Đề số 4 THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP HỒ CHÍ MINH

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP. HCM

Khoa Cơ Khí

Bộ môn THIẾT KẾ MÁY

ĐỒ ÁN MÔN HỌC:         CHI TIẾT MÁY

 Sinh viên thực hiện: 

Ngành đào tạo: Chế tạo máy

Giáo viên hướng dẫn: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc.

Ngày hoàn thành:                                       Ngày bảo vệ:

ĐỀ TÀI

Đề số 4: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN

Phương án số:01

Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm:

1-       Động cơ điện 3 pha không đồng bộ;    2- Nối trục đàn hồi;   3- Hộp giảm bánh răng trụ 2 cấp đồng trục;    4- Bộ truyền xích ống con lăn;    5- thùng trộn.

Số liệu thiết kế:

Công suất trên trục thùng trộn, P(KW)=3kw :

Số vòng quay trên trục thùng trộn, n(v/p) =42:

Thời gian phục vụ, L(năm)=5 :

Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ.

(1 năm làm việc 250 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).

Chế độ tải:     T₁ = T ;  t₁=60 giây; T₂  =0.82T ; t₂=12 giây

YÊU CẦU 

01 thuyết minh, 01 bản vẽ lắp A₀; 01 bản vẽ chi tiết.

Nội dung thuyết minh

1. Xác định công suất động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động.

2. Tính toán thiết kế các chi tiết  máy:

1. Tính toán các bộ truyền hở (đai hoặc xích).
2. Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc (bánh răng, trục vít).
3. Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực
4. Tính toán thiết kế trục và then.
5. Chọn ổ lăn và nối trục.
6. Chọn thân máy, bu lông và các chi tiết phụ khác.

3. Chọn dung sai lắp ghép.

4. Tài liệu tham khảo.

MỤC LỤC                                                                                                                                          Trang

MỤC LỤC............................................................................................................................................. 3

LỜI NÓI ĐẦU ...................................................................................................................................... 5

PHẦN 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN................... 6

   1.1. Chọn động cơ............................................................................................................................. 6

   1.2. Phân bố tỷ số truyền................................................................................................................. 7

   1.3. Bảng đặc tính............................................................................................................................. 8

PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY................................................................ 9

   2.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH ỐNG CON LĂN.................................................................. 9

2.1.1. Xác định thông số xích và bộ truyền.............................................................................. 10

2.1.2. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền................................................................................... 11

2.1.3. Đường kính đĩa xích.......................................................................................................... 11

2.1.4. Xác định lực tác dụng lên trục......................................................................................... 12

   2.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG................................................................................. 12

       2.2.1. Cấp chậm:bánh răng trụ răng nghiêng............................................................................ 12

2.2.1.1. Chọn vật liệu.............................................................................................................. 12

2.2.1.2. Xác định hệ số tuổi thọ ............................................................................................ 13

2.2.1.3. Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn............................................................ 14

2.2.1.4. Ứng suất cho phép..................................................................................................... 14

2.2.1.5. Chọn hệ số.................................................................................................................. 15

2.2.1.6. Xác định sơ bộ khoảng cách trục............................................................................ 15

2.2.1.7. Modun răng, góc nghiêng răng, tỉ số truyền........................................................... 15

2.2.1.8. Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng........................................... 16

2.2.1.9. Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền..................................................................... 16

2.2.1.10. Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng bánh răng.............................................. 17

2.2.1.11. Chọn hệ số tải trọng động....................................................................................... 17

2.2.1.12. Kiểm nghiệm độ bền............................................................................................... 18

2.2.1.13. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng nghiêng................................. 19

2.2.2. Cấp nhanh: bánh răng trụ răng nghiêng.......................................................................... 20

2.2.2.1. Chọn vật liệu.............................................................................................................. 21

2.2.2.2. Xác định hệ số tuổi thọ ............................................................................................ 21

2.2.2.3. Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn............................................................ 21

2.2.2.4. Ứng suất cho phép..................................................................................................... 22

2.2.2.5. Chọn hệ số.................................................................................................................. 22

2.2.2.6. Xác định sơ bộ khoảng cách trục............................................................................ 23

2.2.2.7. Modun răng, góc nghiêng răng, tỉ số truyền........................................................... 23

2.2.2.8. Các thông số hình học chủ yếu bộ truyền bánh răng........................................... 24

2.2.2.9. Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền..................................................................... 34

2.2.2.10. Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng bánh răng.............................................. 24

2.2.2.11. Chọn hệ số tải trọng động....................................................................................... 24

2.2.2.12. Kiểm nghiệm độ bền............................................................................................... 25

2.2.2.13. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng nghiêng................................. 26

2.3. THIẾT KẾ TRỤC – CHỌN THEN ........................................................................................... 26

2.3.1. Chọn vật liệu chế tạo các trục.......................................................................................... 26

2.3.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực............................................... 27

2.3.3. Xác định lực tác dụng lên trục......................................................................................... 27

2.3.4. Chọn then bằng và kiểm nghiệm then............................................................................. 36

2.3.5. Kiểm nghiệm trục............................................................................................................... 37

2.4. TÍNH TOÁN Ổ LĂN – NỐI TRỤC .......................................................................................... 38

2.4.1. Tính chọn nối trục đàn hồi............................................................................................... 38

2.4.2. Tính chọn ổ lăn.................................................................................................................. 39

PHẦN 3: CHỌN THÂN MÁY, BULONG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ............................................. 46

1. Xác định kích thước của vỏ hộp................................................................................................. 46

2. Các chi tiết phụ khác.................................................................................................................... 47

3. Chọn Bulong.................................................................................................................................. 50

4. Dung sai và lắp ghép..................................................................................................................... 54

TÀI LIỆU THAM KHẢO..................................................................................................................... 55

LỜI NÓI ĐẦU

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 hệ thống truyền động cơ khí 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 Cơ kỹ thuật, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật...; 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 Cơ khí, đây là điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí.

Em chân thành cảm ơn thầy PGS.TS NGUYỄN HỮU LỘC, các thầy cô và các bạn trong 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 cô và các bạn.

Phần 1: XÁC ĐỊNH CÔNG SUÂT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

1.1.      CHỌN ĐỘNG CƠ:

1.1.1.          Chọn hiêu suất của hệ thống:

• Hiệu suất truyền động:
• Với:

:  hiệu suất nối trục đàn hồi

: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1.

: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 2.

 : hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn

 : hiệu suất ổ lăn.

1.1.2.          Tính công suất cần thiết:

• Công suất tính toán:
• Công suất cần thiết:

1.1.3.          Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ:

• Số vòng quay trên trục công tác:    n_lv=42 (vòng/phút)
• Chọn  sơ bộ tỷ số của hệ thống:

Với

• Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

1.1.4.          Chọn động cơ điện:

• Động cơ điện có thông số phải thỏa mãn:
• Tra bảng 235 tài liệu (*) ta chọn:

Động cơ 4A100L4Y3

1.2.      PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:

• Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động:
• Tra bảng 3.1 trang 43 Tài liệu (*) ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục:
• Vậy tỷ số truyền của bộ truyền xích:

1.3.      BẢNG ĐẶC TRỊ:

1.3.1.   Phân phối công suất trên các trục:

1.3.2.   Tính toán số vòng quay trên các trục:

1.3.3.   Tính toán moomen xoắn trên các trục:

1.3.4.   Bảng đặc tính:

Trục Thông số	Động cơ		I		II		III		IV
Công suất (kW)	3,458		3,389		3,288		3,190		3
Tỷ số truyền u				4		4		2,1126
Số vòng quay (vòng/phút)	1420		1420		355		88,75		42
Momen xoắn (Nmm)	23 256,27		22 792,22		88 451,83		343 261,97		682 142,86

PHẦN 2

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

 

2.1.      THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH:

2.1.1.     Chọn loại xích:

• Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục 3: P₃=3,190  (Kw), với số vòng quay đĩa xích nhỏ n₃=88,75  (vòng/phút)
• Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn

2.1.2.               Thông số bộ truyền:

• Theo bảng 5.4 Tài liệu (*), với u=2,1126, chọn số răng đĩa xích nhỏ , do đó số răng đĩa xích lớn .
• Theo công thức (5.3) tài liệu (*), công suất tính toán:

                 

   Trong đó: với z₁=27, k_z=25/27=0,926; với n­₀₁= 200 (vg/ph), k_n=n₀₁/n₃=200/88,75=2,254

                   Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 Tài liệu (*):

                       

                 Với:  k₀=1: đường tâm của xích làm với phương nằm ngang 1 góc < 40⁰   .

                            k_a=1: khoảng cách trục a=(30¸50)p_c.

                            k_đc=1: điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích.

                            k_đ=1,2: tải trọng động va đập nhẹ.

                            k_c=1,25: làm việc 2 ca 1 ngày.

                            k_bt=1,3: môi trường có bụi, chất lương bôi trơn II (đạt yêu cầu).

• Theo bảng 5.5 Tài liệu (*) với n₀₁=200 (vng/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p_c=31,75mm thỏa mãn điều kiện bền mòn:

• Đồng thời theo bảng (5.8), bước xích p_c=31,75mmmax.
• Khoảng cách trục a=40p_c=40.31,75=1270mm;
• Theo công thức (5.12) tài liệu (*) số mắt xích.
• Lấy số mắt xích chẳn x=122, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) tài liệu (*)
• Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a 1 lượng bằng:

, do đó a=1261-4=1257mm.

• Số lần va đập của xích: Theo (5.14) tài liệu (*)

2.1.3.     Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:

• Theo (5.15) tài liệu (*):

Với :

-         Theo bảng 5.2 tài liệu (*), tải trọng phá hỏng Q=88500N, khối lượng 1m xích q=3,8kg

-         k_đ=1,2 (Tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng làm việc).

-        

-         Lực vòng: F_t=1000.P/v=1000.3,190/1,2680=2515,8N

-         Lực căng do lực li tâm: F_V=q.v²=3,8.1,2680²=6,11N;

-         Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra: F₀=9,81.k_f.q.a=9,81.4.3,8.1,257=187,43N (Với k_f=4 khi bộ truyền nằm ngang nghiêng 1 góc <40⁰)

Do đó:

Theo bảng 5.10 với n=200vg/ph, [s]=8,5. Vậy s>[s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

2.1.4.     Xác định thông số đĩa xích:

vĐường kính đĩa xích: Theo công thức (5.17) tài liệu (*) và bảng 14.4b:

• d₁=p/sin(π/z₁)=31,75/sin(π/27)=273,49mm ; d₂=p/sin(π/z₂)=31,75/sin(π/57)=576,35mm.(Đường kính vòng chia)
• d_a1=p[0,5+cotg(π/Z₁)]=287,51mm;

d_a2=p[0,5+cotg(π/Z₂)]=591,35mm (Đường kính vòng đỉnh răng).

• d_f1=d₁-2r=273,49-2.9,62=254,25mm và  d_f2=d₂-2r=576,35-2.19,05=538,25  (với bán kính đáy r=0,5025d₁+0,05=0,5025.19,05+0,05=9,62mm và d₁=19,05mm bảng 5.2 sách (*))

vKiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) tài liệu (*):

• Đĩa xích 1:

Với:

F_t=2516,4N : lực vòng.

k_r=0,41: hệ số ảnh hưởng số răng xích (Với z₁=27).

K_đ=1,2: hệ số tải trọng động (Tải động, va đập nhẹ)

F_vđ1=13.10^-7n₁.p³.m=13.10^-7.88,75.31,75³.1=3,69N: lực va đập trên m dãy xích.

E=2E₁E₂/(E₁+E₂)= 2,1.10⁵ Mpa

A=262mm²: diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*))

. Do đó ta dùng thép 435 tôi cải thiện HB170 cósẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.

• Đĩa xích 2:

Với:

F_t=2515,8N : lực vòng.

k_r=0,23: hệ số ảnh hưởng số răng xích (Với z₂=57).

K_đ=1,2: hệ số tải trọng động (Tải động, va đập nhẹ)

F_vđ2=13.10^-7n₂.p³.m=13.10^-7.42.31,75³.1=1,75 N: lực va đập trên m dãy xích.

E=2E₁E₂/(E₁+E₂)= 2,1.10⁵ Mpa

A=262mm²: diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*))

. Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiện HB170 cósẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2.

2.1.5.     Xác định lực tác dụng lên trục:

vF_r = k_x.F_t = 1,15.2515,8=6.10⁷.k_x.P/Z.p.n =2893,2 (N)

Với

k_x =1,15 hệ số kể đến trọng lượng xích, khi nghiêng 1 góc < 40⁰

F_t=2515,8 N: Lực vòng.

vLực căng do lực li tâm: F_V=q.v²=3,8.1,2677²=6,107 N;

vLực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra: F₀=9,81.k_f.q.a=9,81.4.3,8.1,257=187,43 N (Với k_f=4 khi bộ truyền nằm ngang nghiêng 1 góc <40⁰) .

2.2.    THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG:

vThông số kĩ thuật:

-         Thời gian phục vụ: L=5 năm.

-         Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 250 ngày/ năm, 2 ca/ngày, 8 tiếng/ ca.

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

• Tỷ số truyền :                                 u_br1=4
• Số vòng quay trục dẫn:                 n₁=1420 (vòng/phút)                                            
• Momen xoắn T trên trục dẫn:      T₁=22 792,22 Nmm 

-         Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng) :

• Tỷ số truyền:                                 u_br2=4
• Số vòng quay trục dẫn:                n₂=355 (vòng/phút).
• Momen xoắn T trên trục dẫn:     T₂=88 451,83 Nmm

2.2.1.     Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm:

2.2.1.1.   Chọn vật liệu:

Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt. Theo bảng 6.1 tài liệu (*) ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:

• Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σ_b1=850Mpa, σ_ch1=580Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB₁=245HB.
• Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σ_b2=750Mpa, σ_ch1=450Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB₂=230HB.

2.2.1.2.   Xác định ứng suất cho phép:

• Số chu kì làm việc cơ sở:

-            Tuổi thọ:

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

-         Ta thấy  nên chọn để tính toán.

-         Suy ra

v  ỨNG SUẤT CHO PHÉP:

Theo bảng 6.2 tài liệu (*) với thép 45, tôi cải thiện:

• Giới hạn mỏi tiếp xúc: ; S_H=1,1

-         Bánh chủ động:

-         Bánh bị động:

• Giới hạn mỏi uốn:

-         Bánh chủ động:

-         Bánh bị động:   

• Ứng suất tiếp xúc cho phép :

-         Tính toán sơ bộ : với (Thép 45 tôi cải thiện) nên

-        

• Ứng suất uốn cho phép :

 

Với  (do quay 1 chiều), – tra bảng 6.2 tài liệu (*)

   và        

v   ỨNG SUẤT QUÁ TẢI CHO PHÉP:

-      

2.2.1.3.   Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Theo công thức (6.15a) tài liệu (*) ta có:

Với:

• K_a=43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Bảng 6.5 tài liệu (*)).
• T₁=88 451,83Nmm: momen xoắn trên trục bánh chủ động.
• ;
• :trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng. Với  tra bảng 6.7 tài liệu (*).

èVới kết quả a_w tính được ta chọn khoảng cách trục tiêu chuẩn a_w=160mm.

2.2.1.4.   Xác định các thông số ăn khớp:

• , theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu (*) chọn
• Chọn sơ bộ góc nghiêng răng
• Theo (6.31) tài liệu (*) số răng bánh nhỏ:

 lấy z₁=25 (răng)

• Số răng bánh lớn:  (răng)
• Do đó tỉ số truyền thực :
• Góc nghiêng răng:

2.2.1.5.   Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

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

Trong đó:

• Z_M=274 Mpa^1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Bảng 6.5 tài liệu (*)).
• Z_H: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) tài liệu (*)

Với: : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

 với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh (với  là góc profin răng và là góc ăn khớp)

• : Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:

-         Hệ số trùng khớp doc:

-         Hệ số trùng khớp ngang:

-         Do đó theo công thức (6.36c) tài liệu (*):

• K_H - hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: Theo CT (6.39) tài liệu (*):

-         : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.

-         Theo (6.40) tài liệu (*), vận tốc vòng của bánh chủ động: . Trong  đó đường kính vòng lăn bánh chủ động .

-         Với v=1.19 (m/s) < 2,5 (m/s)  theo bảng 6.13 tài liệu (*) dùng cấp chính xác 9 ta chọn .

-         Theo ct (6.42) tài liệu (*), ta có:  với : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu (*)); g₀=73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu (*)).

-         Vậy

•  Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
• Bề rộng vành răng :

v   Theo (6.1) với v=1.04 (m/s) < 5 (m/s), Z_v=1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mực tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám R_a=2,5μm do đó Z_R=0,95; với vòng đỉnh bánh răng d_a<700mm, K_xH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) tài liệu (*):

Như vậy từ (1)  và (2) ta có: , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.

2.2.1.6.   Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

-         Điều kiện bền uồn

• Xác định số răng tương đương:

                    

• Theo bảng 6.7 tài liệu (*),; theo bảng 6.14 với v=1.19 (m/s) < 2,5 (m/s) và cấp chính xác 9, , theo (6.47) tài liệu (*) hệ số  (trong đó  theo bảng 6.15; g₀=73 theo bảng 6.16. Do đó theo (6.46)

Vậy

• Hệ số dạng răng  theo bảng 6.18 tài liệu (*)

-       Đối với bánh dẫn:           

-       Đối với bánh bị dẫn:

• : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
• : hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
• Với m=2.5 mm, Y_S=1,08 – 0,0695ln(2,5)=1,022; Y_R=1 (bánh răng phay); K_xF=1 (d_a<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu (*):
• Độ bền uốn tại chân răng:  

2.2.1.7.   Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Với hệ số quá tải: K_qt=T_max/T=1

• Theo (6.48) tài liệu (*) ứng suất tiếp quá tải:
• Theo (6.49) tài liệu (*):    

2.2.1.8.   Bảng thông số và kích thước bộ truyền:

Thông số	Gía trị
Khoảng cách trục	aw2=160mm
Modul pháp	mn=2,5mm
Chiều rộng vành răng	bw3=64+5=69 và bw4=64
Tỷ số truyền	um=4
Góc nghiêng răng	β=12,43
Số răng bánh răng	z1=25	z2=100
Hệ số dịch chỉnh	x1=0	x2=0
Đường kính vòng chia	d1=m.z1/cosβ=64	d2=256
Đường kính đỉnh răng	da1=d1+2m=69	da2=261
Đường kính đáy răng	df1=d1-2,5m=57,75	df2=249,75
Góc profin răng
Góc ăn khớp

2.2.2.     Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh:

2.2.2.1.   Chọn vật liệu:

Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt. Theo bảng 6.1 tài liệu (*) ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:

• Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σ_b1=850Mpa, σ_ch1=580Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB₁=245HB.
• Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σ_b2=750Mpa, σ_ch1=450Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB₂=230HB.

2.2.2.2.   Xác định ứng suất cho phép:

• Số chu kì làm việc cơ sở:     

-            Tuổi thọ:

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

-         Ta thấy  nên chọn để tính toán.

-         Suy ra

v  ỨNG SUẤT CHO PHÉP:

Theo bảng 6.2 tài liệu (*) với thép 45, tôi cải thiện:

• Giới hạn mỏi tiếp xúc: ; S_H=1,1

-         Bánh chủ động:

-         Bánh bị động:

• Giới hạn mỏi uốn:

-         Bánh chủ động:

-         Bánh bị động:   

• Ứng suất tiếp xúc cho phép :

-         Tính toán sơ bộ : với (Thép 45 tôi cải thiện) nên

-        

• Ứng suất uốn cho phép :

 

Với  (do quay 1 chiều), – tra bảng 6.2 tài liệu (*)

   và        

v   ỨNG SUẤT QUÁ TẢI CHO PHÉP:

-      

2.2.2.3.   Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên a_w1=a_w2=160Mmm

• ,
• :trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng. Với  tra bảng 6.7 tài liệu (*).

2.2.2.4.   Xác định các thông số ăn khớp:

• , theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 tài liệu (*) chọn
• Chọn sơ bộ góc nghiêng răng
• Theo (6.31) tài liệu (*) số răng bánh nhỏ:

 lấy z₁=25 (răng)

• Số răng bánh lớn:  (răng)
• Do đó tỉ số truyền thực :
• Góc nghiêng răng:

2.2.2.5.   Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

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

             

Trong đó:

• Z_M=274 Mpa^1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Bảng 6.5 tài liệu (*)).
• Z_H: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) tài liệu (*)

Với: : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở

 với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh (với  là góc profin răng và là góc ăn khớp)

• : Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định như sau:

-         Hệ số trùng khớp doc:

-         Hệ số trùng khớp ngang:

-         Do đó theo công thức (6.36c) tài liệu (*):

• K_H - hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc: Theo CT (6.39) tài liệu (*):

-         : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.

-         Theo (6.40) tài liệu (*), vận tốc vòng của bánh chủ động: . Trong  đó đường kính vòng lăn bánh chủ động .

-         Với 2,5(m/s)  theo bảng 6.13 tài liệu (*) dùng cấp chính xác 8 ta chọn .

-         Theo ct (6.42) tài liệu (*), ta có:  với : hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 tài liệu (*)); g₀=73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng banhs1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu (*)).

-        

-         Vậy

•  Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:
• Bề rộng vành răng :

v   Theo (6.1) với v=1.04 (m/s) < 5 (m/s), Z_v=1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mực tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám R_a=2,5μm do đó Z_R=0,95; với vòng đỉnh bánh răng d_a<700mm, K_xH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) tài liệu (*):

Như vậy từ (1)  và (2) ta có: , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc.

2.2.2.6.   Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

-         Điều kiện bền uồn

• Xác định số răng tương đương:

                    

• Theo bảng 6.7 tài liệu (*),; theo bảng 6.14 với v=4,76 (m/s) < 5 (m/s) và cấp chính xác 8, , theo (6.47) tài liệu (*) hệ số  (trong đó  theo bảng 6.15; g₀=73 theo bảng 6.16. Do đó theo (6.46)

Vậy

• Hệ số dạng răng  theo bảng 6.18 tài liệu (*)

-       Đối với bánh dẫn:           

-       Đối với bánh bị dẫn:

• : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.
• : hệ số kể đến độ nghiêng của răng.
• Với m=2.5 mm, Y_S=1,08 – 0,0695ln(2,5)=1,022; Y_R=1 (bánh răng phay); K_xF=1 (d_a<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu (*):
• Độ bền uốn tại chân răng:

-        

-        

2.2.2.7.   Kiểm nghiệm răng về quá tải:

Với hệ số quá tải: K_qt=T_max/T=1

• Theo (6.48) tài liệu (*) ứng suất tiếp quá tải:
• Theo (6.49) tài liệu (*):

-        

-        

2.2.2.8.   Bảng thông số và kích thước bộ truyền:

Thông số	Gía trị
Khoảng cách trục	aw1=160mm
Modul pháp	m=2,5mm
Chiều rộng vành răng	bw1=45+5=50 và bw2=45
Tỷ số truyền	um=4
Góc nghiêng răng	β=12,43
Số răng bánh răng	z1=25	z2=100
Hệ số dịch chỉnh	x1=0	x2=0
Đường kính vòng chia	d1=m.z1/cosβ=64	d2=256
Đường kính đỉnh răng	da1=d1+2m=69	da2=261
Đường kính đáy răng	df1=d1-2,5m=57,75	df2=249,75
Góc profin răng
Góc ăn khớp

 

2.3.    THIẾT KẾ TRỤC - CHỌN THEN:

Thông số thiết kế: Moment xoắn trên các trục:

• Trục I    :  T₁=22792,22 Nmm
• Trục II   :  T₂=88451,83 Nmm
• Trục III :   T₃=343261,97 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 và  1  : các tiết diện trục lắp ổ
• i = 2..s        : với s là số chi tiết quay
•              : khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k
•              : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k 
•            : chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục .         
•              : khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ. 
•             : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k.

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

           Thép 45 có , ứng  suất xoắn cho phép

• Xác định sơ bộ đường kính trục thứ k :

 

• Tra bảng 10.2 tài liệu (*) ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn :

Vì trục I nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ của trục 1 phải là  nên ta chọn

Trục I :   

Trục II :

Trục III:

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

•  : 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.
•  : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến  nắp ổ
•  : chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông

2.3.2.1.    Trục I:

•  

Với   : chiều dài nữa khớp nối

: chiều rộng ổ lắn với d₂=30mm

Với   nhưng do chiều rộng bánh răng là b_w1=50mm nên tối thiểu ta phải chọn l_m13=b_w=50mm: chiều dài mayo bánh răng trụ.

2.3.2.2.    Trục III:

• Chọn sơ bộ chều dài mayo bánh răng:
• Chiều dài mayo bánh xích:

2.3.2.3.    Trục II:

• Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng trụ:
•  với l₄=10mm
• .

2.3.3.     Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền:

• Cặp bánh răng cấp nhanh:

-         Lực vòng:

-         Lực hướng tâm:

-         Lực dọc trục:

• Cặp bánh răng cấp chậm:

-         Lực vòng:

-         Lực hướng tâm:

-         Lực dọc trục: 

• Lực do bộ truyền ngoài:

-         Lực nối trục:  ta chọn

-  Lực bộ truyền xích:

2.3.4.     Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục:

2.3.4.1.          Trục I:

• Tìm phản lực tại các gối đỡ: với M₁=F_a1.d_w1/2=5024 Nmm
• Đường kính các đoạn trục:

Theo bảng 10.5 tài liệu (*) với d₁=25mm

;  ; 

Tuy nhiên do trục vào hộp giảm tốc nối với trục động cơ 4A100L có đường kính d_đc=28mm nên ta chọn d₁₀=(0,8..1,2).d_đc=25mm.

Do đó theo kết cấu ta chọn: ; ;

2.3.4.2.          Trục II:

• Tìm phản lực tại các gối đỡ:

-         Moment do lực F_a2 và F_a3 gây ra:

-         Phương trình cân bằng phản lực:

• Đường kính các đoạn trục:

Theo bảng 10.5 tài liệu (*) với d₂=30mm

; 

Theo kết cấu ta chọn đường kính các đoạn trục như sau (Hình vẽ trên):

;

2.3.4.3.          Trục III:

• Phân tích phản lực tại các gối đỡ:

-         Moment uốn quanh trục  X do lực dọc trục F_a4 gây ra tại mặt cắt 31:

-         Lực do bộ truyền xích (phương chiều như hình vẽ):

-         Phương trình cân bằng lực:

 

 

• Đường kính các đoạn trục:

Theo bảng 10.5 tài liệu (*) với d₃=45mm

;  ; 

Theo kết cấu ta chọn đường kính các đoạn trục như sau (Hình vẽ trên):

; ;

2.3.5.     Chọn và kiểm nghiệm then:

• Dựa theo bảng 9.1a tài liệu (*), chọn kích thước then  theo tiết diện lớn nhất của trục.
• Chọn chiều dài  của then theo tiêu chuẩn, nhỏ hơn chiều dài mayo  
• Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt then bằng

                     

Vôùi (tra baûng 9.5 tài liệu 1)

       

         : chiều dài làm việc của then bằng 2 đầu tròn

Trục	Đường kính	Mặt cắt	b	h	T Nmm
I	25	10	45	40	35	10	7	4	17,37	5,21	22792,22
	35	12	50	45	35	10	8	5	12,4	3,72	22792,22
II	35	21	45	40	30	10	8	5	56,16	16,85	88451,83
	35	22	69	60	50	10	8	5	33,70	10,11	88451,83
III	50	31	65	60	48	12	9	5.5	81,73	23,84	343261,97
	40	32	65	60	54	12	8	5	103,95	26,49	343261,97

 

          Các mặt cắt trên đều thỏa điều kiện bền dập và cắt. mặc dù mặt cắt 32 có  nhưng chưa vượt quá 5% nên vẫn đảm bảo an toàn cho phép.

2.3.6.     Tính kiểm nghiệm độ bền trục:

2.3.6.1.       Độ bền mỏi:

Hệ số an toàn:

Với

• [s] hệ số an toàn cho phép. Thông thường  [s] = 1,5 … 2,5 (khi tăng độ cứng: [s] = 2,5 … 3, như vậy không cần kiểm nghiệm về độ cứng trục).
• ,  hệ số an toan toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp.

                                                   

•                       : giới hạn mỏi của vật liệu tính theo công thức

       

     : giới hạn bền của vật liệu với thép 45 thường hóa

• :  hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi (bảng 10.8 tài liêu (**))
•          :           biên độ và giá trị trung bình của ứng suất.
• Do tất cả các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng  với W là moment cản uốn,  là moment uốn tổng.
• Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động  với W₀ là moment cản xoắn, T là moment xoắn.
•        : hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi của vật liệu – cacbon mềm (trang 359 tài liệu (**)).
•                       :  hệ số kích thước (bảng 10.3 tài liệu (**))
•                      : hệ số tăng bền bề mặt β (phun bi) – (bảng 10.4 tài liệu (**))

2.3.6.2.       Độ bền tĩnh:

      Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc bị gãy khi bị quá tải đột ngột, ta cần phải kiểm nghiệm trục theo điều kiện bền tĩnh:

Công thức thực nghiệm có dạng :

Trong đó :     

2.3.6.3.       Bảng kết quả tính toán:

Trục	Tiết diện
I	10	1181.18	2715.16	0.00	4.20	14.54	0.91	0.89	-	36.05	-
	11	2650.72	5301.44	2.15	2.15	7.75	0.91	0.89	106.88	70.38	58.78
	12	3566.39	7775.63	6.23	1.47	8.04	0.88	0.81	35.65	93.95	33.33
II	20,23	2650.72	5301.44	0.00	0.00	0.00	0.91	0.89	-	-	-
	21	3566.39	7775.63	12.28	5.69	21	0.88	0.81	18.11	24.21	50
	22	3566.39	7775.63	36.16	5.69	41.18	0.88	0.81	6.15	24.21	96
III	32	8946.18	17892.35	21.67	9.59	49.67	0.84	0.78	79	13.82	99
	31	10964.88	23236.73	17.88	7.39	21	0.84	0.78	87	17.95	90
	33	5364.44	11647.62	0.00	14.74	51.04	0.88	0.81	-	9.34	-

 

Kết quả cho thấy rằng cả 3 trục đều thảo mãn hệ số an toàn về điệu kiện bền mỏi và 3 trục đều thỏa điều kiện bền tĩnh.

2.4.           TÍNH TOÁN NỐI TRỤC:

• Momen xoắn                     :  T=23256,27 Nmm=23,26 Nm.
• Đường kính trục động cơ :  d_đc=28mm.
• Đường kính trục đầu        :  d=25mm.

⟹ Ta chọn nối trục vòng đàn hồi

• Kích thước vòng đàn hồi:

T, Nm	d	D	dm	L	l	d1	D0	z	nmax	B	B1	l1	D3	l2
63	28	100	50	124	60	36	71	6	5700	4	28	21	20	20

• Kích thước của chốt:

T, Nm	dc	d1	D2	l	l1	l2	l3	h
63	10	M8	15	42	20	10	15	1,5

• Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:
• Kiểm nghiệm sức bền chốt:

Với: , : hệ số chế độ làm việc.

Vậy vòng đàn hồi và chốt thỏa điều kiện bền.

2.5.      TÍNH TOÁN Ổ LĂN:

Thời gian làm việc

2.5.1.     Trục I:

• Số vòng quay .
• Tải trọng tác dụng lên các ổ:

-         Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

-         Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

-         Lực dọc trục :

• Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ -chặn, chọn cỡ nhẹ hẹp:

Kí hiệu ổ	d (mm)	D (mm)	B (mm)	C (kN)	C0 (kN)
36206	30	62	16	18,2	13,3

              Góc tiếp xúc α=12⁰

• Chọn hệ số e:

-         Ta có tỷ số:  àtheo bảng 11.4 với α=12⁰  ta chọn

• Chọn hệ số X, Y:

-         Chọn V=1 ứng với vòng trong quay.

-         Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm F_R gây ra: .

-         Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ:

-         Ta có:

 

 nên ta chọn X=1 và Y=0.

 nên ta chọn X=0,56 và Y=1,3

• Tải trọng quy ước:

-         Tại A:

-         Tại B:

Với:                 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ.

                    : hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Trang bảng 11.3 tài liệu (*) với tải trọng va đập nhẹ.

                 Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ B.

• Thời gian làm việc:
• Khả năng tải động tính toán:

Vì  nên ổ đảm bảo khả năng tải động

• Tuổi thọ của ổ:
• Kiểm tra tải tĩnh:

Với ổ đỡ - chặn α=12⁰ ta chọn X₀=0,5; Y₀=0,47

Như vậy  nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

• Số vòng quay tới hạn của ổ:

-         Theo bảng 11.7 tài liệu (**) với ổ bi đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ:

-         Đường kính tâm con lăn:

Suy ra:

2.5.2.     Trục II:

• Số vòng quay .
• Tải trọng tác dụng lên các ổ:

-         Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

-         Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

-         Lực dọc trục :

• Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ -chặn, chọn cỡ trung hẹp 46306:

Kí hiệu ổ	d (mm)	D (mm)	B (mm)	C (kN)	C0 (kN)
46306	30	72	19	25,6	18,17

Góc tiếp xúc α=12⁰

• Chọn hệ số e:

-         Ta có tỷ số:  àtheo bảng 11.4 với α=12⁰  ta chọn

• Chọn hệ số X, Y:

-         Chọn V=1 ứng với vòng trong quay.

-         Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm F_R gây ra: .

-         Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ:

-         Ta có:

 nên ta chọn X=0,45 và Y=1,62.

 nên ta chọn X=1 và Y=0.

• Tải trọng quy ước:

-         Tại A:

-         Tại B:

Với:                 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ.

                    : hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Trang bảng 11.3 tài liệu (*) với tải trọng va đập nhẹ.

                 Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ B.

• Thời gian làm việc:
• Khả năng tải động tính toán:

Vì  nên ổ đảm bảo khả năng tải động

• Tuổi thọ của ổ:
• Kiểm tra tải tĩnh:

Với ổ đỡ - chặn α=12⁰ ta chọn X₀=0,5; Y₀=0,47

Như vậy  nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

• Số vòng quay tới hạn của ổ:

-         Theo bảng 11.7 tài liệu (**) với ổ bi đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ:

-         Đường kính tâm con lăn:

Suy ra:

2.5.3.     Trục III:

• Số vòng quay .
• Tải trọng tác dụng lên các ổ:

-         Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

-         Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

-         Lực dọc trục :

• Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ -chặn, chọn cỡ nhẹ hẹp:

Kí hiệu ổ	d (mm)	D (mm)	B (mm)	C (kN)	C0 (kN)
36209	45	85	19	32,3	25

Góc tiếp xúc α=12⁰

• Chọn hệ số e:

-         Ta có tỷ số:  àtheo bảng 11.4 với α=12⁰  ta chọn

• Chọn hệ số X, Y:

-         Chọn V=1 ứng với vòng trong quay.

-         Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm F_R gây ra:

-         Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ:

-         Ta có:

 nên ta chọn X=0,45 và Y=1,8.

 nên ta chọn X=1 và Y=0.

• Tải trọng quy ước:

-         Tại A:

-         Tại B:

Với:                 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ.

                    : hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Trang bảng 11.3 tài liệu (*) với tải trọng va đập nhẹ.

                 Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ A chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ A.

• Thời gian làm việc:
• Khả năng tải động tính toán:

Vì  nên ổ đảm bảo khả năng tải động

• Tuổi thọ của ổ:
• Kiểm tra tải tĩnh:

Với ổ đỡ - chặn α=12⁰ ta chọn X₀=0,5; Y₀=0,47

Như vậy  nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

• Số vòng quay tới hạn của ổ:

-         Theo bảng 11.7 tài liệu (**) với ổ bi đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ:

-         Đường kính tâm con lăn:

Suy ra:

 

PHẦN  3: CHỌN THÂN MÁY, BULONG, CÁC CHI TIẾT PHỤ, DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP

1. CHỌN THÂN MÁY:

1.1.           Yêu cầu:

-       Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ và độ cứng cao.

-       Vật liệu làm vỏ là gang xám GX15-32.

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

-       Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt.

-       Chọn bề mặt ghép nắp và thân: song song mặt đế

-       Mặt đáy về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 2⁰ và ngay tại chỗ tháo dầu lõm xuống.

1.2.           Xác định kích thước vỏ hộp:

Tên gọi	Biểu thức tính toán
Chiều dày: - Thân hộp, d - Nắp hộp, d1	d = 0,03a + 3 = 10 mm d1 = 0,9d = 9 mm
Gân tăng cứng: - Chiều dày, e - Chiều cao, h - Độ dốc	e = (0,8  1)d = 8 mm h <  58 mm khoảng 2o
Đường kính: - Bulông nền, d1 - Bulông cạnh ổ, d2 - Bulông ghép bích và thân, d3 - Vít ghép nắp ổ, d4 - Vít ghép nắp cửa thăm, d5	d1 > 0,04a + 10>12 = 18 mm d2 = (0,7  0,8)d1 = 14 mm d3 = (0,8  0,9)d2 = 12 mm d4 = (0,6  0,7)d2 = 8 mm d5 = (0,5  0,6)d2 = 8 mm
Mặtbích ghép nắp và thân: - Chiều dày bích thân hộp, S3 - Chiều dày bích nắp hộp, S4 - Bề rộng bích nắp và thân, K3	S3 = (1,4  1,8)d3 = 18 mm S4 = (0,9  1)S3 = 18 mm K3  K2 - (3  5) = 45-5=40 mm
- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ, K2 - Tâm lổ bulông cạnh ổ: E2 và C (là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lổ). - Chiều cao h	K2 = E2 + R2 + (3  5) = 45 mm E2  1,6d2 = 22 mm R2  1,3d2 = 15 mm C  D3/2 = 55 mm h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa
Mặt đế hộp: - Chiều dày: khi không có phần lồi, S1 - Khi có phần lồi,Dd; S1; S2     - Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q	S1  (1,3  1,5)d1 = 26 mm Dd xác định theo đường kính dao khoét S1  (1,4  1,7)d1 = 30 mm S2 (1  1,1)d1 = 18 mm K1  3d1 = 54 mm q  K1 + 2d = 74 mm
Khe  hở giữa các chi tiết: - Giữa bánh răng với thành trong hộp - Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp - Giữa mặt bên các bánh răng với nhau	D  (1  1,2)d = 10 mm D1  (3  5)d = 32 mm D   d=10mm
Sốlượng bulông nền, Z	Z = (L + B)/(200  300) = 4 L=521mm và B=351,5 mm

 

• Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít

Trục	D	D2	D3
I	62	75	90
II	72	85	105
III	85	100	120

 

2. CÁC CHI TIẾT LIÊN QUAN ĐẾN KẾT CẨU VỎ HỘP:

2.1.      Chốt định vị:

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục. Lỗ trụ (đường kính D) 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 lắp ghép, dùng 2 chốt định vị. Nhờ có chốt định vị, khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân), do đó loại trừ được một trong những nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng.

Ta dùng chốt định vị hình côn có các thông số sau:

d	c	l
6	1	46

 

2.2.      Nắp ổ:

-          Che chắn ổ lăn khaoir bụi từ bên ngoài.

-          Làm bằng vật liệu GX14-32.

-          Kết cấu các nắp ổ trong hộp giảm tốc, bảng 18.2 (tài liệu (*)):

Trục	D	D2	D3	D4	h	d4	z
I	62	75	90	52	11	8(M8)	4
II	72	85	105	60	11	8(M8)	4
III	85	100	1120	75	11	8(M8)	4

 

2.3.      Cửa thăm:

Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào trong hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp. Trên nắp có lắp thêm nút thông hơi. Kích thước cửa thăm được chọn theo bảng 18-5 [1] như sau:

A	B	A1	B1	C	C1	K	R	Vít	Số lượng
100	75	150	100	125	130	87	12	M8 x 16	4

 

2.4.      Nút thông hơi:

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm.

Kích thước nút thông hơi (tra bảng 18-6 [1]):

A	B	C	D	E	G	H	I	K	L	M	N	O	P	Q	R	S
M27x2	15	30	15	45	36	32	6	4	10	8	22	6	32	18	36	32

2.5.      Nút tháo dầu:

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

-        Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18-8 [1] (nút tháo dầu tru) như sau:

d	b	m	f	l	c	q	D	S	D
M 20 x 2	15	9	3	28	2,5	17,8	30	22	25,4

 

2.6.      Que thăm dầu:

-          Đê kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu.

Que thăm dầu

2.7.      Vòng móc:

-          Dùng để di chuyển hộp giảm tốc 1 cách dễ dàng.

-          Chiều dày: S=(2÷3)δ=20 mm.

-          Đường kính lỗ vòng móc: d=(3÷4) δ=30 mm

2.8.      Vít tách nắp và thân hộp giảm tốc:

Có tác dụng tách nắp và thân hộp giảm tốc, vít M14x30

3. CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC:

3.1.      Vòng phớt:

Vòng phớt là loại lót kín động gián tiếp nhằm mục đích 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 gỉ. Ngoài ra, vòng phớt còn đề phòng dầu chảy ra ngoài. Tuổi thọ ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào vòng phớt.

Vòng phớt được dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng. Tuy nhiên có nhược điểm là chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao.

Vòng phớt

3.2.      Vòng chắn dầu:

Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp.

4. BẢNG TỔNG KẾT BULONG:

Dựa theo bảng Phụ lục sách Vẽ Cơ Khí tâp 1, Trần Hữu Quế

v   Bu long nền: d₁=18, chọn M18, l₀=42.

v   Bu lông cạnh ổ: d₂=14, l₀=34, chọn M14x100

v   Bu long ghép bích nắp và thân: d₃=12, l₀30, chọn M12x55

v   Vít ghép nắp ổ: d₄=8,l₀=22, M8x40

v   Vít ghép nắp cửa thăm: d₅=8, M8x16

v   Bảng tổng kết sau:

Bulong –đai ốc	M8	M12	M14	M18
S	13	19	22	27
D	14,4	21,1	24,5	30,2
h	5,5	8	9	12
hđ/ốc	6,5	10	11	15
Số lượng	16 M8x40 4 M8x16	4 M12x55	8 M14x110	4 M18

 

5. DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP:

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

5.1.      Dung sai ổ lăn:

Vòng trong ổ lăn chịu tải tuần hoàn, ta lắp ghép theo hệ thống trục lắp trung gian để vòng ổ không trượt trên bề mặt trục khi làm việc. Do đó, ta phải chọn mối lắp k6, lắp trung gian có độ dôi, tạo điều kiện mòn đều ổ (trong quá trình làm việc nó sẽ quay làm mòn đều).

Vòng ngoài của ổ lăn không quay nên chịu tải cục bộ, ta lắp theo hệ thống lỗ. Để ổ có thể di chuển dọc trục khi nhiệt đô tăng trong quá trình làm việc, ta chọn kiểu lắp trung gian H7.

5.2.      Lắp ghép bánh răng trên trục:

Bánh răng lắp lên trục chịu tải vừa, tải trọng thay đổi, va đập nhẹ, ta chọn kiểu lắp ghép H7/k6.

5.3.      Lắp ghép nắp ổ và thân hộp:

Để dễ dàng cho việc tháo lắp và điều chỉnh, ta chọn kiểu lắp lỏng H7/e8.

5.4.      Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục:

Để dễ dàng cho tháo lắp, ta chọn kiểu lắp trung gian H7/Js6

5.5.      Lắp chốt định vị:

Để đảm bảo độ đồng tâm và không bị sút, ta chọn kiểu lắp chặt P7/h6.

5.6.      Lăp ghép then:

Theo chiều rộng, chọn kiểu lắp trên trục là P9/h8 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h8.

Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h11.

Theo chiếu dài, sai lệch giới hạn kích thước then là h14.

 

BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP

Chi tiết	Kích thước (mm)	Mối lắp	ES (m)	EI (m)	es (m)	ei (m)	Độ dôi lớn nhất	Độ hở lớn nhất
Bánh răng 1	35	H7/ k6	+21	0	+15	+2	15	19
Bánh răng 2	35	H7/ k6	+21	0	+15	+2	15	19
Bánh răng 3	35	H7/ k6	+21	0	+15	+2	15	19
Bánh răng 4	50	H7/ k6	+25	0	+18	+2	18	23
		Ổ BI ĐỠ CHẶN
	d	Ổ vòng ngoài
Trục I	62	H7/ h6	+21	0	0	-13	0	34
Trục II	72	H7/ h6	+21	0	0	-13	0	34
Trục III	85	H7/ h6	+25	0	0	-16	0	41
	d	Ổ vòng trong
Trục I	30	H7/ k6	+21	0	+15	+2	15	19
Trục II	30	H7/ k6	+21	0	+15	+2	15	19
Trục III	45	H7/ k6	+25	0	+18	+2	18	23
	bxh	Then (trục)
Trục I	10x7	P9/ h8	-15	-51	0	-18	42	7
	10x8	P9/ h8	-15	-51	0	-22	51	7
Trục II	10x8	P9/ h8	-15	-51	0	-22	51	7
	10x8	P9/ h8	-15	-51	0	-22	51	7
Trục III	12x9	P9/ h8	-18	-61	0	-27	61	9
	12x8	P9/ h8	-18	-61	0	-27	61	9
		Then (bánh răng + bánh xích + nối trục)
Nối trục	10x7	Js9/ h8	+18	-18	0	-22	18	4
Br1	10x8	Js9/ h8	+18	-18	0	-22	18	4
Br2	10x8	Js9/ h8	+18	-18	0	-22	18	4
Br3	10x8	Js9/ h8	+18	-18	0	-22	18	6
Br4	12x9	Js9/ h8	+21,5	-21,5	0	-27	21,5	48,5
Đĩa xích	12x8	Js9/ h8	+21,5	-21,5	0	-27	21,5	48,5
Chốt định vị - vỏ hộp	d=6	P7/h6	-8	-20	0	-8	20	0
Nắp ổ - vỏ hộp	521	H7/e8
Vòng chắn dầu – trục I	30	H7/js6	+21	0	+6,5	-6,5	6,5	27,5
Vòng chắn dầu – trục II	30	H7/js6	+21	0	+6,5	-6,5	6,5	27,5
Vòng chắn dầu – Trục III	45	H7/js6	+25	0	+8	-8	8	33
Vòng phớt – trục I	28	H7/ js6	+21	0	+6,5	-6,5	6,5	27,5
Vòng phớt – trục III	43	H7/ js6	+25	0	+8	-8	8	33
Nắp bích ổ lăn trục I	62	H7/h6	+30	0	0	-19	0	49
Nắp bích ổ lăn trục II	72	H7/h6	+30	0	0	-19	0	49
Nắp bích ổ lăn trục III	85	H7/h6	+35	0	0	-22	0	57
Năp cửa thăm – nắp hộp	150	H8/h7	+63	0	0	-40	0	103

 

KẾT LUẬN

Qua thời gian làm đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí, em đã nắm vững hơn về cách phân tích một công việc thiết kế, cách đặt vấn đề cho bài toán thiết  kế.

Vì đặc trưng nghiên cứu của môn học là tính hệ truyền động nên qua đó giúp cho sinh viên có cách xử lý sát thực hơn và biết cách  kết hợp với những kiến thức đã được học để tính toán và chọn ra phương án tối ưu cho thiết kế.

Dù đã cố gắng hoàn thành đồ án này với cường độ làm việc cao, kỹ lưỡng và có sự hướng dẫn rất cụ thể của quý thầy cô khoa Cơ khí nhưng do hiểu biết còn hạn chế và chưa có kinh nghiệm thực tiễn nên chắc chắn đồ án này còn có nhiều thiếu sót và bất cập. Vì vậy, em rất mong sự sửa chữa và đóng góp ý kiến của quý thầy cô để em được rút kinh nghiệm và bổ sung thêm kiến thức.

Em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ của quý thầy cô khoa Cơ khí và sự hướng dẫn tận tình