MỤC LỤC Đồ án HỘP GIẢM TỐC trục vít bánh vít Công suất cần thiết của động cơ 10,1 kW

LỜI NÓI ĐẦU   3

MỤC LỤC   4

PHẦN I. TÍNH TOÁN LỰA CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN:1

1.1 TÍNH TOÁN LỰA CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN   1

1.1.1 Công suất lớn nhất trên trục công tác  1

1.1.2 Công suất tương đương trên trục công tác  1

1.1.3 Hiệu suất chung cho hệ thống truyền động  1

1.1.4 Công suất cần thiết của động cơ   1

1.1.5 Số vòng quay trên trục công tác  2

1.1.6 Tỉ số truyền chung được xác định 2

1.1.7 Số vòng quay sơ bộ  2

1.1.8 Chọn động cơ   2

1.2 PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN   2

PHẦN II. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI  5

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG:  5

2.1.1   Chọn loại đai:5

2.1.2   Đường kính bánh đai nhỏ  5

2.1.3   Đường kính bánh đai lớn   5

2.1.4   Khoảng cách trục nhỏ nhất  5

2.1.5   Vận tốc đai:6

2.1.6   Góc ôm đai bánh đai nhỏ  6

2.1.7   Các hệ số sử dụng  6

2.1.9   Lực căng đai ban đầu   7

2.1.10 Lực tác dụng lên trục  7

PHẦN III: TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY   9

3.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT – BÁNH VÍT   9

3.1.1 Các thông số bộ truyên trục vít – Bánh vít  9

3.1.2 Tính sơ bộ vận tốc trượt  9

3.1.3 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép  9

3.1.4 Xác định suất uốn cho phép  9

3.1.5 Ứng suất cho phép khi quá tải10

3.1.6 Tính khoảng cách sơ bộ trục  10

3.1.7 Mô-đun dọc của trục vít  11

3.1.8 Hệ số dịch chỉnh   11

3.1.9 Kiểm nghiêm bánh vít về độ bền tiếp xúc:11

3.1.10 Kiểm nghiệm độ bền uốn   12

3.1.11 Chiều dài phần cắt ren của trục vít  13

3.1.12 Tính nhiệt động trục vít  13

3.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG    16

3.2.1 Chọn vật liệu   16

3.2.2 Xác định ứng suất cho phép  16

3.2.3 Chọn độ rắn bánh răng nhỏ chủ động  17

3.2.4 Chọn độ rắn bánh răng bị động  18

3.2.5 Khoảng cách trục sơ bộ  18

3.2.6 Modun răng m    19

3.2.7 Xác định số răng, góc nghiêng  19

3.2.8 Tính toán các kích thước chủ yếu của bộ truyền bánh răng  20

3.2.9 Cấp chính xác vận tốc vòng bánh răng  20

3.2.10 Xác định giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền   21

PHẦN IV. THIẾT KẾ TRỤC – THEN - Ổ LĂN   24

4.1 THIẾT KẾ TRỤC- THEN, Ổ LĂN   24

4.2 THEN   36

4.3 TÍNH TOÁN LỰA CHỌN Ổ LĂN   38

PHẦN  V. TÍNH TOÁN KẾT CẤU HỘP GIẢM TỐC   44

5.1CHỌN THÂN MÁY   44

5.2 CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC   46

PHẦN  VI. DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP  54

TÀI LIỆU THAM KHẢO   55

PHẦN I. TÍNH TOÁN LỰA CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN:

1.1Tính toán lựa chọn động cơ điện

1.1.1 Công suất lớn nhất trên trục công tác

Theo công thức 2.11[1]

1.1.2 Công suất tương đương trên trục công tác

Theo công thức 2.14 [1]

1.1.3 Hiệu suất chung cho hệ thống truyền động

Theo công thức 2.9 [1]

ɳ =  ɳ_ol⁵ . ɳ_nt . ɳ_br. ɳ_tv . ɳ_đ   =  0,99⁵.0,97.0,88.0,95.1  =  0,77

Trong đó, theo bảng 2.3 trang 19 tài liệu tham khảo [3]

ɳ_ol = 0,99: hiệu suất mỗi cặp ổ lăn 

ɳ_br = 0,97: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

ɳ_tv = 0,88: hiệu suất bộ truyền trục vít không tự hãm z₁ = 4 

ɳ_đ = 0,95: hiệu suất bộ truyền đai

ɳ_nt =1: hiệu suất nối trục đàn hồi 

1.1.4 Công suất cần thiết của động cơ

Theo công thức 2.8 [1]

1.1.5 Số vòng quay trên trục công tác

Theo công thức 2.16 [1]

1.1.6 Tỉ số truyền chung được xác định :

Theo bảng 2.4[1].

Trong đó :

u_hgt = 70 tỉ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp trục vít-bánh răng

u_đ = 4:    tỉ số truyền đai

1.1.7 Số vòng quay sơ bộ:

Theo công thức 2.18 [1]

1.1.8 Chọn động cơ:

Với  

Ta chọn được động cơ với các thông số như sau:

Ký hiệu	Công suất P(kw)	N(v/ph)	h(%)	cosj
4A132M4Y3	11	2907	88	0,92	1,6	2,2

Theo bảng P1.3 [1]

1.2 Phân phối tỷ số truyền

Tỷ số truyền chung của hệ được tính lại theo công thức 3.8 [1]:

Suy ra tỷ số truyền của hộp giảm tốc:

Tỉ số truyền đai : u_đ = 4

Tỉ số truyền trục vít : u_tv = 8 ( vì z = 4 nên u = 8  15 ) – trang 174 – tài liệu [1]

Tỉ số truyền của bánh răng: u_{br =   =} 9

Công suất trên các trục:

Tốc độ quay trên các trục:

Moment xoắn trên các trục:

Bảng kết quả sau khi tính toán :

Trục    Thông số	Trục động cơ	Trục I		Trục II		Trục III		Trục công tác
u	4		8		9		1
n, vg/ph	10,1
P, kW
T, Nmm

PHẦN II. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI

2.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG:

Thông số thiết kế bộ truyền đai thang:

Tỷ số truyền	u­đ = 4
Công suất bộ truyền	Pđc = 11 kW
Vận tốc trục động cơ	ndc = 2907 vòng/phút

 

2.1.1   Chọn loại đai:

Dựa vào công suất và số vòng quay ta chọn đai loại Б.

Theo bảng4.13[1]

với đai loại Б: b_t= 14 mm ; b_o= 17 mm; h=10,5 mm; y_o= 4 mm; A= 138 mm²;

 d₁= 140  280 mm.

2.1.2   Đường kính bánh đai nhỏ:

 d₁= 1,2d_min = 1,2.140 = 168 mm

⇒ Theo tiêu chuẩn ta chọn d₁ = 180mm.

2.1.3   Đường kính bánh đai lớn:

Giả sử chọn hệ số trượt tương đối ξ = 0,02.

d₂ = u_đ. d₁.(1 – ξ) = 4.180.( 1 – 0,01) = 705,6 mm

Theo tiêu chuẩn ta chọn d₂ = 710 mm

Tỷ số truyền được tính lại: u_đ =  =  = 4,02

Sai lệch so với giá trị chọn trước:

 = 0,5 %.

2.1.4   Khoảng cách trục nhỏ nhất:

     2(d₁ + d₂)  ≥  a  ≥  0,55(d₁ + d₂) + h

à 2(180 + 710)  ≥  a  ≥  0,55(180 + 710) + 10,5

à 1780 ≥ a ≥ 500 (mm).

Ta có thể chọn sơ bộ: a = d₂ = 710 mm (khi u_đ = 4,02).

vChiều dài tính toán của đai:

L = 2a +  +  = 2916,9 mm.

Ta chọn đai có chiều dài theo tiêu chuẩn: L = 3150 mm.

Tính toán lại khoảng cách trục: a =

Trong đó:  k = L−    = 1752 mm.

 =  =  = 265 mm.

a =  =  = 833,89 mm.

⇒Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép.

2.1.5   Vận tốc đai:

v₁ =  =  ≈ 29,68 m/s.

Số vòng chạy của đai trong một giây:

i =  =  = 9,42 s^-1< [i] = 10 s^-1, do đó điều kiện được thỏa.

2.1.6   Góc ôm đai bánh đai nhỏ:

 = 180^o – 57 = 180^o – 57 = 170,4

Kiểm tra hiện tượng trượt trơn:      > 120^o (thoả điều kiện tránh trượt trơn).

2.1.7       Các hệ số sử dụng:

−      Hệ số tải trọng động K_đ = 1.7

−      Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai:

 = 0,98 – bảng 4.15[1]

−      Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc:

 = 1 − 0,05.(0,01. − 1) = 1 − 0,05.(0,01.29,68² − 1) =0,6

−      Hệ số xét tới ảnh hưởng của tỷ số truyền:

 = 1,14  vì u_d = 4,02  3

−      Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai, ta chọn sơ bộ: C_z = 1

−      Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng C_r = 0,7 (va đập nhẹ).

−      Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai:

 = =  = 1,05

−      Theo bảng 4.19[1] ta chọn [P_o] = 4,3 kW khi d = 180mm, L_o = 2240mm,

v = 29,68 m/s và đai loại Б.

−      Số dây đai dược xác định theo công thức:

z   =   2,35

Ta chọn z = 3 đai (thoả điều kiện không quá 6 dây đai).

 

2.1.8      Tính bề rộng bánh đai
B = (z – 1).t + 2e = (3 – 1).19 + 2.12,5 = 63 mm.

Đường kính ngoài của bánh đai:
d_a= d + 2h_o = 180 + 2.4,2=  188,4 mm

2.1.9       Lực căng đai ban đầu:

F_o = A. = z.A₁. = 3.138.1,5 = 621 N

Lực căng mỗi đai: F_o’ = F_o/2 = 310,5 N.

Lực vòng có ích:  F_t =  =  = 370,6 N.

Lực vòng trên mỗi dây đai: F_t’ = F_t/2 = 185,3 N.

2.1.10   Lực tác dụng lên trục:

F_r = 2.F_o.sin = 2.621.sin = 1237,64 N

Lực căng trên mỗi nhánh căng (có tất cả 2 nhánh căng):

 = 403,15 N

Lực căng trên mỗi nhánh chùng (có tất cả 2 nhánh chùng):

 =217,85 N

Công suất	P = 11 kW
Số vòng quay	n = 2907 (v/ph)
Tỷ số truyền	u = 4,02
Góc ôm đai	= 170,4o
Số dây đai	z = 3
Bề rộng bánh đai	b = 63 mm
Chiều dài dây đai	L = 3150 mm
Khoảng cách trục	a = 833,89 mm
Đường kính bánh dẫn	d1 = 180 mm
Đường kính bánh bị dẫn	d2 = 710 mm

Bảng thông số bộ truyền đai

PHẦN III: TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY

3.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT – BÁNH VÍT

3.1.1 Các thông số bộ truyên trục vít – Bánh vít

u_tv = 8

P₁= 9,85  kW

n₁ = 726,75  vòng/phút

T₁ =   N.mm

P₂ =   kW

n₂ = 90,84  vòng/phút

T₂ = N.mm

Thời gian làm việc L_h = 228.5.8= 9120 giờ

 3.1.2 Tính sơ bộ vận tốc trượt:

Theo công thức (7.1)[1], vận tốc trượt được tính gần đúng:

 = 3,15 m/s

  = 3,15 m/s => Dùng đồng thanh không thiếc và đồng thau để chế tạo bánh vít

Cụ thể là đồng thanh nhôm – sắt – niken ƂpA ЖH 10-4-4 để chế tạo bánh vít. Chọn vật liệu trục vít là thép 45, tôi bề mặt đạt độ rắn HRC 45, đúc bằng cách dung khuôn kim loại hoặc đúc li tâm.

Theo bảng 7.1 [1], với bánh vít bằng ƂpA ЖH 10-4-4 đúc khuôn kim loại hoặc li tâm ta có σ_b = 600 Mpa ; σ_ch = 200 MPa.

3.1.3 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo bảng 7.2[1], chọn ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh vít bằng ƂpA ЖH 10-4-4 [σ_H] = 223 MPa.

3.1.4 Xác định suất uốn cho phép:

Theo công thức 7.6 [1]

[σ_F] = [σ_FO].K_FL = 166 .0,66 = 110,6 MPa

Với:

 [σFO] = 0,25 σb +0,08 σch = 0,25.600+0,08.200 = 166 MPa - Khi bộ truyền quay một chiều,

Hệ số tuổi thọ K_FL tính theo công thức (7.9) [1]:

N_FE – số chu kỳ thay đổi ứng suất uốn tương đương, theo công thức (7.10) [1].

3.1.5 Ứng suất cho phép khi quá tải:

Với bánh vít bằng đồng thanh không thiếc, theo công thức 7.14[1], ta có:

3.1.6 Tính khoảng cách sơ bộ trục

Xác định khoảng cách trục:

Theo công thức 7.16[1], khoảng cách trục được tính:

Trong đó:

z₂ – số răng bánh vít.

z₂ = u_tv.z₁ =8.4 = 32 răng.

q – hệ số đường kính trục vít, chọn sơ bộ q= 0,26z₂ =0,26.32 = 8,32.

 Theo tiêu chuẩn tra bảng 7.3 [1], chọn q = 8.

K_H – hệ số tải trọng, chọn sơ bộ K_H = 1,2.

T₂ – mômen xoắn trên trục bánh vít, Nmm,

[σ_H] - ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa.

Theo tiêu chuẩn SEV229-75, ta chọn  a_w = 200 mm.

3.1.7 Mô-đun dọc của trục vít:

Theo công thức 7.17[1], mô đun dọc của trục được xác định:

theo tiêu chuẩn bảng 7.3 [1], chọn m = 10.

3.1.8 Hệ số dịch chỉnh:

Theo công thức 7.18[1], hệ số dịch chỉnh được xác định:

Thỏa mãn điều kiện -0,7 ≤ x ≤ 0,7    

3.1.9 Kiểm nghiêm bánh vít về độ bền tiếp xúc:

Tính lại vận tốc trượt 7.20[1]:

trong đó:

γ_w – góc vít lăn.

n₂ – số vòng quay trục vít.

d_w1 – đường kính vòng lăn trục vít.

d_w1 = (q + 2x)m = (8 + 2.0).10 = 80 mm

Suy từ bảng  7.2 [1], ứng suất tiếp xúc cho phép [σ_H] = 208 MPa.  

Theo công thức 7.19[1], ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít được xác định:

thỏa điều kiện bền tiếp xúc.trong đó:

a_w – khoảng cách trục.

z₂ – số răng bánh vít.

q – hệ số đường kính trục vít.

T₂ – mô men xoắn trên trục bánh vít.

K_H – hệ số tải trọng.  

K_H = K_Hβ.K_Hv = 1,01.1,2 = 1,2

Trong đó:

K_Hβ – hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng.

trong đó:

T_3m – mô men xoắn trung bình trên trục bánh vít.

T_3max – mô men xoắn lớn nhất.

θ – hệ số biến dạng trục vít, với z₁ = 4 răng, q = 8,tra bảng 7.5 [1] được θ = 47.

K_Hv – hệ số tải trọng động, với v_s = 3,15 m/s , tra bảng 7.6 [1] chọn cấp chính xác 8. Từ đó, tra bảng 7.7[1] được K_Hv = 1,2.

3.1.10 Kiểm nghiệm độ bền uốn:

Chiều rộng bánh vít, theo công thức bảng 7.9 [1]- Tr 155 với z₁ = 4, b₂ ≤ 0,67 d_a1.

d_a2 = m(q+2) = 10(8 + 2) = 100 mm

do đó b₂ ≤ 0,67.100 = 67. Lấy b₂ = 60 mm.

Số răng tương đương:

tra bảng 7.8 [1] chọn hệ số dạng răng Y_F = 1,48.

Hệ số tải trọng K_F = K_H = 1,2

Đường kính vòng chia bánh vít d₂ = m.z₂ = 10.32 = 320 mm.

Module pháp của răng bánh vít :

m_n = m.cosγ = 10.cos(26,56^o)= 8,9

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít:

σ_F < [σ_F] = 110,6 MPa, thỏa mãn điều kiện bền uốn  .

3.1.11 Chiều dài phần cắt ren của trục vít

Theo công thức trong bảng 7.10[1]
b₁  = (12,5 + 0,09Z₂₎.m = 123

3.1.12 Tính nhiệt động trục vít:

 Chọn A_q ~ 0,3A, từ công thức 7.32[1]:

trong đó:

β - Hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian do làm việc ngắt quãng hoặc tải trọng làm việc giảm so với tải trọng danh nghĩa);

 

K_t        - Hệ số tỏa nhiệt, chọn sơ bộ K_t = 12 W/(m^{2 o}C).

ѱ         - Hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp xuống bệ máy, chọn ѱ=0,25.

K_tq       - Hệ số tỏa nhiệt của phần bề mặt hộp được quạt, chọn K_tq= 17 W/(m^{2 o}C) ứng với n_q=750 vòng/ phút.

[t_d]       - nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu, do trục vít nằm dưới bánh vít nên ta lấy [t_d]= 90 ^oC.

t_o         - nhiệt độ môi trường xung quanh, cho t_o=25 ^oC.

ɳ          - hiệu suất của bộ truyền, xác định theo công thức 7.22[1]:

với φ   - góc ma sát, tra bảng 7.4 trang 152 [1], với v_s=3,4 suy ra φ = 2,43º

P₁        - công suất trên trục vít:

 9,85

→Diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc là :

3.1.13 Các thông số bộ truyền:

Dựa theo công thức bảng 7.9[1]

Thông số, đơn vị	Giá trị
Khoảng cách trục, mm	aw = 200
Module, mm	m = 10
Hệ số đường kính	q = 8
Tỉ số truyền thực tế	utv = 8
Số ren trục vít, ren	z1 = 4
Số răng bánh vít, răng	z2 = 32
Hệ số dịch chỉnh bánh vít	x = 0
Góc vít, độ	γ = 26,56
Chiều dài phần cắt ren trục vít, mm	b1 = 123
Chiều rộng bánh vít, mm	b2 = 60
Đường kính ngoài bánh vít, mm	daM2 = 350
Đường kính chia, mm	d1 = 80 d2 = 256
Đường kính đỉnh, mm	da1 = 100 da2 = 340
Đường kính đáy, mm	df1 = 56 df2 = 296

 

3.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG

Thông số đầu vào

- Công suất

P₂ =   kW

P₃

- Số vòng quay

n₂ = 90,84  vòng/phút

n₃

- Tỷ số truyền

u

- Moment

T₂ = N.mm

T₃

- Thời gian làm việc L_h = 228.5.8= 9120 giờ

3.2.1 Chọn vật liệu

Vì công suất trên bánh dẫn PI = 8,58 kW không quá lớn. Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kễ, thuận tiện trong việc gia công chế tạo, ở đây ta chọn vật liệu làm các bánh răng như nhau.

Chọn thép 45 với phương pháp tôi cải thiện (theo bảng 6.1[1]).

- Bánh chủ động (bánh 1): thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB1 241...285 (S ≤ 60mm):,  có σb = 850 (MPa) và σch1 = 580 (MPa). Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245HB.

- Bánh bị động (bánh 2): thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB2 192...240 (S ≤ 100mm):  có σb = 750 (MPa) và σch1 = 450 (MPa). Chọn độ rắn bánh lớn HB2 = 220HB.

3.2.2 Xác định ứng suất cho phép

- Theo bảng 6.2[1] với thép C45, tôi cải thiện đạt độ rắn

 HB =180…350, ta có:

S_H = 1,1           - hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc.

S_F = 1,75         - hệ số an toàn khi tính về uốn.

σ⁰_Hlim = 2HB + 70 ( ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở)

σ⁰_Flim = 1,8HB (ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở)

3.2.3 Chọn độ rắn bánh răng nhỏ chủ động HB₁ = 245

σ⁰_Hlim3 = 2HB₁ + 70 = 2.245 +70 = 560 MPa.

σ⁰_Flim3= 1,8HB₁ = 1,8.245 = 441 MPa.

 (số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc).

N_FO3 = 4.10⁶ (số chu kỳ cơ sở đối với tất cả các loại thép).

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc tương đương:

 

→  K_HL1 = 1 (hệ số tuổi thọ).

Số chu kỳ thay đổi ứng suất uốn tương đương:

→ K_FL3 = 1 (hệ số tuổi thọ).

 

Suy ra ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép:

với K_FC = 1 - hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải (do quay một chiều).

3.2.4 Chọn độ rắn bánh răng bị động HB₂ = 220

σ⁰_Hlim4 = 2HB₃ + 70 = 2.220 +70 = 510 MPa.

σ⁰_Flim4 = 1,8HB₃ = 1,8.220 = 396 MPa.

N_HO2 = 30 H_HB4^2,4 = 30.220^2,4 = 1,255 .10⁷ (số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc).

N_FO4 = 4.10⁶ 

→  K_HL4 = 1 (hệ số tuổi thọ).

→ Hệ số tuổi thọ K_FL4= 1

Theo công thức 6.12[1] bánh răng trụ răng nghiêng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là:

 

Ứng suất uốn quá tải cho phép:

3.2.5 Khoảng cách trục sơ bộ

Theo công thức 6.90 [3], ta có:

Trong đó:    

K_a      - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, tra bảng 6.5 [1], K_a = 43 MPa^1/3

T        - Moment xoắn trên trục dẫn, T₂ =  N.mm

[σ_H]    - Ứng suất tiếp xúc cho phép, [σ_H]= 486,4 MPa

u        - Tỉ số truyền bánh răng, u_br = 9

Theo bảng 6.6[1] do cặp bánh răng không nằm đối xứng với các ổ trục nên      

, chọn  theo tiêu chuẩn. Khi đó:

Theo bảng 6.7, ta chọn

3.2.6 Modun răng m

m = (0,01÷0,02)

= (5,04÷10,8)

Theo tiêu chuẩn chọn m = 5,04 mm

3.2.7 Xác định số răng, góc nghiêng

Đối với bánh răng trụ răng nghiêng, ta chọn  nằm trong khỏang

Số răng bánh nhỏ:

→ 

→   19,8 ≥  ≥ 18,79

Chọn Z₃=19 răng suy ra số bánh răng bị dẫn:

 Z₄=Z₃.u = 19.9 = 171 răng

Góc nghiêng răng:

3.2.8 Tính toán các kích thước chủ yếu của bộ truyền bánh răng

Đường kính vòng chia:

  mm

 mm

* Đường kính vòng đỉnh

         
         

*Đường kính vòng đáy:

 
           

*  Chiều rộng vành răng:

Bánh răng bị dẫn :

            = a_w.y_ba  = 504.0,3 = 151,2 (mm)

Bánh răng dẫn :

          = +5 = 151,2+5 = 156,2 (mm)

3.2.9 Cấp chính xác vận tốc vòng bánh răng:

 

Tra bảng 6.3[3], chọn cấp chính xác 9 với vận tốc vòng quay giới hạn: v_gh = 6 m/s.

K  = 1,13, K  = 1,37  bảng 6.14 [1]

3.2.10 Xác định giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền:

Lực vòng:    17898,88 N

Lực hướng tâm:   = 6857,34 N

Lực dọc trục:       

3.2.11 Chọn hệ số tải trọng động K_HV và K_FV

K_HV = 1,02    ;     K_FV = 1,04    Theo bảng 6.6[3]

3.2.12 Xác định ứng suất tính toán  trên vùng ăn khớp

Theo công thức 6.86 [3]

Trong đó:  Z_M = 190 MPa do cặp bánh răng là thép.

       K_H­ = K_H. K_HV.K_H∝ = 1,14. 1,02. 1,37 = 1,59

K_H∝= 1,37 – Bảng 6.14 [1] 

K_H = 1,14 – tra bảng 6.7 [1] 

 ==  = 2,38

 Với  = arctan() = arctan() = 20,96

= = =0,79

 Với = [1,88 - 3,2()]cosβ = [1,88 - 3,2()]cos18,19= 1,6

Thay các giá trị ta có:

                                        < [] = 486,4 MPa

Do đó điều kiện bền tiếp xúc được thỏa.

3.2.13 Tính số răng tương đương

Suy ra:   z_v3 =  = 22,15 (răng)  

   z_v4 == 199,4(răng)

Hệ số dạng răng Y_F theo số răng tương đương:

Đối với bánh dẫn:

Đối với bánh bị dẫn:

Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng (độ bền uốn):

Bánh dẫn z₃:

Bánh bị dẫn z₄:

Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh  dẫn có độ bền thấp hơn.

3.2.14 Kiểm nghiệm về độ bền uốn

  

à

Do đó độ bền uốn được thỏa.

Trong đó:       

==  = 0,625

 = =  = 3,07

=1−  = 0,53

3.2.15 Bảng tóm tắt các thông số bộ truyền bánh trụ răng nghiêng

 

Thông số	Kích thước
Khoảng cách trục	aw = 504 mm
Góc nghiêng	= 18,19o
Modun	mn = 504 mm
Số răng	z1 = 19	z2 = 171
Đường kính vòng chia	d3 = 100,79 mm	d4 = 907,17 mm
Đường kính vòng đỉnh răng	da3 =  mm	da4 =  mm
Đường kính vòng đáy	df3 =  mm	df4 =  mm
Bề rộng bánh răng	b3 = 156,2 mm	b4 = 151,2 mm

PHẦN IV. THIẾT KẾ TRỤC – THEN - Ổ LĂN

4.1 THIẾT KẾ TRỤC- THEN, Ổ LĂN

4.1.1 Thiết kế trục

Số liệu thiết kế:

                    -Moment xoắn trên trục I :         T₁ = 129435,84 Nmm

                    -Moment xoắn trên trục II :        T₂ = 902014,53Nmm

                    -Moment xoắn trên trục III :      T₃ = 4 313 298,77 Nmm

Trục    Thông số	Trục động cơ	Trục I		Trục II		Trục III		Trục công tác
u	4		8		9		1
n, vg/ph
T, Nmm

 

4.1.2 Chọn vật liệu

Vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có giới hạn bền σ_b = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15..30 MPa.

4.1.3 Xác định đường kính trục

Theo công thức 10.9[1]

- Đường kính sơ bộ trục I :

→ chọn sơ bộ d₁ = 30 mm, ứng với chiều rộng ổ lăn b_o1 = 19 mm, tra bảng 10.2[1].

- Đường kính sơ bộ trục II :

→ chọn sơ bộ d₂ = 60 mm, ứng với chiều rộng ổ lăn b_o2 = 31 mm, tra bảng 10.2 trang 189 [1].

- Đường kính sơ bộ trục III :

→ chọn sơ bộ d₃ = 100 mm. ứng với chiều rộng ổ lăn b_o3 = 47 mm, tra bảng 10.2[1].

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

Quy ước các ký 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;

l_k1 - khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k;

l_ki -khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k;

l_mki -chiều dài may-ơ của chi tiết quay thứ i trên trục k;

l_cki -khoảng cách công-xôn (khoảng chìa) trên trục thứ ;

b_ki -chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục thứ k;

- Chiều dài may-ơ bánh đai:

l_m12 = ( 1,2÷1,5) d₁ =  ( 1,2÷1,5) .30 = 36÷ 45 mm,

ta chọn l_m12 = 40 mm.

- Chiều dài may-ơ bánh vít:

l_m23 = (1,2÷1,8) d₂  =  ( 1,2÷1,8) .60 = 60 ÷ 108 mm,

 ta chọn l_m23 = 80 mm.

- Chiều dài may-ơ bánh răng trụ:

l_m22=  ( 1,2÷1,5) d₂  =  ( 1,2÷1,5) .60 = 72÷90 mm

Do bề rộng bánh răng trụ  b₂₁ = 151 mm nên ta chọn  l_m22 = 160 mm.

l_m33 =  ( 1,2÷1,5) d₂  =  ( 1,2÷1,5) .60 = 48 ÷ 60 mm, do bề rộng

bánh răng trụ  b₃₃ = 156 mm nên ta chọn  l_m33 = 165 mm.

Chiều dài may-ơ nửa khớp nối, với nối trục đàn hồi:

l_m32= ( 1,4÷2,5) d₃=  ( 1,4÷2,5) .120 = 168÷ 180mm,

ta chọn l_m32 = 170 mm.

4.1.5 Tính toán kích thước sơ bộ các trục :

TRỤC 1 :

L₁₁ = (0,9...1)d_aM2 = (0,9...1).350 = (315…350) mm, chọn l₁₁ = 330 mm.

L₁₂ = - Lc₁₂ = 0,5(l_m12 + b_o2) + k₃ + _hn = 0,5(30 + 19) + 10 + 10 = 59,5 mm.

L₁₃ = 0,5.l₁₁ = 165 mm.

TRỤC 2:

L₂₂ = 0,5(l_m22 + b_o2) + k₁ +k₂ = 0,5(160 + 31) + 10 + 10 = 115,5mm.

L₂₃ = l₂₂ + 0,5(l_m22 + l_m23) + k₁ = 115,5 + 0,5(160 + 80) + 10 = 245,5mm.

L₂₁ = (l_m22 + l_m23) + 3k₁ + 2k₂ + b_o2 = 160 + 80 + 3.10 + 2.10 + 31 = 321mm.

TRỤC 3:

L₃₂ = -l_c32 = 0,5(l_m32 + b_o3) + k₃ + h_n = 0,5(170+ 47) + 15 + 20 = 143,5mm.

L₃₃ = 0,5l₃₁ = 160,5 mm.

L₃₁ = l₂₁ = 321mm

4.1.6 Tính toán các lực:

Phân tích lực trên trục I:

Lực tác dụng từ bộ truyền trục vít – bánh vít:
theo công thức 7.13- 7,16 [3]

Lực vòng trục vít bằng lực dọc trục bánh vít:

Lực vòng bánh vít bằng lực dọc trục:

Lực hướng tâm trục vít và lực bánh vít bằng nhau:
Theo 4.21[1]

Xét trên mặt yOz :

F_By – F_r1 + F_Dy = 0

                        Ta có:  ∑ M_D = 0

                        ↔        F_By.330 – F_r1.165 = 0

                        ↔             F_By = 4035,395 N.

F_Dy = F_r1 – F_By = 8070,79– 4035,395 = 4035,395 N

                                    M_Cy = F_By.63,5 = 4035,395.165 = 29349 Nmm.

Xét trên mặt xOz:

                                    F_Bx – F_r – F_t1 + F_Dx = 0          

            Ta có:  ∑M_B = 0

                        ↔        - 44,5.F_r + 330.F_Dx – 165.F_t1 = 0

                        ↔        - 44,5.1237,64 + 330.F_Dx – 165.3952,96 = 0

                        ↔        F_Dx = 2143,37 N.

                        ↔        F_Bx = -F_Dx - F_r + F_t1 = –2143,37– 1237,64 + 3952,96 = 571,31N

Biểu đồ momen lực trục I:

Đường kính trục tại các tiết diện:

Phân tích lực trên trục II

Ta có: , ,

Lực tác dụng lên bộ truyền bánh rang trụ răng nghiêng:

Lực vòng:    17898,88 N

...

PHẦN  V. TÍNH TOÁN KẾT CẤU HỘP GIẢM TỐC

5.1     CHỌN THÂN MÁY:

5.1.1   Yêu cầu:

5.1.2  Xác định kích thước vỏ hộp:

Tên gọi	Biểu thức tính sơ bộ
Chiều dày thành thân hộp	e1 = 0,04A + 3 = 0,04.504 + 3 = 23mm
Chiều dày thành nắp hộp	e2 = 0,85e1 = 0,85.15 =19mm
Chiều dày gân tăng cứng	e3 = e2 = 23mm
Chiều dày mặt bích	e4 = 1,5e1 =1,5.23 = 34mm
Chiều dày mặt đế	e5 = 2,4e1 = 2,4.15 = 55mm
Đường kính        - bu lông nền            - bu lông cạnh ổ            - bu lông ghép mặt bích và thân            - vít ghép nắp ổ            - vít ghép nắp cửa thăm     Chiều sâu lỗ ren lắp vít d4	d1=0,04A + 10 = 30 > 12  tra bảng 17.2 [3] chọn d1 = 30mm.   d2 = 0,7d1 = 0,7.24 = 21mm theo tiêu chuẩn chọn d2 =  20 mm   d3 = 0,8d2 = 0,8.20 = 16 mm theo tiêu chuẩn chọn d3 = 20 mm   d4 = 0,6d2 = 0,6.20 = 12 mm theo tiêu chuẩn chọn d4 = 16mm   d5 = 0,5d2 = 0,5.20 = 10mm theo tiêu chuẩn chọn d4 = 16mm   y4 = 2,5d4 = 30mm
Chiều rộng mặt bích	K1 = e1 + 1,3d2 = 23 +1,3.20 = 49 mm K2 = 1,3d2 + 5 = 1,3.16 + 5 = 31mm K3 = e1 + 1,3d3 = 23 + 1,3.20 = 49mm K4 = 1,3d3 + 3 = 1,3.16 + 3 = 29mm
Khoảng cách từ mép lỗ lắp ổ lăn đến tâm bu lông d2	x1 = d2 = 20 mm
Khoảng hở giữa đinh răng và thành trong vỏ hộp	a1 = 8mm
Khoảng hở giữa mặt bên bánh răng và thành trong vỏ hộp	a2 = 10mm
Khoảng hở giữa đinh răng và thành trong đáy hộp	a3 = 5e2 = 5.20 = 100 mm
Khoảng hở giữa mặt bên giữa các bánh răng	a4 = 8mm
Chiều cao h để lắp bu lông d2	h ≥ 1,6        = 1,6        = 94,92mm chọn h = 100mm
Khoảng cách từ mặt ngoài thân hộp đến tâm bu lông nền d1	y1 =1,5d1 = 1,5.30 = 45mm
Khoảng cách từ tâm bu lông nền d1 đến mép ngoài chân đế	y2 = 1,25d1 = 1,25.30 = 37,5 mm
Bề rộng chân đế của vỏ hộp	y3 = 3d1 = 3.30 = 90mm
Phần lồi vì lý do công nghệ	e = 2mm
Độ dốc đúc, bán kính góc lượn	khoảng 2o

 

Kích thước gối trục (đường kính ngoài D₁  và tâm lỗ vít D)

Trục	Dn	D = Dn + 3d4	D1 = D + 3d4
I	90	138	186
II	130	178	226
III	180	228	276

 

5.2 CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC

5.2.1 Vòng móc

Bulong vòng làm trên thân hộp, kích thước bulong vòng được chọn có ren M24 với các thông số sau:

5.2.2   Chốt định vị

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục. Lỗ trụ (đuờng kính D) lắp ở trên nắp và thân hộp đuợc gia công đồng thời. Để đảm bảo vị trí tuơng đối của nắp và thân truớc và sau khi gia công cũng nhờ 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 tuơng đối của nắp và thân), do đó loại trừ đuợc một trong những nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng.

Ta chọn chốt định vị hình côn có thông số như sau:

d = 6mm; c = 1mm; l = 50mm.

5.2.3   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 đuợc đậy bằng nắp. Trên nắp có lắp thêm nút thông hơi. Kích thuớc cửa thăm được chọn theo bảng 18-5 trang 92 tài liệu tham khảo [2] như sau:

A	B	A1	B1	C	C1	K	R	Vít	Sốluợng
200	150	250	200	230	130	180	12	M10 x 22	6

5.2.4 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, nguời ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm.

        Kích thuớc nút thông hơi (tra bảng 18-6[2]), ta chọn nút thông hơi có các số liệu như sau:

 

A	B	C	D	E	G	H	I	K	L	M	N	O	P	Q	R	S
M48x3	35	45	25	70	62	52	10	5	15	13	52	10	56	36	62	55

 

5.2.5   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 đuợc bịt kín bằng nút tháo dầu.

 

         Kết cấu và kích thuớc của nút tháo dầu trụ tra trong bảng 18-7[4], ta có các thông số như sau:

 

d	b	m	f	l	c	q	D	S	D0
M 20 x2	15	9	3	28	2,5	17,8	30	22	25,4

5.2.6   Que thăm dầu

         Khi làm việc, bánh răng và trục vít được ngâm trong dầu theo điều kiện bôi trơn. Để kiểm tra chiều cao mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu. Kết cấu và kích thước que thăm dầu được tra trong hình 18-11[2] như sau:

5.2.7   Đệm vênh

         Được dùng để lót giữa bề mặt ghép và đai ốc xiết. Kích thước đêm vênh phụ thuộc và đường kính bulong hoặc vít, được tra theo bảng P3.6 [2].

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

          Tra bảng chọn lót kín động gián tiếp với vòng phớt, kích thước rãnh lắp vòng phớt

Như sau:

d	d1	d2	D	a	b	S0
25	26	24	38	6	4,3	9
45	46	44	64	9	6,5	23
100	102	99	123	12	9	15

 

5.2.9 Vòng chắn dầu

Đai ốc và đệm cánh

          Dùng để cố định vòng trong trên trục, chắc chắn nhưng tương đối đắc. Thường dùng khi lực dọc trục lớn.

-        Chọn đai ốc có kích thước như sau (theo bảng 15.1 [2]:

Ren	D	D1	H	b	i	c	C1
42x1,5	65	52	10	6	3	1	1,6

 

Chọn đệm cánh có kích thước như sau theo bảng 15.2 [2]:

Ren d	d1	D	D1	b	m	S	b2	t
42	42,5	67	5,2	5,8	38	1,6	6,3	39

 

5.2.11 Ống lót

       Được dùng để đỡ ổ lăn, tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điều chỉnh bộ phận ổ cũng như điều chỉnh sự ăn khớp của trục vít.

5.2.12 Bôi trơn hộp giảm tốc

1. Chọn phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc:

          Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc.

         Do vận tốc vòng v = 3,15 m/s <10m/s nên ta chọn bôi trơn ngâm dầu: bánh răng,bánh vít, trục vít,… được ngâm trong dầu chứa ở hộp.

         Do trục vít đặt dưới nên mức dầu phải ngập ren trục

PHẦN  VI. DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP

Dựa vào kết cấu làm việc, chết dộ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau:

6.1 Dung sai lắp ghép bánh vít, bánh răng

            - Do bánh vít không được tháo lắp thường xuyên, khả năng định tâm của mối ghép cao, chịu tải trọng va đập nhẹ vì thế để đề phòng di trượt ta chọn kiểu lắp .

            - Do bánh răng không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, khả năng định tâm của mối ghép cao nên ta chọn kiểu lắp .

6.2    Dung sai lắp ghép ổ lăn:

Khi lắp ổ lăn cần lưu ý:

- Lắp vòng trong ổ lăn lên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục.

- Để các vòng ổ không trơn trựơt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc, chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay.

- Đối với các vòng không quay chịu tải cục bộ, sử dụng các kiểu lắp có độ hở. Chính vì vậy mà khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ ta chon H7.

6.3 Dung sai khi lắp vòng chắn dầu:

Chọn kiểu lắp trung gian để thuận tiện cho quá trình tháo lắp.

6.4  Dung sai lắp bạc chặn trên trục tuỳ động:

Vì bạc chỉ có tác dụng chặn các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp .

6.5  Dung sai và lắp ghép nắp ổ:

            Do nắp ổ cần di chuyển dọc, không quay, mối ghép dần được cố định khi làm việc, nhưng các chi tiết dễ dàng dịch chuyển với nhau khi diều .

Vậy ta chọn chế độ lắp .

6.6  Dung sai lắp ghép then lên trục:

Theo chiều rộng, ta chọn kiểu lắp trên trục là P9 và kiểu lắp trên bạc là D10.

Bảng dung sai lắp ghép bánh vít, bánh răng, ổ lăn: