đồ án cdio 2 xác định động cơ và phân phối tỷ số truyền

Muốn thực hiện được điều đó một trong những ngành cần quan tâm phát triển nhất đó là ngành cơ khí chế tạo máy vì ngành cơ khí chế tạo máy đóng vai trò quan trọng trong việc sản xuất ra c

XÁC ĐỊNH ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Xác định công suất cần thiết của động cơ

Công suất trên trục công tác:

Hiệu suất chung của hệ thống truyền động: (ở đây hiệu suất chỉ tính cho 1 cặp bánh răng phân đôi vì khi tính dòng công suất sẽ được nhập lại) η=ηkn.η ηx br 2

.ηol 4 = 1 0,93 0,97 0,99 0,84 2 4 Với: η kn = 1: Hiệu suất khớp nối η x = 0,93: Hiệu suất bộ truyền xích η br = 0,97: Hiệu suất một cặp bánh răng η ol = 0,99: Hiệu suất một cặp ổ lăn

Công suất cần thiết trên trục động cơ:

Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ

Số vòng quay trên trục công tác: nlv = 60000 v π.D = 60000 1.08 π 350 = 58.96 (Phν )

Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động (sơ bộ) usb: usb=uh.ux

Với: uh : Tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp (8÷40) u x = 2.5: Tỷ số truyền của bộ truyền xích (2÷5)

Số vòng quay trên trục sơ bộ: n sb = u sb n ct = 25 58.96 = 1474.5 (phv )

Chọn động cơ

Động cơ phải thỏa điều kiện sao:

SVTH: Trần Công Quý, Nguyễn Phan Việt Hoàng

GVHD:Th.S Nguyễn Trọng Tuấn

Ta có: P ct = 3,07 KW; n sb = 1474.5 (phv )

Tra bảng (P1.3) (giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí)

Ta chọn động cơ 4A100S4Y3 có các thông số sau:

Vận tốc quay ( v ph) cos φ η % Tmax

Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động được xác định theo công thức ut= n dc nct

= 1 420 58.9 = 24.1 Tra bảng 3.1 trg 43 (giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí), ta chọn u h →u 1 = u 2 =√uh = 3,16

Với u1= 3,16: tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh u 2 = 3,16: tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm

Vì vậy tỷ số truyền xích là: ux = u t uh

Tính toán các thông số động học

1.5.1 Số vòng quay trên các trục

- Trục công tác: n ct = 58,9 (Phν )- Trục động cơ: n dc = 1420 (Phν )

- Kiểm tra sai số tốc độ trục công tác:

GVHD:Th.S Nguyễn Trọng Tuấn δ %= n 4 −n ct nct

58,9 100% = 0,71%¿ 4% (kết quả đạt yêu cầu) 1.5.2 Công suất trên các trục

Công suất trên trục công tác :

Công suất trên trục III:

= 2,58 0,93.0,99= 2,8 KW Công suất trên trục II:

P I = P II η (I−II) = P II ηbr.ηol

= 2,92 0,97.0,99= 3,04 KW Công suất trên trục dc:

1.5.3 Momen xoắn trên các trục:

Momen xoắn trên trục động cơ:

1420 = 20646,83 (Nmm) Momen xoắn trên trục I:

1420 = 20455,07 (Nmm) Momen xoắn trên trục II:

449,37 = 62055,77 (Nmm) Momen xoắn trên trục III:

142,21 = 188031,78 (Nmm) Momen xoắn trên trục công tác:

Bảng thông số động học

Trục Động cơ I II III IV( Ptang)

Tỷ số truyền u Ukn= 1 U = 3,161 U2=3,16 Ux =2,41

TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

Thiết kế bộ truyền xích

2.1 Chọn loại xích Chọn xích ống con lăn :

2.2 Chọn số răng đĩa xích :

Tỉ số truyền thực tế : u = = = 2.44 t

Bước xích p được tra bảng với điều kiện P ≤[P], trong đó:t

Pt – Công suất tính toán: P = P.k.kt z.kn

Chọn bộ truyền xích thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ nhất là:

Do vậy ta tính được: kz – Hệ số hở răng: k z =Z 01

25=1,0 kn – Hệ số vòng quay: k n =n 01 nIII

= 200 142.21=1.4 k – Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: Tra bảng 0 B5.6

82[1]với α = 0 ta được 0 k0 = 1 ka – Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:

82 [1]ta được k = 1,0a k – Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích: đc

82 [1]=> k = 1,1đc k – Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn: Tra bảng bt B5.6

82[1], ta được k = 1,3bt k – Hệ số tải trọng động: Tra bảng đ B5.6

- đặc tính êm kc – Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: Tra bảng B5.6

82[1]với số ca làm việc là 1 ca được k = 1c k = k0k k k k ka đc bt đ c = 1.1.1,1.1,3.1.1= 1,43

Công suất cần truyền P = 2,8(KW)

81[1]với điều kiện { ¿P t =5,61( KW ≤) [P] ¿n 01 0 ta được:

Bước xích: p = 25,4 (mm) Đường kính chốt: d = 7,95 (mm)c

Công suất cho phép: [P] = 11 (KW)

2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích

Chọn sơ bộ khoảng cách trục: a = 40.p = 40.25,4 = 1015 (mm)

Số mắt xích (Công thức 5.12 85 ): x=2 a p+0.5(Z 1 +Z 2 )+(Z¿ ¿2−Z1) 2 p

(4 π 2 1015) =¿ ¿123,7 Chọn số mắt xích là chẵn: x = 124

Tính lại khoảng cách trục (Công thức 5.13

85): a = 0,25p[x - 0,5(zc 2 +z1) + √¿¿ ] a = 0,25.25,4[124- 0,5(61 +25) + √¿¿] a = 1018.3 mm Để xích không quá căng cần giảm a một lượng:

Do đó khoảng cách trục là:

Số lần va đập của xích i: Tra bảng với loại xích ống con lăn, bước xích p 25,4 (mm) => Số lần va đập cho phép của xích: [i] = 30 i=4 v

15 124 =1,91 ≤[i]0 (Công thức 5.14 85 ) 2.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền

Q – Tải trọng phá hỏng: Tra bảng với p = 25,4 (mm) ta được:

Khối lượng 1m xích: q = 2,6 (kg). kđ – Hệ số tải trọng động:

Do làm việc ở chế độ trung bình => k = 1đ

Ft – Lực vòng: F = t 1000 P v = 1000 2,8 1,51 54 KW Với v: = Z 1 p n 1

Fv – Lực căng do lực ly tâm sinh ra: F = q.v = 2,6.1,51 =5,93 (N)v 2 2

F0 – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:

, trong đó: kf – Hệ số phụ thuộc độ võng của xích: Do α = 0 => k = 6 0 f

[s] – Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng với p = 25,4 (mm); n1 = 142,21 (v/ph) ta được [s] = 8,2

: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

2.6 Xác định thông số của đĩa xích

GVHD:Th.S Nguyễn Trọng Tuấn Đường kính vòng chia: (Công thức 5.17

86 [1]) Đường kính vòng chia đĩa dẫn : dc1 p sin180 °

25,4 sin180 25 = 202,7 (mm) Đường kính vòng chia đĩa bị dẫn : dc2 p sin180 °

25,4 sin180 ° 61 = 493,4 (mm) Đường kính đỉnh răng đĩa dẫn: da1 = p[ 0,5+cotg 180 ° Z 1 ] = 25,4 [ 0,5+cotg 180 ° 25 ] !3,8

(mm) Đường kính đỉnh răng đĩa bị dẫn : da2 = p[ 0,5+cotg 180 ° Z 2 ] = 25,4 [ 0,5+cotg 180 ° 61 ] =

(với đường kính ống con lăn tra theo bảng , ta được 15,88 mm) Đường kính chân răng: df1 = dc – 2r = 202,7 – 2.8,03 = 186,64 mm1 df2 = dc – 2r = 493,4 – 2.8,03 = 477,34 mm2

- Kiểm nghiệm răng đĩa xích bánh dẫn về độ bền tiếp xúc: (Công thức 5.18

Kđ – Hệ số tải trọng động: Theo như mục trên ta đã tra được K = 1đ

A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng với p %,4 (mm);

A = 180 (mm ) 2 kr – Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, tra bảng ở trang 87 tài liệu [1] theo số răng Z = 25 ta được k = 0,421 r kđ – Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy (nếu sử dụng 1 dãy xích

Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích: F = 13.10vđ -7.n p 142,21.25,4

E – Môđun đàn hồi: do E = E = 2,1.10 MPa1 2 5

Cả hai đĩa xích ta chọn vật liệu làm bằng thép 45, Do vậy: σH1¿0,47

Tra bảng ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, với các đặc tính tôi cải thiện:

[σH] = (800-900) ≥ σ = 448,14 (MPa) => đạt yêu cầu kiểm nghiệmH1

- Kiểm nghiệm răng đĩa xích bánh bị dẫn về độ bền tiếp xúc: (Công thức 5.18

Kđ – Hệ số tải trọng động: Theo như mục trên ta đã tra được K = 1đ

A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng với p = 25,4 (mm);

A = 180 (mm ) 2 kr – Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, tra bảng ở trang 87 tài liệu [1] theo số răng Z = 61 ta được k = 0,22 2 r kđ – Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy (nếu sử dụng 1 dãy xích => k =đ

Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích: F = 13.10vđ -7.n p 59.25,4

E – Môđun đàn hồi: do E = E = 2,1.10 MPa1 2 5

Cả hai đĩa xích ta chọn vật liệu làm bằng thép 45, Do vậy: σH2¿0,47√ k r ( F t k đ +F vd ) E/ A.k đ = 0,47 √ 0,22 (1854.1 1,26+ )2,1 10 5 /180.1

Tra bảng ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, với các đặc tính tôi cải thiện:

[σH] = (800-900) ≥ σ = 324,3 (MPa) => đạt yêu cầu kiểm nghiệmH2

2.7 Xác định lực tác dụng lên trục

(N) kx – Hệ số kể đến trọng lượng của xích: k =1,15 (vì α = 0 < 40x 0).

2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

Thông số Ký hiệu Giá trị

Loại xích Xích ống con lăn

Số răng đĩa xích nhỏ Z1 25

Số răng đĩa xích lớn Z2 61

Vật liệu đĩa xích Thép 45 Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 202,7 (mm) Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 493,4 (mm) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ da1 213,8 (mm) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn da2 505,5 (mm)

Bán kính đáy R 8,03 (mm) Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ df1 186,64 (mm) Đường kính chân răng đĩa xích lớn df2 477,34 (mm)

Lực tác dụng lên trục Fr 2132,1 (N)

B - TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC

Thời gian phục vụ, L (năm): 6,5 năm

Hệ thống tải va đập nhẹ

(1 năm làm việc 300 ngày, 1 Ngày làm việc 14 giờ)

Bộ truyền bánh răng cấp chậm:

Tỉ số truyền Số vòng quay trục dẫn Mô men xoắn trên trục dẫn u1 = 3,16 n = 1420(vg/p)1 T 455,07 Nmm1

- Chọn vật liệu bánh nhỏ là thép 45 tôi cải thiện

Có HB = 241 285; 1 σ b 1 = 850 MPa ; σ ch1 = 580 MPa

- Chọn vật liệu bánh lớn là thép 45 tôi cải thiện.

Có HB = 192 240; 2 σ b 2 = 750 MPa ; σ ch2 = 450 MPa

1.2- Xác định ứng suất tiếp xúc [σ H] và ứng suất uốn cho phép [ σ F ] cho phép Theo bảng 6.2-94[1]với thép 45 tôi cải thiện có HB = 180 ÷ 350 thì: σHlim

Trong đó và σ 0 Flim lần lượt là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép tương ứng với số chu kỳ làm việc cơ sơ

SH,SF : lần lượt là hê số an toàn khi tính về ứng suất tiếp và ứng suất uốn

- Chọn độ rắn bánh nhỏ là HB = 245 ; độ rắn bánh lớn HB = 230.1 2

Số chu kỳ cơ sở khi thử về tiếp xúc(Theo Công thức 6.5

Với tải trọng thay đổi nhiều bậc theo công thức 6.7-93[1]

NHE` c n.∑ ( ( T T max i ) 3 t t ck i ) ¿>NHE2` c n2.∑ t i ∑ ( ( T T max i ) 3 t t ck i )`.1 449,37 27300 ( 1 3 1530+0,6 3 15

- Ứng suất tiếp xúc cho phép xác định theo công thức 6.1a-93[1]

- Do đây là cặp bánh răng nghiêng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định theo công thức 6.12-95[1]:

Số chu kỳ làm việc của bộ truyền khi tính về sức bền uốn Theo 6.8-93[1]

N FE ` c.∑ t i ∑ (TT max i ) m F n i tt ck i

Với độ rắn mặt răng HB 350 m = 6F ¿>NFE2` c.n2.∑ t i ∑ ( ( T T max i ) 6 t t ck i ) ¿60.1 449,37.27300 ( 1 6 1530+0,6 6 15

=> N = uFE1 1.NFE2 =3,16.2,87.10 = 12,17.10 (c.kì)8 8 Đối với tất cả các loại thép thì N = 4.10 (số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thửFO 6 uốn)

Với bộ truyền quay một chiều thì: K = 1; S = 1,75 Theo 6.2a-93[1] ta có:FC F

A4.1 1 1,75 #6,57 MPa Ứng suất cho phép khi quá tải: Theo CT 6.13 và 6.14[1] ta có:

- Xác định sơ bộ khoảng cách trục

1.3 -Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng được xác định theo công thức 6.15a-96[1] a w 1 =K a (u 1 ± 1) √ 3 [ σ H T ] 1 2 K u 1 Hβ ψ ba

Ka - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5-96[1])

T1 - Mômen xoắn trên trục bánh chủ động (Trục I) (N.mm)

[ H] - Ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa)

GVHD:Th.S Nguyễn Trọng Tuấn u1 - Tỉ số truyền cấp nhanh u = 3,161

KHβ - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng

Tra bảng 6.7-98[1] ta được: KHβ = 1,13 (sơ đồ 5) ψ ba = bw/aw - Hệ số, trong đó b là chiều rộng vành răngw

Tra bảng 6.6-97[1] chọn: ψba=0,3 do đó theo công thức 6.16-97[1] ψ bd =0,53.ψ ba (u 1 +1)=0,53.0,3 (3,16 1+ )=0,66

Thay các giá trị trên vào công thức ta có: a w 1 =K a (u1± 1).√ 3 [ σ H T ] 1 2 K u 1 Hβ ψ ba C ( 3,16 1 + ) √ 3 20455,07 1,13

Do đề tài thiết kế là hộp giảm tốc đồng trục, nên ta chọn khoảng cách giữa các trục bằng nhau (khoảng cách trục của bộ truyền cấp chậm bằng khoảng cách trục của bộ truyền cấp nhanh và ngược lại), ta chọn:a w 2=a w1 0 mm

1.4- Xác định các thông số ăn khớp và thông số cơ bản của bánh răng

- Modul (m) của bánh răng trụ răng nghiêng được xác đinh như sau: m = (0,01 0,02).a = (0,01 0,02).130 = 1,3 2,6w1

Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn: m = 2

Vì bộ truyền là cặp bánh răng trụ răng nghiêng, chọn sơ bộ góc nghiêng β = (8 ÷

- Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lượt là Z và Z Theo CT 6.19 và 6.20-99[1]1 2 ta có:

Tỉ số truyền thực là: u = Zt 2/Z1 = 95/30 = 3,167

Sai lệch tỷ số truyền: Δu = u t −u u 100% = |3,167 3,16− |

Xác đinh góc nghiêng của răng: cos(β) = m(Z 1 +Z 2 )

Hệ số dịch chỉnh bánh 1 và bánh 2 đối với bánh răng nghiêng, thông thường chọn: x1 = 0 ; x = 0 2

- Xác đinh góc ăn khớp : t = tw2 = arctg = arctg[cos 15tg20 ] ;¿ới α = 20 , TCVN 1065-71 trang 104) o

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

= arctg = arctg(cos20,39 o tg15 o ) = arctg(0,25)

- Đường kính vòng chia: d1 = mZ 1

- Đường kính vòng đỉnh: d a 1 =d 1 +2.(1+x 1 ).mb,12 2.+ (1+0) =.2 66,12 (mm) d a 2 =d 2 +2.(1+x 2 ).m6,7 2.+ (1+0) =.2 200,7 (mm)

- Đường kính vòng đáy: d f 1=d 1 − (2,5−2 x 1).mb,12− ( 2,5 2.0 − ) 2 61,12 = (mm) d f 2 =d 2 − (2,5−2 x 2 ).m6,7− (2,5 2.0− ).2 195,27= (mm)

- Đường kính vòng cơ sở ( với góc profin gốc α = 20 o ): db 1= d1.cosα = 62,12 cos 20X,37(mm) d b 2 = d 2 cosα = 196,7.cos20 = 184,8 (mm)

1.5 - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền cần phải đảm bảo điều kiện σ H ≤[ σ H ]I5,46 MPa (Công thức 6.33-105[1])

GVHD:Th.S Nguyễn Trọng Tuấn σH=ZM.Z ZH ε √ 2.T b 1 w K u H m d ( u w 1 2 m +1 )

Trong đó: um là tỉ số truyền thực,u m = Z 2

T1 : Momen xoắn trên trục bánh chủ động, T = 20455,07 (Nmm)1 bw : Chiều rộng vành răng. bw1=ψba.aw2=0,3.130 39= (mm) dw1 : Đường kính vòng lăn của bánh chủ động. d w 1 =2 aw 1 um+ 1= 2.130

ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu Tra Bảng 6.5-96[1] ta được Z = M

274 Mpa vì bánh răng làm thép 1/3

ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo 6.34-105[1]

Z H =√ sin 2α 2 cos tw2 = √sin 2.20,392cos 14,2=1,72

Hệ số trùng khớp ngang ε α tính theo công thức 6.38b-105[1 ]. εα=[ 1,88 3,2 − ( Z 1 1 + Z 1 2 ) ] cos β = [ 1,88 3,2 − ( 30 1 + 95 1 ) ] cos 15 o ε α =1,68

Hệ số trùng khớp dọc theo công thức 6.38b-105[1]:

Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; Với bánh răng nghiêng có >1, theo công thức 6.36c-105[1] ta có

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

+ KHβ Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng Theo bảng 6.7-98[1] (Sơ đồ 5) K Hβ=1,03

+ KHα Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Tra bảng 6.14-107[1] ta được K Hα =1,08

+ Vận tốc vòng của bánh răng, công thức 6.40-106[1]:

60000 =¿4,6 (m/s) Tra bảng 6.13-106[1] với v ≤ 10, răng nghiêng Chọn cấp chính xác 8 , do đó theo bảng 6.16-107[1] ta được g = 56o

Theo công thức 6.42-107[1] với δ H=0,002 (tra bảng 6.15-107[1]) ta có: v H =δ H g o v √ a u w 1 1 =0,002.56 4,6√ 3,16 130 =¿ 3,3

K H =K Hβ K Hα K Hv =1,03.1,09.1,175 1,3Thay các giá trị trên vào công thức công thức 6.33-104[1] ta được σ H =Z M Z Z H ε √ 2.T b 1 w1 K u H m d ( u w1 m 2 +1 ) ¿274.1,72.0,77 √2.20455,07 1,3 (3,167+1)

39.3,167 62,4 2 $6,34 MPa Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo 6.1-91[1] với v = 4,6 (m/s) < 5(m/s), Z = 1 Với cấp chính xác động học làv

8, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7, khi đó cần gia công đạt độ nhám R = a

2,5 – 1,25àm, do đú Z = 0,95 Với d < 700mm, K = 1, do đú theo 6.1[1] và R a xH

Ta thấy σH$6,34 MPaNFE4` c.n3.∑ t i ∑ ( ( T T max i ) 6 t t ck i ) ¿60.1 142,21 27300.( 1 6 15 30 +0,3 6 3015 ) 1 10 6 ( chukì )

=> N = uFE3 2.NFE4 = 3,16.121 10 6 = 382,36.10 (chu kì) 6 Đối với tất cả các loại thép thì N = 4.10 (số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thửFO 6 uốn)

Với bộ truyền quay một chiều thì: K = 1; S = 1,75 Theo 6.2a-93[1] ta có:FC F

A4.1 1 1,75 #6,57 MPa Ứng suất cho phép khi quá tải: Theo CT 6.13 và 6.14-93[1] ta có:

2.3- Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng được xác định theo công thức 6.15a-96[1] a w 2 =K a (u 2 ± 1) √ 3 [ σ H T ] 2 2 K u 2 Hβ ψ ba

Ka - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5-96[1])

T2 - Mô men xoắn trên trục bánh chủ động (Trục II) (N.mm)

[ H] - Ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa)

[ H] = 495,46(MPa) u2 - Tỉ số truyền cấp chậm, u = 3,162

K Hβ - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng

Tra bảng 6.7-98[1] ta được: K Hβ = 1,03 (sơ đồ5) ψ ba = bw/aw - Hệ số, trong đó b là chiều rộng vành răngw

Theo công thức 6.16-97[1] ψ bd =0,53.ψ ba (u 2+1)=0,53.0,3 (3,16 1+)=0,66

Do đề tài thiết kế là hộp giảm tốc đồng trục, nên ta chọn khoảng cách giữa các trục bằng nhau (khoảng cách trục của bộ truyền cấp chậm bằng khoảng cách trục của bộ truyền cấp nhanh và ngược lại), ta chọn:a w 2=a w1 0 mm

2.4 - Xác định các thông số ăn khớp và thông số cơ bản của bánh răng

- Modul (m) của bánh răng trụ răng thẳng được xác đinh như sau Công thức 6.17

97 [1]:SVTH: Trần Công Quý, Nguyễn Phan Việt Hoàng

GVHD:Th.S Nguyễn Trọng Tuấn m = (0,01 0,02).a = (0,01 0,02).130 = 1,3 2,6w2

Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn: m = 2 (bảng 6.8-99[1])

Vì bộ truyền là cặp bánh răng trụ răng nghiêng, chọn sơ bộ góc nghiêng β = (8 ÷

Theo công thức 6.31-103[1] số răng bánh nhỏ:

Số răng bánh lớn: Z4 = u2.Z3 = 3,16.30 = 94,8 Lấy Z4 (răng) Vậy Z = Z + Z = 30+95= 125 (răng)t2 3 4

Tỷ số truyền thực tế: ut = Z 4

Sai lệch tỷ số truyền: Δu = u t −u u 100% = |3,167 3,16− |

3,16 100% < 2% (thõa mãn) Xác đinh góc nghiêng của răng: cos(β) = m(Z 3 + Z 4 )

Hệ số dịch chỉnh bánh 1 và bánh 2 đối với bánh răng nghiêng, thông thường chọn: x1 = 0 ; x = 0 2

- Xác đinh góc ăn khớp : t = tw2 = arctg = arctg[cos 15tg20 ] ;¿ới α = 20 , TCVN 1065-71 trang 104) o

- Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

= arctg = arctg(cos20,39 o tg15 o ) = arctg(0,25)

- Đường kính vòng chia: d2’ = mZ 3

- Đường kính vòng đỉnh: d a 3 =d 3 +2.(1+ x 1).mb,12 2.+ (1+0) =.2 66,12 (mm) d a 4 =d 4 +2.(1+ x m 2 ) 6,7 2.+ (1+0) =.2 200,7 (mm)

- Đường kính vòng đáy: d f 3=d 3 −(2,5−2 x 1).mb,12− ( 2,5 2.0 − ) 2 61,12 = (mm)

GVHD:Th.S Nguyễn Trọng Tuấn df 4=d4− (2,5−2 x2).m6,7− (2,5 2.0− ).2 195,27= (mm)

- Đường kính vòng cơ sở ( với góc profin gốc ): d b 3 = d 3 cosα = 62,12.cos20 = 58,37 (mm) d b 4 = d 4 cosα = 196,7.cos20 = 184,8 (mm)

2.5 - Kiểm nghiểm răng về độ bền tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền cần phải đảm bảo điều kiện σ H ≤[ σ H ]I5,46 MPa (Công thức 6.33-105[1]) σ H =Z M Z Z H ε √ 2.T b 2 w2 K u H m ( d u w 3 2 m +1 )

Trong đó: um là tỉ số truyền thực,u m = Z 4

T2 : Momen xoắn trên trục bánh chủ động, T = 62055,77 (Nmm)2 bw : Chiều rộng vành răng. bw3=ψba.aw2=0,3.1309 (mm) dw3 : Đường kính vòng lăn của bánh chủ động. dw 3=2 a w 2 um+1=2.130

ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu Tra Bảng 6.5-96[1] ta được Z = M

274 Mpa vì bánh răng làm thép 1/3

ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo 6.34-105[1]

Z H =√ sin 2α 2 cos tw2 = √ sin 2.20,392cos 14,2=1,72

Hệ số trùng khớp ngang εα tính theo công thức 6.38b-105[1 ]. εα=[ 1,88 3,2 − ( Z 1 3 + Z 1 4 ) ] cos β= [ 1,88 3,2 − ( 30 1 + 95 1 ) ] cos 15 o εα=1,68

Hệ số trùng khớp dọc theo công thức 6.38b-105[1]:

Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; Với bánh răng nghiêng có >1, theo công thức 6.36c-105[1] ta có

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

+ K Hβ Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng Theo bảng 6.7-98[1] (Sơ đồ 5) K Hβ =1,03

+ K Hα Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Tra bảng 6.14-107[1] ta được K Hα =1,08

+ Vận tốc vòng của bánh răng, công thức 6.40-106[1]:

60000 =¿1,47 (m/s) Tra bảng 6.13-106[1] với v ≤ 4, răng nghiêng Chọn cấp chính xác 9, do đó theo bảng 6.16-107[1] ta được g = 73o

Theo công thức 6.42-107[1] với δ H =0,002 (tra bảng 6.15-107[1]) ta có: vH=δH.go.v √ a u w 2 2 =0,002.73 1,47√ 3,16 130 =¿ 1,38

KH=KHβ.KHα KHv=1,03.1,08.1,02 1,13Thay các giá trị trên vào công thức công thức 6.33-104[1] ta được σH=ZM.Z ZH ε √ 2.T b 2 w2 K u H m d ( u w3 m 2 +1 )

GVHD:Th.S Nguyễn Trọng Tuấn ¿274.1,72.0,77 √2.62055,77 1,13 (3,16+1)

39.3,167 62,4 2 99,7 MPa Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo 6.1-91[1] với v = 1,47 (m/s) < 5(m/s), Z = 1 Với cấp chính xác động học v là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R = a

2,5 – 1,25àm, do đú Z = 0,95 Với d < 700mm, K = 1, do đú theo 6.1[1] và R a xH

Ta thấy σ H 99,7 MPa[ σ d ] 0 MPa Do đó ta dùng 2 then đặt cách nhau 180 , khi 0 đó mỗi then chịu mô men xoắn:

=> Vậy ứng suất dập cắt mỗi then là: σ d 3 D = 2 T3

Trục d lt b x h t1 T (Nmm) σd(MPa) τc(MPa)

TÍNH TOÁN Ổ LĂN

Chọn ổ lăn cho trục I

Do trục I lắp bánh răng trụ răng nghiêng cho nên thành phần lực tác dụng dọc theo phương dọc trục và hướng tâm.

Vậy ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ chặn cho các gối A và B Bởi vì loại ổ này có khả năng chịu được lực hướng tâm và lực dọc trục.

4.1.2- Chọn sơ bộ kích thước của ổ

Với d = 20 mm tra bảng P2.12-263 [1] ta chọn loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp mang kí hiệu: 46304

Khả năng tải động C = 14,0 kN ; khả năng tải tĩnh C = 9,17 kNo

4.1.3- Kiểm tra khả năng của tải khi làm việc a) Khả năng tải động

- Khả năng tải động được tính theo công thức

Trong đó: m là bậc của đường cong mỏi, đối với ổ bi đỡ thì m = 3

QE là tải trọng động tương đương (kN)

L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng

- Tải trọng động tương đương

- Với Q là tải động qui ước của ổ lăn lắp lên gối thứ i trên trục tính bởi công thức:i

Qi =(X.V.F + Y.Fri a).k kt đ = X.V.F kri t.kđ

X, Y là hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục

Fai, F là tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối i (kN)ri

V là hệ số ảnh hưởng đến vòng quay do vòng trong quay nên V = 1. kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập nhẹ thì k = 1đ kv hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc khi t < 100 C k = 1 o t

- Sử dụng các kết quả tính được ở phần tính trục ta xác định phản lực hướng tâm Fr tại vị trí lắp ổ lăn A và D trên trên trục như sau:

Chọn Q = Q để tính toán vì Q > Q khi đó tải trọng tương đương là:D A B

- Tuổi thọ của ổ lăn được tính bằng triệu vòng quay như sau:

Ta thấy C < C = 14kN Vậy loại ổ đảm bảo khả năng tải độngd b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

- Hệ số tải trọng hướng tâm X và hệ số tải trọng dọc trục Y tra bảng 11.6-221[1] ta 0 0 lấy các giá trị X = 0,5 , Y = 0,47.0 0

- Tải trọng tĩnh tính toán được sẽ là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau:

Chọn Q = Q để kiểm tra vì Q > Q 1 1 0

Do Q = 0,411 kN < C = 9,17 loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh.1 0

Vậy thông số hình học của ổ lăn như sau

4.2- Chọn ổ lăn cho trục II

4.2.1 - Chọn loại ổ lăn phù hợp cho trục truyền :

Do trục II lắp bánh răng trụ răng nghiêng cho nên thành phần lực tác dụng dọc theo phương dọc trục và hướng tâm.

4.2.2 - Chọn sơ bộ kích thước của ổ :

Với d = 25 mm tiến hành tra bảng P2.12[1] chọn loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp mang kí hiệu: 46305

Khả năng tải động C = 21,10 kN, khả năng tải tĩnh C = 14,9 kNo

4.2.3 - Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc a) Theo khả năng tải động

- Sử dụng các kết quả tính được ở phần tính trục ta xác định phản lực hướng tâm Fr tại vị trí lắp ổ lăn A và D trên trên trục như sau:

- Khi đó tải trọng tương đương là:

- Tuổi thọ của ổ lăn được tính như sau:

Ta thấy C < C = 21,10 kN Vậy loại ổ đảm bảo khả năng tải độngd b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh.

Chọn Q = Q để kiểm tra vì Q > Q 1 1 0

Do Q = 2,016 kN < C = 14,9 kN loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh.1 0

Vậy thông số hình học của ổ lăn như sau

4.3 - Chọn ổ lăn cho trục III

4.3.1 - Chọn loại ổ lăn phù hợp cho trục truyền:

Do trục III lắp bánh răng trụ răng nghiêng cho nên thành phần lực tác dụng dọc theo phương dọc trục và hướng tâm.

4.3.2 Chọn sơ bộ kích thước của ổ

Với d 5 mm tra bảng P2.12 chọn loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp mang kí hiệu: 46307

Khả năng tải động C = 33,40kN, khả năng tải tĩnh C = 25,20 kNo

4.3.3 - Kiểm tra khả năng của tải khi làm việc a) Khả năng tải động

- Sử dụng các kết quả tính được ở phần tính trục ta xác định phản lực hướng tâm Fr tại vị trí lắp ổ lăn A và B trên trên trục như sau:

- Chọn Q = Q để tính toán vì Q > Q khi đó tải trọng tương đương là:C C A

- Tuổi thọ của ổ lăn được tính như sau:

Ta thấy C < C = 33,40 kN Vậy loại ổ đảm bảo khả năng tải độngd b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

- Chọn Q = Q để kiểm tra vì Q > Q 1 1 0

Do Q = 2,687 kN < C = 25,20 kN Loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh.1 0

Vậy thông số hình học của ổ lăn như sau:

TÍNH CHỌN KHỚP NỐI TRỤC

Do khớp nối truyền công suất tương đối lớn nên ta chọn cách nối trục vòng đàn hồi.

Tđc= 20646,83 (Nmm) Khi đó tra bảng16.10a các kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi được tra theo mômem xoắn.

T (M.m) d = 16(mm) D = 71 (mm) dm = 28 (mm) L = 83 (mm) l = 40 (mm) d1 0(mm) D = 50 (mm)o Z = 4 nmax v00 B = 3 B 1 l1 (mm) D = 17 (mm)3 l = 12(mm)2

CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ

Vỏ hộp

- Chọn vỏ hộp đúc, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làm các trục để việc lắp ghép được dễ dàng

- Bảng 10-9[1] cho phép ta tính chọn kích thước các phần tử cấu tạo vỏ hộp sau đây: Khoảng cách trục A = 1015 mm

Bảng quan hệ kích thước của các phần tử cấu tạo vỏ hộp đúc bằng gang

Chiều dày thành thân hộp δ=0,025 A+3(,4 mm

Chiều dày thành nắp hộp δ 1=0,9 δ%,56 mm

Chiều dày mặt bích dưới thân b=1,5 δB,6 mm

Chiều dày mặt bích trên của nắp b 1=1,5 δ 1 8,34 mm

Chiều dày đế không có phần lồi có phần lồi p=2,35 δf,74mm p 1 =1,5 δB,6 mm p 2 =2,25 δc,9mm

Chiều dày gân ở thân hộp m=0,85 δ$,14 mm

Chiều dày gân ở nắp hộp m 1=0,85 δ 1 !,7 mm Đường kính bulong nền d n=0,036 A +12H,54 mm Đường kính bulong khác ở cạnh ổ ghép các mặt bích nắp và thân ghép nắp ổ ghép nắp cửa thăm d 1 =0,7d n 4 mm d 2 =0,6 d n ) mm d3=0,5dn% mm d 4 =0,4 d n mm

Khoảng cách C 1 từ mặt ngoài vỏ đến tâm bulong d n ,d 1 ,d 2

C 2 c mm Chiều rộng mặt bích K, K=C1+C26 mm

Kích thước phần lồi Rδ=C2c mm r 1 =0,2C 2 ,6 mm

Chiều cao h để lắp bulong d 1 Chọn theo cấu tạo sao cho có thể lắp được đầu bulong và đai ốc

Khoảng cách từ mép lỗ đến tâm bulong d 1 e=d14mm

Chiều rộng mặt bích chỗ lắp ổ l 1 =C 1 +R δ +28 mm

Các đường kính D,D 1 , D 2 Chọn tùy theo đường kính ngoài của ổ, chiều dày ống lót, lấy theo cấu tạo nắp ổ

Các khe hở nhỏ nhất của bánh răng và thành trong hộp a=1,2 δ a 1 =δ4 mm (khe hở từ mặt bên của bánh răng, không ghi trên hình vẽ) Đường kính bulong võng d d mm

Một số chi tiết khác

- Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc, khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp Trên nắp có thêm nút thông hơi Kích thước của thăm được chọn theo bảng 18.5-92[2] -

- Để điều hòa không khí trong và ngoài hộp ta dùng nút thông hơi

Theo bảng 10-16 [1] ta chọn loại M27 x 2

6.2.3 Nút tháo dầu và lỗ tháo dầu

- Sau một làm việc, dầu bị bẩn hoặc bị biến chất, cần thay dầu mới

- Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục Lỗ trụ lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ có chốt định vị khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai

GVHD:Th.S Nguyễn Trọng Tuấn lệch vị trí tương đương của nắp và thân), do đó loại trừ được một trong những nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng

Chọn chốt định vị hình trụ, từ bảng 10-10c ta chọn được các kích thước sau: d (mm) 12 c (mm) 1,8 l ¿ (mm) 50

- Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng Kích thước bulông vòng được chọn theo khối lượng hộp giảm tốc Với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp tra bảng 10-11b[1] ta có Q = 540kG, do đó theo bảng 10-11a[1] ta dùng bulông vòng M16

- Ống lót làm bằng gang GX15-32, thường lấy chiều dày δvới d là đường kính lỗ ống lót, c là hệ số tùy theo đường kính lỗ cho trong bảng 8-26[1]

- Thông thường trong ngành chế tạo máy, kích thước của ống lót có thể chọn như sau:

Chiều dày vai ống và chiều dày mặt bích δ1=δ2=8 mm

- Ở các mặt bên của đường kính ngoài và trong, nên vát 2mm x 45 để lắp ghép được thuận tiện

- Các kích thước như đường kính tâm lỗ vít D 2 , đường kính vít d 4 và số lượng vít, đường kính ngoài D3 có thể tra bảng 18-2[3]

BÔI TRƠN VÀ CHE KÍN HỘP GIẢM TỐC

Bôi trơn hộp giảm tốc

7.1.1 Chọn phương pháp bôi trơn và chọn loại dầu

- Để giảm mất mát công suất do ma sát, giảm mài mòn răng, bảo đảm thoát nhiệt tốt, đề phòng các chi tiết máy bị han rỉ thì cần phải bôi trơn các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Chọn phương pháp bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu

- Mức dầu thấp nhất: ngập chiều cao chân răng của bánh răng nhỏ nhất trong hai bánh răng bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm

- Mức dầu cao nhất: không vượt quá 1/3-1/6 bán kính bánh răng lớn nhất

- Dung lượng dầu trong hộp lấy khoảng 0,4 – 0,8 lít cho 1kW công suất truyền Cần 1,2 - 2,4 lít dầu để đạt hiệu quả bôi trơn tốt nhất

7.1.2 Chọn độ nhớt và loại dầu

- Vận tốc vòng tại bánh răng 1 v=πd1n1

- Từ bảng 18-11[3], ta tra được độ nhớt của dầu ở 50 độ C để bôi trơn bánh răng là :

186 11( ) 16(2) Chọn nhớt AK – 20 ≥70 Centistoc 50 độ C

7.1.3 Kiểm tra mức dầu bôi trơn hộp giảm tốc

Bôi trơn và che kín bộ phận ổ

- Dùng mỡ có ưu điểm: mỡ ít bị chảy ra ngoài; lấp kín khe hở của các chi tiết máy quay và chi tiết máy cố định, nhờ đó bảo vệ khỏi bụi bặm; dùng cho các bộ phận làm việc lâu dài; chống mòn tốt, độ nhớt ít thay đổi khi nhiệt độ biến thiên 7.2.2 Chọn loại mỡ

- Cũng cần chú ý rằng mỗi hãng sản suất ổ lăn thường sản xuất và cũng cấp một số loại mỡ tương ứng Vì vây, sử dụng loại ổ lăn nào thì nên dùng loại mỡ tương ứng ghhi trên catalo, như vậy tuổi thọ của ổ lăn sẽ được đảm bảo

- Lượng mỡ tra vào ổ lần đầu có thể xác định như sau

Khi ổ làm việc với ố làm việc với số vòng nhỏ và trung bình, mỡ cho vào chiếm 2/3 khoảng trống của bộ phận ổ

Khi số vòng quay rất cao, dưới 1/2 thể tích trên

Ngược lại, ổ làm việc với số vòng quay rất thấp thì ta phải tra đầy mỡ vào khoảng trống

- Nhằm bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, phoi kim loại và các tạp chất xâm nhập vào ổ (những chất này làm ổ chóng mòn và han rỉ) Ngoài ra, lót kín còn ngăn mỡ (dầu) khỏi chảy ra ngoài, che kín các đầu trục ra

- Chọn kiểu lót kín động trực tiếp, từ bảng 15-16[3] ta có Đường kính trục d(mm) b r b1 e

- Rãnh vòng có thể dùng lót kín các bộ phận ổ bôi trơn bằng mỡ, khong hạn chế vận tốc quay của trục hay vỏ.

- Khi bôi trơn ổ bằng mỡ, để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ và dầu trong hộp => dùng vòng chắn mỡ Vòng này gồm 2-3 rãnh, tiết diện hình tam giác, vòng cách mép trong thành hộp một khoảng 1- 2mm Khe hở giữa vỏ (hoặc ống lót) với mặt ngoài của vòng ren khoảng 0,4mm

LỰA CHỌN KIỂU DUNG SAI LẮP GHÉP

Dung sai lắp ghép của các chi tiết lắp với ổ lăn

Khi lắp ổ lăn ta cần lưu ý:

- Lắp vòng trong trên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục.

- Để các vòng ổ không trơn trượt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc, vòng trong lắp cố định trên trục và quay cùng với trục, chịu tải trọng hướng tâm có

GVHD:Th.S Nguyễn Trọng Tuấn phương cố định => vòng trong chịu tải chu kì Vòng ngoài lắp cố định trên vỏ hộp, chịu tải trọng hướng tâm có phương cố định => vòng ngoài chịu tải cục bộ

- Đối với vòng chịu tải chu kì (vòng trong) => thường chọn kiểu lắp có độ dôi để duy trì tình trạng chịu lực đồng đều của ổ Độ dôi của kiểu lắp được chọn tùy thuộc vào cường độ tải trọng

- Đối với chịu tải cục bộ và giao động (vòng ngoài) => thường chọn kiểu lắp có độ hở để dưới tác dụng của va đập và chấn động, vòng ổ lăn được xê dịch, thay đổi miền chịu lực làm cho ổ lăn mòn đều hơn, nâng cao độ bền của ổ

Dung sai lắp ghép then

Then thường lắp cố định trên trục (có độ dôi) và lắp động với bạc (có độ hở) Độ dôi của lắp ghép bảo đảm then không dịch chuyển khi sử dụng độ hở của lắp ghép để bù trù cho sai số không tránh khỏi của rãnh và độ nghiêng của nó.

Then lắp với trục chọn kiểu N9/h9

Then lắp với bạc chọn Js9/h9

Chọn kiểu lắp tiêu chuẩn cho các mối ghép

Chọn kiểu lắp [3]H7/js6 (bánh răng trụ không di động trong các hộp tốc độ khi chịu tải nhẹ và bộ truyền không quan trọng

Tiêu đề	Đồ Án CDIO 2 Xác Định Động Cơ Và Phân Phối Tỷ Số Truyền
Tác giả	Trần Công Quý, Nguyễn Phan Việt Hoàng Trang
Người hướng dẫn	Th.S Nguyễn Trọng Tuấn
Trường học	trường đại học
Thể loại	đồ án

Định dạng
Số trang	70
Dung lượng	4,06 MB