Fr4 = 3803,798(N) Lực dọc trục : Fa4 = 1678,317N) ; Lực tác dụng của khớp nối :

Và các phản lực tại các ổ lăn chưa xác định

+Xác định phản lực tại các ổ lăn:

AB = = 127(mm) ; AC= = 63,5(mm) ; AD ⇨

Tổng lực tác dụng theo phương OX

+ Mômen do lực dọc trục gây ra:

- Tổng lực tác dụng theo phương OY:

Hình III.5 Biểu đồ moomen trên trục III

+ Tại điểm D (lắp với khớp nối trục đàn hồi)

Vậy đường kính của đoạn trục tại D

Tại D lắp một then nên để đảm bảo sức bền cho trục cần phải tăng đường kính thân trục lên 4%

Vậy đường kính của đoạn trục tại A:

Vậy đường kính của đoạn trục tại B:

Tại A, B lắp ổ lăn, do đó để dễ dàng chế tạo trục, chúng ta chọn dA = dB Để đảm bảo việc lắp ghép ổ lăn được thuận tiện, cần chọn dA > dD.

+ Bên phải điểm C (lắp bánh răng)

+ Bên trái điểm C (lắp bánh răng):

Tại C lắp một then nên để đảm bảo sức bền cho trục cần phải tăng đường kính thân trục lên 4%

Để đảm bảo độ bền cho lắp ghép công nghệ, chúng ta đã lựa chọn đường kính các đoạn trục như sau: đoạn nối với trục công tác có đường kính d = 45 mm, đoạn ghép với ổ lăn có đường kính dP mm, và đoạn ghép với bánh răng có đường kính dU mm.

Thông số rãnh then trên đoạn trục nối trục công tác và bánh răng là Đường kính trục

1.7 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục là bước quan trọng sau khi định kết cấu, cần xem xét các yếu tố như đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước và chất lượng bề mặt Trong quá trình này, việc kiểm nghiệm tập trung vào tiết diện lắp với ổ lăn, kiểu lắp ghép là k6, nhằm đảm bảo tính an toàn và hiệu suất của cấu trúc.

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

+ [S] - Hệ số an toàn cho phép, thường [S] ≥ 1,5÷2,5.

+ Sσj và Sτj - Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j.

Giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng được xác định với σ -1 = 0,436.σ b = 261,6 (MPa) và τ -1 = 0,58.σ -1 = 151,728 (MPa) cho thép cacbon Các ký hiệu σ aj, τ aj, σ mj, τ mj đại diện cho biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j.

- Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó: σ mj = 0; σ aj = σ maxj = Mj /Wj (Theo 10.22 trang 196-[1])

Wj - Mô men cản uốn tại tiết diện j của trục.

Mj - Mô men uốn tổng, xác định theo công thức 10.15 trang 194-[1]:

- Khi trục quay một chiều ứng suất xắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó: τ mj = τ aj = τ maxj /2 = Tj/(2.W0j) (Theo 10.23 trang 196-[1])

W0j - Mô men cản xoắn tại tiết diện j của trục.

Tj - Mô men cản xoắn tại tiết diện j của trục.

+ ψσ và ψτ - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra theo bảng 10.7 trang 197-[1] ta có:

+ Kσdj và Kτdj - Hệ số, xác định theo công thức 10.25 và 10.26 trang 197-[1]:

Hệ số tập trung ứng suất Kx phụ thuộc vào trạng thái bề mặt, phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt Theo bảng 10.8 trang 197, với σb = 600 MPa, phương pháp gia công được chọn là tiện, và độ nhẵn bề mặt nằm trong khoảng Ra = 2,5 đến 0,63.

Hệ số tăng bền bề mặt trục (Ky) phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính vật liệu, như được trình bày trong bảng 10.9 trang 197 Do không sử dụng phương pháp tăng bền bề mặt, ta lấy Ky = 1 Các hệ số kích thước εσ và ετ phản ánh ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, với giá trị được cung cấp trong bảng 10.10 trang 198.

Kσ và Kτ là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn Giá trị của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất.

- Tại bề mặt trục lắp có độ dôi có thể tra trực tiếp tỉ số Kσ/εσ và Kτ/ετ trong bảng 10.11 trang 198-[1].

- Trục có rãnh then: Kσ và Kτ tra theo bảng 10.12 trang 198-[1].

- Đối với góc lượn, ngấn lõm, lỗ ngang và tại chân ren trục vít có thể tra Kσ và Kτ tra theo bảng 10.13 trang 199-[1].

1.7.1 Tính kiểm nghiệm cho trục I

TÍNH CHỌN Ổ LĂN

Khi thiết kế máy, cơ cấu hoặc bộ phận máy, không thiết kế ổ lăn mà chọn ổ lăn tiêu chuẩn để dùng dựa theo hai chỉ tiêu cơ bản:

- Khả năng tải động C nhằm đề phòng tróc rỗ các bề mặt làm việc.

- Khả năng tải tĩnh C0 nhằm đề phòng biến dạng dư.

1.1 chọn loại ổ lăn cho các trục

Trục I có lắp 1 bánh răng ta có lực dọc trục do bánh răng tác dụng lên trục là :

(N).Mà tại gối đỡ A và B ta có :

Để đảm bảo trục I sử dụng cùng loại ổ lăn, chúng ta chọn ổ bi đỡ chặn với tỷ số lớn hơn, nhằm đạt được góc tiếp xúc tối ưu cho trục này.

Trục II có lắp 2 bánh răng ,ta có lực dọc trục do bánh răng tác dụng lên trục là :

Để đảm bảo trục II sử dụng cùng loại ổ lăn, chúng ta chọn theo tỷ số lớn hơn và lựa chọn ổ bi đỡ chặn cho trục II với góc tiếp xúc phù hợp.

Trục III có lắp 1 bánh răng ta có lực dọc trục do bánh răng tác dụng lên trục là :

(N).Mà tại gối đỡ A và B ta có :

Để đảm bảo trục III có cùng loại ổ lăn, chúng ta cần chọn theo tỷ số lớn hơn Do đó, lựa chọn ổ bi đỡ chặn cho trục III phải có góc tiếp xúc phù hợp.

1.2 Chọn cấp chính xác cho ổ lăn:

Với hộp giảm tốc nên trên ta chọn cấp chính xác là cấp 0 và độ đảo hướng tâm là

1.3 Chọn kích thước cho ổ lăn

Kích thước ổ lăn được xác định dựa trên hai tiêu chí chính: khả năng tải động để ngăn ngừa hiện tượng tróc rỗ bề mặt làm việc và khả năng tải tĩnh nhằm phòng tránh biến dạng dư.

1.3.1 Chọn ổ theo khả năng tải động và kiểm tra khả năng tải tĩnh

1.3.1.1 chọn cho trục I Ổ bi đỡ chặn với tra bảng P2.12 chọn ổ là cỡ nhẹ ký hiệu 36206 có các kích thước

B=T (mm) r ,(mm) ,(mm) C, (kN) (kN)

46305 25 62 17 2,0 1,0 21,10 14,9 a.Tính kiểm nghiệm theo khả năng tải của ổ

Khả năng tải động Cd được tính theo công thức:

+ Q : Tải trọng động quy ước (kN)

+ L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

+ m : Bậc đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, với ổ bi: m =3.

Gọi Lh: Là tuổi thọ của ổ bi tính bằng giờ thì:

L = 60.10 -6 Lh.n Với n : Số vòng quay của ổ (v/ph)

Lh: Tuổi thọ của ổ bi tính bằng giờ Lh = 14,6.10 3 (h)

- Xác định tải trọng quy ước Q:

X,Y: Hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục.

V: Hệ số kể đến vòng nào quay Với ổ vòng trong quay: V = 1.

Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ.

Do nhiệt của hộp: t < 105 0 C nên: Kt = 1.

Kd: Hệ số kể đến đặc tính của tải trọng.

Theo bảng (11-3) trang215-[1] Ta có: Kd = 1

Fa, Fr: Tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm, kN.

+Lực dọc trục sơ bộ :

+Xác định lực dọc trục sơ bộ

Hình III.7 Sơ đồ lực tác dụng lên ổ trục I

Theo sơ đồ tải trọng như trên thì ta được:

+ Tính lực dọc trục phụ:

+Tính chính xác các lực dọc trục trên các ổ lăn :

+ Tính được tải trọng động quy ước:

Ta cs Nên chỉ cần kiểm tra cho ổ A

Vậy khả năng tải độn của ổ là :

Vậy ổ bi đỡ chặn trên trục I đã thỏa mãn khả năng tải động b, Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh :

Kiểm tra khả năng tải tĩnh theo điều kiện:

+ C0 - Khả năng tải tĩnh của ổ, N.

+ Qt - Tải trọng tĩnh quy ước, kN Đối với ổ bi đỡ chặn

Trong đó là hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục Theo bảng 11.6 :

Vậy < lấy đê kiểm nghiệm.

Như vậy ổ đã thỏa mãn về khae năng tài tĩnh

1.3.1.2.chọn cho trục II Ổ bi đỡ chặn với tra bảng P2.12 chọn ổ là cỡ nhẹ ký hiệu 36206 có các kích thước

Hình III.8 Sơ đồ ổ lăn

(mm) r ,(mm) ,(mm) C, (kN) (kN)

46209 45 85 19 2 1 30,4 23,6 a.Tính kiểm nghiệm theo khả năng tải của ổ

F a2 Hình III.9 Sơ đồ lực tác dụng lên ổ trục II

+ Tính lực dọc trục phụ:

Ta cs Nên chỉ cần kiểm tra cho ổ A

Vậy khả năng tải độn của ổ là :

Với khả năng tải động của ổ đĩa như vậy, cùng với số lần thay đổi ổ là 0 và thời gian phục vụ lên đến 5 năm, chúng ta không thể lựa chọn ổ này Thay vào đó, chúng ta nên chọn một loại ổ đĩa cỡ trung hẹp.

(mm) r ,(mm) ,(mm) C, (kN) (kN)

46309 45 100 25 2,5 1,2 48,1 37,7 b, Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh :

Trong đó là hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục

Như vậy ổ đã thỏa mãn về khae năng tài tĩnh

1.3.1.3.chọn cho trục III Ổ bi đỡ chặn với tra bảng P2.12 chọn ổ là cỡ nhẹ ký hiệu 36206 có các kích thước

Hình III.10 sơ đồ ổ trục III

(mm) r ,(mm) ,(mm) C, (kN) (kN)

36210 50 90 20 2,0 1,0 33,9 27,6 a.Tính kiểm nghiệm theo khả năng tải của ổ

Hình III.11 Sơ đồ lực tác dụng lên ổ trục III

⇰ + Tính lực dọc trục phụ:

Ta cs Nên chỉ cần kiểm tra cho ổ B

Vậy khả năng tải động của ổ là :

Vậy ổ bi đỡ chặn trên trục III đã thỏa mãn khả năng tải động b, Kiểm nghiệm ổ theo khả năng tải tĩnh :

Trong đó là hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục Theo bảng 11.6 :

Như vậy ổ đã thỏa mãn về khả năng tài tĩnh

Thiết kế các kích thước của vỏ hộp

Vỏ hộp giảm tốc giữ vai trò quan trọng trong việc duy trì vị trí tương đối giữa các bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp đặt, chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết máy khỏi bụi bẩn.

Chỉ tiêu chính của vỏ hộp giảm tốc là đảm bảo độ cứng cao và khối lượng nhẹ Hộp giảm tốc bao gồm các thành phần như thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích và gối đỡ.

Chọn kết cấu vỏ hộp giảm tốc đúc với vật liệu dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX15-32.

1.1 Chọn bề mặt ghép nắp và thân

Bề mặt ghép của vỏ hộp, bao gồm nắp và thân, thường nằm trên đường tâm của các trục, giúp việc lắp ghép các chi tiết trở nên thuận tiện hơn Sau khi lắp ghép các chi tiết như bánh răng, bạc, ổ vào trục mà không phụ thuộc vào các trục khác, từng trục sẽ được đặt vào vỏ hộp một cách dễ dàng.

Chọn bề mặt lắp ghép song song với mặt đế

1.2 Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp

Hình dạng nắp và thân của hộp được quyết định bởi số lượng và kích thước bánh răng, vị trí mặt ghép, sự phân bố các trục, cùng với các yếu tố kinh tế, độ bền và độ cứng.

Các kích thước cơ bản của vỏ hộp được xác định theo bảng 18.1 trang 85-[2]:

Quan hệ kích thước các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc

Tên gọi Biểu thức tính toán

+ Bulông ghép bích nắp và thân d 3

+ Vít ghép nắp cửa thăm d 5

5 d M d = ÷ - Mặt bích ghép nắp và thân :

+ Chiều dày bích thân hộp S 3

+ Chiều dày bích nắp hộp S 4

+ Bề rộng bích nắp và thân K 3

+ Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D 3 , D 2

+ Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K 2

+ Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E 2 và C (k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)

Phụ thuộc tâm lỗ bu lông và kích thước mặt tựa

+ Chiều dày khi không có phần nồi S 1

+ Bề rộng mặt đế hộp K 1 và q

- 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

L , B - chiều dài và rộng của hộp

Hộp giảm tốc đông trục yêu cầu thiết kế gối đỡ bên trong với chiều dày bằng 0,6 δ chọn Do không thể bôi trơn chung cho hai cấp bánh răng, việc khoét lỗ trên vách là không cần thiết Nắp hộp được kết nối với thân bằng hai vít cấy có kích thước d2, đồng thời sử dụng thêm hai chốt để định vị nắp và thân ổ.

TÍNH CHỌN CÁC CHI TIẾT MÁY PHỤ

Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32.

2 Vòng phớt Để nhằm bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ Những chất này làm ổ chóng bị mài mòn và bị han rỉ Ngoài ra còn đề phòng dầu chảy ra ngoài ta dùng vòng phớt :

Vòng có thiết kế gồm ba rãnh hình tam giác với góc ở đỉnh là 60 độ và khoảng cách giữa các đỉnh là 3 mm Mép trong của vòng cách thành hộp 2 mm, trong khi khe hở giữa vỏ và mặt ngoài của vòng ren là 0,4 mm.

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, dẫn đến áp suất gia tăng Để điều chỉnh áp suất và khí bên trong cũng như bên ngoài hộp, người ta sử dụng nút thông hơi Nút thông hơi thường được lắp đặt trên nắp cửa thăm hoặc tại vị trí cao nhất của nắp hộp.

Hình 5.3 Hình dạng và kích thước nút thông hơi

Kết cấu đã được tiêu chuẩn hoá và được cho như hình vẽ :

Hình 5.4 Hình dạng và kích thước que thăm dầu

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp sẽ bị bẩn do bụi bặm và hạt mài, hoặc có thể bị biến chất, vì vậy cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, hộp có lỗ tháo dầu ở đáy, và trong quá trình làm việc, lỗ này được bịt kín bằng nút tháo dầu Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu được ghi trong bảng 18.7.

Hình 5.5 Hình dạng và kích thước nút tháo dầu

Cửa thăm được thiết kế trên đỉnh hộp để kiểm tra và quan sát các tiết máy bên trong, đồng thời thuận tiện cho việc đổ dầu vào hộp Kích thước của cửa thăm được chọn dựa trên bảng 17-5[2]/90, như được thể hiện trong hình vẽ.

Hình 5.6 Kích thước nắp quan sát

Tra bảng 18.5[2], ta chọn kích thước của nắp hộp quan sát như sau:

Mặt ghép giữa nắp và thân hộp phải nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân trước, trong và sau khi gia công, lỗ trụ lắp trên nắp và thân được gia công đồng thời Việc sử dụng 2 chốt định vị giúp giữ cho nắp và thân ổn định, ngăn ngừa biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bulông.

Hình 5.8 Kích thước chốt định vị

9 Ống lót Ống lót được dùng để đỡ ổ lăn, để thuận tiện khi lắp ghép và điều chỉnh bộ phận ổ, đồng thời tránh cho ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, ống lót làm bằng vật liệu GX15-32, ta chọn kích thước của ống lót như sau:

- Chiều dày δ = 6…8 mm, ta chọn δ = 6 (mm)

- Chiều dày vai δ 1 và chiều dày bích δ 2 δ 1 = δ 2 = δ

- Đường kính lỗ lắp ống lót:

-Theo bảng 18-2[2] chọn vít M8 số lượng 6 chiếc.

CHỌN DẦU MỠ BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC

• Phương pháp bôi trơn : vì vận tốc vòng v

Tiêu đề	Hộp Giảm Tốc Bánh Răng Trụ Thẳng
Thể loại	Đồ án môn học

Định dạng
Số trang	99
Dung lượng	1,47 MB