Đồ án thiết kế đề số 11 phương án 18 thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí.. Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộ

ĐẠI HỌC QUỐC GIA TP HỒ CHÍ MINH TRƯỜNG

ĐẠI HỌC BÁCH KHOA KHOA CƠ KHÍ

BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY

Thành phố Hồ Chí Minh – 2022

3

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 4

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 5

1.1 Chọn động cơ điện 5

1.2 Phân phối tỉ số truyền 6

1.3 Xác định công xuất , moomen và số vòng quay trên các 6

PHẦN 2: TÍNH TOÁN BỘ THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 8

2.1 Thiết kế bộ truyền đai 8

2.2 Tính toán bộ truyền bánh răng 12

PHẦN 3 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC , THEN VÀ CHỌN Ổ LĂN 24

3.1 Tính toán thiết kế trục và then .24

3.2 Tính toán thiết kế 26

3.3 Tính toán thông số và kiểm nghiệm độ bền các trục: 35

3.4 Thiết kế then 39

3.5 Chọn nối trục: 40

3.6 Tính chọn ổ lăn .41

PHẨN 4 : THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 46

PHẦN 5 : CÁC CHI TIẾT PHỤ 48

PHẦN 6 : BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP 52

TÀI LIỆU THAM KHẢO 55

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu

Đồ án thiết kế giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí ,

và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí

Em chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Văn Thạnh, các bạn khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy

Sinh viên thực hiện:

Nguyễn Hoàng Long

5

ĐỀ SỐ 11: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN

Số liệu thiết kế của phương án 18:

 Công suất trên trục thùng trộn, P(KW): 5,1

 Số vòng quay trên trục thùng trộn,n(v/p): 34

 Thời gian phục vụ,L(năm) : 4

 Quay một chiều, làm việc 4 năm, tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 352 ngày, ngày làm 2 ca,1 ca làm việc 8 giờ)

 Chế độ tải:t1=47 ,t2=38 ,t3=58 ,T1=T,T2=0.2T,T3=0.4T

Trong đó hiệu suất các bộ truyền ta chọn từ Bảng 3.3 của tài liệu [3]:

d 0,95 : hiệu suất của bộ truyền đai

Tỷ số truyền của bộ truyền đai thang : ud = 3,4

Tỷ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp : uh = 12

Do đó số vòng quay đồng bộ của động cơ:

n sb  n lv u ch  34.40,8  1387vg / ph

 3,4

Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb  1224vg / ph

Động cơ được chọn phải thỏa mãn các điều kiện sau:

Theo Bảng P1.3, Phụ lục của tài liệu [1] với ta chọn động cơ sau có thông số sau:

Vận tốc quay (vòng/phút)

Hệ số công suất cosφ

Hiệu suất η

𝑇𝑚𝑎𝑥

𝑇𝑑𝑛

𝑇𝐾

𝑇𝑑𝑛4A132M4Y3 5,5 1425 0,85 85,5% 2,2 2,0

1.2 Phân phối tỉ số truyền :

u1   (0, 01 0, 02).u

Theo bảng 3.1 tài liệu [1] ta có tỷ số truyền

u1 = 4,05

u2 = 2,97

 Bộ truyền đai thang:

Tỉ số truyền đai thang được tính lại là u d  u ch

u hgt  41,9 12,1  3, 4

1.3 Xác định công xuất , moomen và số vòng quay trên các :

Tính toán công suất trên trục:

Trục công tác: P = 4,015 (kW) Trục 3: P3 = P

ηol.ηnt= 5,1

0,95.1 = 5,37 (kW)Trục 2: P2 = P3

η ol η br = 5,37

0,99.0,96= 5,65 (kW) Trục 1: P1 = P2

u nt =34,84

1 = 34,84 (vòng/phút) Tính momen xoắn các trục:

𝑇𝑙𝑣 = 9,55 106𝑃𝑙𝑣

𝑛𝑙𝑣 = 9,55 10

6 5,3734,84 = 1471971,87 (𝑁𝑚𝑚)

d

2.1 Thiết kế bộ truyền đai

Công suất truyền: P=6,58 kW

Theo (hình 4.22 - trang 152-tài liệu [3] ) chọn số hiệu đai là A

Bảng 2.1 : Thông số chọn loại đai

bp,mm bo,mm h,mm y2,mm A,mm2 Chiều dài

1620  a  415,5

thấy khoảng cách trục thỏa mãn

2.1.1.5 Số vòng chạy i của đại trong 1 giây 2.(d1  d2 )  a  0,55.(d1  d2 )  h ta

i  v i

L

 13, 741  4,9075 2,8

- Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz, ta chọn sơ bộ bằng 1

- Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng: Cr=0,9 ( do dao động nhẹ)

- Hế số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai:

6 6

→ Cl = 1

Theo bảng 4.8 của tài liệu [3] với loại đai B có Lo=2240mm, d1min=125mm và vận tốc

v=13,741 thì [Po]=2,661

z = PIKđ[P0]CαClCuCz =

6,58.1,1

Ta chọn z=4 đai (thỏa điều kiện chọn ban đầu)

2.1.1.8 Định các kích thước chủ yếu của đai:

2.1.1.9 Lực căng đai ban đầu:

Lực căng do lực li tâm sinh ra : 𝐹𝑣 = 𝑞𝑚𝑣2 = 0,178 13,432 =32,1 N (với 𝑞𝑚 = 0,178 kg/m bảng 4.22TL1)

Lực căng trên 1 đai : 𝐹0 = 780𝑃𝐼 𝐾đ

Bảng 2.2 : Thông số bộ truyền đai thang, mm:

Thông số Kí hiệu Giá trị

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

2.2 Tính toán bộ truyền bánh răng

2.2.1 Các thông số kỹ thuật:

+ Thời gian phục vụ: 4 năm;

+ Quay 1 chiều, tải trọng tĩnh,352 ngày/ 1 năm, 2 ca/1 ngày,8 tiếng /1 ca Suy ra 𝐿

+ Cặp bánh răng cấp chậm ( bánh răng trụ răng thẳng):

Tỉ số truyền: ubrt= 2,97 ;

Số vòng quay trục dẫn: n56=103.48 (vòng/phút);

Moment xoắn T trên trục dẫn : T3= 521,43 (N.mm);

+ Cặp bánh răng cấp nhanh ( bánh răng trụ răng nghiêng):

Tỉ số truyền: ubrn= 4,05;

Số vòng quay trục dẫn :n12= 419,11 (vòng/phút);

Moment xoắn T trên trục dẫn:T1= 141,047 (N.mm);

2.2.2 Xét cặp bánh răng cấp chậm ( bánh răng trụ răng thẳng-

bánh răng 5,6):

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế,

ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau:

Tra bảng 6.1 trang 92, tài liệu [1]

Vật liệu Nhiệt luyện Độ rắn HB

[𝜎𝑏] (MPa)

[𝜎𝑐ℎ] (MPa) Bánh chủ động Thép 45 Tôi cải thiện 241÷285 850 580 Bánh bị động Thép 45 Tôi cải thiện 192÷240 750 450

Độ rắn 𝐻𝐵1 = 245 ; Độ rắn 𝐻𝐵2 = 230 1.1.1.1 Xác định các thông số cho phép:

Theo bảng 6.2 trang 93 tài liệu [1], với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB

180 … 350 thì giới hạn mỏi tiếp xúc 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚𝑜 và mỏi uốn 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚𝑜 cho phép:

 Số chu kì làm việc cơ sở:

Theo công thức (6.5) trang 93 tài liệu [1]: 𝑁𝐻𝑜 = 30𝐻𝐻𝐵2,4 ; do đó:

𝑁𝐻𝑜1 = 30𝐻𝐻𝐵2,4 = 30  2452,4 = 1,6  107

𝑁𝐻𝑜2 = 30𝐻𝐻𝐵2,4 = 30  2302,4 = 1,39  107

𝐿 = 4 × 2 × 352 × 8 = 22528 giờ

𝑁𝐻𝑜: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

 Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng:

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC Theo công thức (6.7) trang 93 tài liệu [1]: 𝑁𝐻𝐸 = 60𝑐 ∑ ( 𝑇𝑖

𝑇 )3× 38

47+38+58+ (0,4𝑇

𝑇 )3×58

[𝜎𝐻1] =𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚1

𝑜 𝐾𝐻𝐿1

𝑆𝐻 =

560 × 11,1 = 509,09 MPa [𝜎𝐻2] =𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚2

𝑜 𝐾𝐻𝐿2

𝑆𝐻 =

530 × 11,1 = 481,81 MPa

Với bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh :

[𝜎𝐻] =[𝜎𝐻1] + [𝜎𝐻2]

509,09 + 481,81

2 = 495,45 MPa < 1,25[𝜎𝐻]𝑚𝑖𝑛Với bộ truyền bánh răng thẳng cấp chậm :

𝑇 )6× 38

47+38+58+ (0,4𝑇

𝑇 )6×58

47+38+58) × 22528 = 4,62 × 107

Ta có: 𝑁𝐹𝑂 - số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; 𝑁𝐹𝑂 = 4 × 106đối với tất cả các loại thép

Vì 𝑁𝐹𝐸2 = 23,9 × 107 > 𝑁𝐹𝑂 = 4 × 106 do đó 𝐾𝐹𝐿2 = 1, tương tự 𝐾𝐹𝐿1 = 1 Theo công thức 6.2a trang 93, tài liệu [1]:

1,75 = 236,57 MPa

 Ứng suất quá tải cho phép:

Theo công thức 6.13 và 6.14, trang 95 tài liệu [1]

[𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥 = 2,8𝜎𝑐ℎ2 = 2,8 × 450 = 1260 MPa [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 0,8𝜎𝑐ℎ1 = 0,8 × 580 = 464 Mpa [𝜎𝐹2]𝑚𝑎𝑥 = 0,8𝜎𝑐ℎ2 = 0,8 × 450 = 360 Mpa

Tính toán bồ truyền cấp nhanh (phân cấp) có :

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

Lấy khoảng cách trục tiêu chuẩn 𝒂𝒘𝟏 = 𝟏𝟔𝟎 𝐦𝐦

1.1.1.2 Xác định các thông số ăn khớp

𝑚𝑛 = (0,01 ÷ 0,02)𝑎𝑤1 = 1,6 ÷ 3,2 Tra bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu [1] chọn modun pháp 𝒎𝒏 = 𝟐,5

Chọn sơ bộ 𝛽 = 35° (bánh răng nghiêng HGT phân đôi)

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

𝑧1 = 2𝑎𝑤1cos𝛽

𝑚𝑛(𝑢 + 1)=

2 × 160 × cos(35)2.5 × (4,05 + 1) = 20,8 Chọn 𝒛𝟏 = 𝟐𝟏𝐫ă𝐧𝐠

𝑍𝑀 = 274 MPa1⁄3: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng 6.5 tài liệu [1])

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

𝑍𝐻 = √2cos𝛽𝑏

sin2𝛼𝑡𝑤 = √

2 × cos(27,601°)sin(2 × 22,702°) = 1,58 Với:

(với 𝛼𝑡 là góc profin răng và 𝛼𝑡𝑤 là góc ăn khớp)

𝑍𝜀: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

Do đó, theo công thức (6.36c) tài liệu [1]:

𝑍𝜀 = √1

𝜀𝛼 = √

11,704 = 0,831

𝐾𝐻 – hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: Theo công thức (6.39) tài liệu [1]:

Theo công thức (6.42) tài liệu [1], ta có:

𝑣𝐻 = 𝛿𝐻× 𝑔0× 𝑣 × √𝑎𝑤

𝑢𝑚 = 0,002 × 82 × 1,38 × √

1604,09 = 1,42

Với 𝛿𝐻 = 0,002: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu [1]) ; 𝑔0 = 82: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu [1]))

Như vậy, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

do đó theo (6.1) và (6.1a) tài liệu [1]:

[𝜎𝐻]𝑐𝑥 = [𝜎𝐻]𝑍𝑣𝑍𝑅𝐾𝑥𝐻 = 495,45 × 1 × 0,95 × 1 = 470,68 (2)

Như vậy, từ (1) và (2) ta có: 𝜎𝐻 < [𝜎𝐻]𝑐𝑥, cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc

Kiểm nghiệm về độ bền uốn

 Điều kiện bền uốn:

𝑧𝑣1 = 𝑧2

cos3𝛽 =

86cos3(33,28°)= 147,19 Theo bảng 6.7 tài liệu [1], 𝐾𝐹 = 1,2 ; Với bánh răng nghiêng 𝑣 = 1,38 m/s <

10 m/s, CCX 9 nên theo bảng 6.14 [1], chọn 𝐾F = 1,37, theo (6.47) tài liệu (*) hệ

số

𝑣𝐹 = 𝛿𝐹 × 𝑔0 × 𝑣 × √𝑎𝑤

𝑢𝑚 = 0,006 × 73 × 1,38√

1604,09 = 3,78 Với 𝛿𝐹 = 0,006: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu [1]) ; 𝑔0 = 73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 6.16 tài liệu [1])) Do đó theo công thức 6.46

𝐾𝐹𝑣 = 1 + 𝑣𝐹𝑏𝑤𝑑𝑤1

2𝑇1𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼 = 1 +

3,78 × 48 × 62,86

2 × 70523,85 × 1,2 × 1,37 = 1,05 Vậy: 𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛼𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝑣 = 1,2 × 1,37 × 1,05 = 1,73

Hệ số dạng răng 𝑌𝐹 theo bảng 6.18 tài liệu [1]

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

𝑌𝛽 = 1 − 𝛽

140 = 1 −

33,28°

140 = 0,762 Với 𝑚 = 2,5 mm, 𝑌𝑠 = 1,08 – 0,0695𝑙𝑛(1,5) = 1,016; 𝑌𝑅 = 1 (bánh răng phay); 𝐾𝑥𝐹 = 1

(𝑑𝑎 < 400 mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1]:

Kiểm nghiệm răng về quá tải

Với hệ số quá tải:

𝐾𝑞𝑡 =𝑇𝑚𝑎𝑥

𝑇 = 1 Theo (6.48) tài liệu [1] ứng suất tiếp quá tải:

𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 = [𝜎𝐻]√𝐾𝑞𝑡 = 470,7 × √1 = 470,7 MPa < [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥 = 1260 Mpa Theo (6.49) tài liệu [1]:

𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1𝐾𝑞𝑡 = 64,73 × 1 = 64,73 MPa < [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 464 Mpa

𝝈𝑭𝟐𝒎𝒂𝒙 = 𝝈𝑭𝟐𝑲𝒒𝒕 = 𝟔𝟏, 𝟑𝟏 × 𝟏 = 𝟔𝟏, 𝟑𝟏𝐌𝐏𝐚 < [𝝈𝑭𝟐]𝒎𝒂𝒙= 𝟑𝟔𝟎 𝐌𝐩𝐚 Bảng kích thước và thông số bộ truyền cấp nhanh

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

Lấy khoảng cách trục tiêu chuẩn 𝑎𝑤2 = 𝟐𝟓𝟎 mm

1.1.3 Xác định các thông số ăn khớp

𝑚𝑛 = (0,01 ÷ 0,02)𝑎𝑤2 = 2,5 ÷ 5 Tra bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu [1] chọn modun pháp 𝑚𝑛 = 3

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

𝑧1 = 2𝑎𝑤2

𝑚𝑛(𝑢 + 1)=

2 × 250

3 × (2,97 + 1)= 39,8 Chọn 𝒛𝟏 = 𝟒𝟎 𝐫ă𝐧𝐠

cos𝛼𝑡𝑤 =𝑧𝑡𝑚𝑐𝑜𝑠𝛼

(40 + 118) × 3 × cos(20°)

2 × 250,5 = 0,939

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức (6.33) tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

𝜎𝐻 =𝑍𝑀𝑍𝐻𝑍𝜀

𝑑𝑤1 √

2𝑇2𝐾𝐻(𝑢𝑚+ 1)

𝑏𝑤𝑢Trong đó:

𝑍𝑀 = 274 MPa1⁄3: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng 6.5 tài liệu [1])

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

𝑍𝐻 = √ 2

sin2𝛼𝑡𝑤 = √

2sin(2 × 20°)= 1,76

𝑍𝜀: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, xác định (6.36a) như sau:

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

𝐾𝐻 – hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: Theo công thức (6.39) tài liệu [1]:

9 ; với 𝑣 = 0,68 m/s > 2,5 m/s, theo bảng 6.14 [1] với CCX 9 chọn 𝐾𝐻𝛼 = 1,13 Theo công thức (6.42) tài liệu [1], ta có:

𝑣𝐻 = 𝛿𝐻 × 𝑔0 × 𝑣 × √𝑎𝑤2

𝑢𝑚 = 0,006 × 73 × 0,76 × √

2502,976= 3,05

Với 𝛿𝐻 = 0,006: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu [1]) ; 𝑔0 = 73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu [1]))

Như vậy, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

𝜎𝐻 =𝑍𝑀𝑍𝐻𝑍𝜀

𝑑𝑤2 √

2 × 𝑇2𝐾𝐻(𝑢𝑚+ 1)

𝑏𝑤𝑢

đó theo (6.1) và (6.1a) tài liệu [1]:

[𝜎𝐻]𝑐𝑥 = [𝜎𝐻]𝑍𝑣𝑍𝑅𝐾𝑥𝐻 = 481.8 × 0,95 × 0,9 × 1 = 411.94 (2)

Như vậy, từ (1) và (2) ta có: 𝜎𝐻 < [𝜎𝐻]𝑐𝑥 nên đảm bảo độ bền tiếp xúc

Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Điều kiện bền uốn:

số

𝑣𝐹 = 𝛿𝐹 × 𝑔0× 𝑣 × √𝑎𝑤

𝑢𝑚 = 0,016 × 79 × 0,76 × √

2502,976 = 8,8

Với 𝛿𝐹 = 0,016: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu [1]) ; 𝑔0 = 73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu [1])) Do đó theo công thức 6.46

𝐾𝐹𝑣 = 1 + 𝑣𝐹𝑏𝑤𝑑𝑤3

2𝑇1𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝛼 = 1 +

9,32 × 88 × 125,94

2 × 521429,26 × 1,03 × 1,37 = 1,07 Vậy: 𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛼𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝑣 = 1,37 × 1,02 × 1,09 = 1,52

Hệ số dạng răng 𝑌𝐹 theo bảng 6.18 tài liệu [1], với hệ số dịch chuyển 𝑥1 =

CHƯƠNG 3 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC 0,46 ; 𝑥2 = 1,168

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

𝑌𝛽 = 1 Với 𝑚 = 2,5 mm, 𝑌𝑠 = 1,08 – 0,0695𝑙𝑛(2,5) = 1,016; 𝑌𝑅 = 1 (bánh răng phay); 𝐾𝑥𝐹 = 1 (𝑑𝑎 < 400 mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1]:

Vậy độ truyền thỏa mãn độ bền uốn

Kiểm nghiệm răng về quá tải

Với hệ số quá tải:

𝐾𝑞𝑡 =𝑇𝑚𝑎𝑥

𝑇 = 1 Theo (6.48) tài liệu [1] ứng suất tiếp quá tải:

𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥 = [𝜎𝐻]√𝐾𝑞𝑡 = 481,8 × √1 = 481,8 MPa < [𝜎𝐻]𝑚𝑎𝑥 = 1260 Mpa Theo (6.49) tài liệu [1]:

𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1𝐾𝑞𝑡 = 58,71 × 1 = 58,71 MPa < [𝜎𝐹1]𝑚𝑎𝑥 = 464 Mpa

𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2𝐾𝑞𝑡 = 59,92 × 1 = 59,92MPa < [𝜎𝐹2]𝑚𝑎𝑥 = 360 Mpa

Bảng kích thước và thông số bộ truyền cấp chậm

Kiểm nghiệm điều kiện bôi trơn ngâm dầu

Tính từ tâm thì mức dầu phải cách tâm lớn hơn 2R/3 của bánh răng lớn nhất (điều này đảm bảo mức dầu sẽ thấp hơn 2R/3 của tất cả bánh răng)

Mức dầu phải cao hơn đỉnh phía dưới của bánh lớn là 10mm

Ta có điều kiện:

𝑑𝑎2

2 − 10 >

𝑑𝑎43

→ 122 > 116,6 Vậy điều kiện bôi trơn ngâm dầu được thỏa mãn

CHƯƠNG 4 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, THEN TRONG HỘP GIẢM TỐC VÀ KHỚP NỐI

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, THEN TRONG HỘP GIẢM TỐC VÀ

KHỚP NỐI Thông số thiết kế:

Moment xoắn trên các trục:

Trục I: 𝑇1 = 141047,69 Nmm

Trục II: 𝑇2 = 521429,26 Nmm

Trục III: 𝑇3 = 1471971 Nmm

Qui ước các kí hiệu

𝑘 ∶ số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

𝑖 ∶ số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

𝑖 = 0 ; 1 ∶ các tiết diện trục lắp ổ

𝑖 = 2 𝑠 ∶ với s là số chi tiết quay

𝑙𝑘1 : khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k

𝑙𝑘𝑖: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k

𝑙𝑚𝑘𝑖: chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục

𝑙𝑐𝑘𝑖: khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ

𝑏𝑘𝑖: chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k

Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục:

Vật liệu dùng làm trong thiết kế, chế tạo trục ở các hộp giảm tốc thường là thép 45 thường hóa Tra bảng 6.1, tài liệu [1] về cơ tính của một vật liệu, ta có  𝑏 = 600 MPa

; ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = 12 ÷ 20 MPa

3

= (32,79 ÷ 38,87) mm

= (50,7 ÷ 60,12) mm Đường kính trục thứ III :

𝑑3 = √ 𝑇3

0,2[𝜏]

3

= √ 1471971,870,2 × (15 ÷ 20)

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

Tra bảng 10.3 tài liệu [1], có:

𝑘1 = 7 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay

𝑘2 = 10 mm: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp

𝑘3 = 15 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

ℎ𝑛 = 15 mm : chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông

Chọn 𝑙𝑚22 = 89 mm