LỜI NÓI ĐẦU

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo máy. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật .... đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.

Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm và bộ truyền đai dẹt. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và khớp nối sẽ truyền chuyển động tới băng tải.

NỘI DUNG CỦA ĐỒ ÁN ĐƯỢC CHIA LÀM 3 PHẦN.

Phần I: Tính toán hệ thống dẫn động: 2.

I. Chọn động cơ. 2

II. Phân bố tỉ số truyền. 3.

III. Xác định công suất, tốc độ quay và mômen trên các trục. 3.

Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền. 4.

I. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài bằng đai dẹt. 4.

II. Tính toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc. 8.

- II.A. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng thẳng. 8.

- II.B. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng. 14.

III. Tính toán thiết kế trục truyền cho hộp gỉam tốc. 20.

IV. Tính toán chọn kiểu then lắp trên trục. 26.

V. Tính toán ổ lăn cho hộp giảm tộc. 27.

VI. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc chọn điều kiện bôi trơn và ăn khớp. 32.

VII. Tính kết cấu các chi tiết. 34.

VIII. Bảng thống kê các kiểu lắp lắp ghép. 36.

Phần III: Các bản vẽ gồm có.

I. Bản vẽ lắp Ao.

II. Bản vẽ chế tạo A3.

Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau:

- TẬP 1 VÀ 2 CHI TIẾT MÁY CỦA GS.TS-NGUYỄN TRỌNG HIỆP.

- TẬP 1 VÀ 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ CỦA PGS.TS-TRỊNH CHẤT VÀ TS-LÊ VĂN UYỂN.

- DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP CỦA GS.TS NINH ĐỨC TỐN.

Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót. Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được.

Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Lê Đắc Phong đã trược tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao .

Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! ! !

PHẦN 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG

Với phương án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đôi ở cấp chậm ta sẽ gặp phải những ưu điểm và nhược điển như sau:

* Ưu điểm: - Tải trọng sẽ được phân bố đều cho các ổ.

- Giảm được sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng nhờ các bánh răng được bố trí đối xứng đối với các ổ.

- Tại các tiết diện nguy hiểm của các trục trung gian và trục ra mômen xoắn chỉ tương ứng với một nửa công suất được truyền so với tường hợp không khai triển.

Nhờ đó mà hộp giảm tốc loại này nói chung có thể nhẹ hơn 20% so với hộp giảm tốc khai triển dạng bình thường.

* Nhược điểm: của hộp giảm tốc khai triển là bề rộng của hộp giảm tốc tăng do ở cấp khai triển làm thêm một cặp bánh răng so với bình thường. Do vậy cấu tạo bộ phận ổ phức tạp hơn, số lượng các chi tiết và khối lượng gia công tăng lên có thể làm tăng giá thành của động cơ lên.

I. CHỌN ĐỘNG CƠ.

A. Xác định công suất cần thiết của động cơ

Do hộp giảm tốc làm việc trong chế độ tải thay đổi theo một quy luật xác định. Cho nên công suất lớn nhất phát sinh trên động cơ ứng với tải lớn trong quá trình làm việc là:

(kW).

Trong đó: - P_tglà công suất làm việc trên bộ truyền tải.

- h là hiệu suất truyền động của toàn bộ cơ cấu của .

Theo sơ đồ đề bài thì : h = h^m_{ổ lăn}. h^k_{bánh răng}. h_{khớp nối}.h_đai..

Trong đó: - m là số cặp ổ lăn (m = 4);

- k là số cặp bánh răng (k = 2).

Tra Bảng 2.3 (Trang 19 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí), ta được các giá trị hiệu suất ứng với mỗi chi tiết như sau: h_ôl= 0,99; h_br= 0,97; h_k= 1; h_đ= 0,95.

Þ h = 0,99⁴. 0,97². 1. 0,95= 0,8586.

Công suất làm việc trên bộ truyền tải là

Khi đó công suất lớn nhất phát sinh trên trục động cơ trong quá trình làm việc l

*) Vì hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi theo thời gian. Cho nên khi tính toán chọn động cơ ta sẽ sử dụng tải cố định tương đương với chế độ thay đổi của tải làm việc . Khi đó công suất yêu cầu đối với động cơ tương ứng với tải cố định (tải tương đương) sẽ được tín theo công thức sau:

B. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ:

Do cơ cấu dùng để biến đổi tỉ số chuyền giữa động cơ với xích tải gồm có bộ truyền đai lắp với hộp giảm tốc. Cho nên theo Bảng 2.4 (Trang 21-Tập 1:Tính toán hệ dẫn động cơ khí) ta sẽ xác định được tỉ số chuyền sơ bộ mà cơ cấu cần phải có để đáp ứng được nhu cầu của bộ phận kéo tải. Ta có U_ht= U_h. U_n = 20.2,5 = 50.

Số vòng quay thực tế của trục xích tải là: n_x =

Vậy ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ : n_sb = n_lv. U_ht= 28.50 = 1400 (vg/ph)

Ta chọn số vòng quay sơ bộ của trục động cơ là 1400 (vg/ph).

Việc chọn động cơ làm việc với bộ truyền phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện sau:

P_tđ £ P_đc ; n_đc » n_sb và T_mm/T £ T_K/T_dn.

Các thông số kỹ thuật yêu cầu đối với động cơ ta đã tính toán được như sau:

P_yc = 4,84 (kW); n_sb = 1400(vg/ph); T_mm/T = 1,4.

Theo Bảng phụ lục P1.1 ( Trang 234 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Ta chọn được động cơ có ký hiệu là : K132M4 đáp ứng nhu cầu làm việc của bộ truyền.

Các thông số kĩ thuật của động cơ K132M4 như sau :

P_đc = 5,5(kW); n_đc = 1445(vg/ph); T_mm/T = 2.

II. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Ta đã biết rằng tỉ số chuyền của toàn bộ cơ cấu U_{cơ cấu}= U_hộp.U_ngoài.

Mặt khác tỷ số truyền thực của toàn bộ cơ cấu được xác định như sau:

Chọn U_hộp = 20 Þ U_ngoài= U_đai= 51,6 : 20 = 2,58 ;

Mặt khác đây là hộp giảm tốc cấp 2 nên ta có:

Trong đó - U_nh là tỉ số truyền cấp nhanh

- U_ch : Tỉ số truyền cấp chậm.

Để đảm bảo rằng các cơ cấu truyền truyền động được làm việc trong điều kiện bôi trơn là tốt nhất thì ta phải phân phối tỉ số chuyền giữa hai cấp nhanh và cấp chậm trong hộp giảm tốc theo nguyên tắc: U_nh = (1,2¸1,3).U_ch. Nên tỉ số chuyền của cấp nhanh và chậm trong hộp động cơ được phân phối như sau: U_nh= 5 ; U_ch = 4.

Kết luận: Tỉ số chuyền được phân phối giữa các cấp như sau:

U_h = 20 ; U_nh= 5; U_ch= 4; U_đai = 2,59.

III. XÁC ĐỊNH CÔNG XUẤT, MÔMEN, SỐ VÒNG QUAY TRÊN CÁC TRỤC: Do P_th^max = 5,63 > P_thđc= 5,5 (kW).

Vậy để đảm bảo điều kiện cho các chi tiết có thời gian làm việc lâu dài theo yêu cầu đã đề ra, ta phải sử dụng công suất phát sinh lớn nhất trong quá trình làm việc tính toán kết cấu hộp giảm tốc. Có như vậy mới đề phòng được việc hỏng hóc khi công suất tăng đến giá trị lớn nhất.

* Ta có công suất trên các trục lần lượt được xác định như sau :

P_I = P_th^max.h_d.h_ol= 5,63x0,95x0,99 = 5,3 (kW).

P_II = P_I.h_br.h_ol= 5,3x0,97x0,99 = 5,1 (kW).

P_III = 0,5.P_II.h_br.h_ol= 0,5x5,1x0,97x0,99 = 2,44 (kW); (Vì đây là hộp phân đôi ở cấp chậm).

P_IV = 2.P_III.h_kh_ol= 2x2,45x1x0,99 = 4,83 (kW);

* Số vòng quay trên các trục lần lượt như sau:

n_I = (vg/ph);

n_II =(vg/ph).s

n_III = n_IV = (vg/ph) (Vì trục III nối với trục IV qua khớp đàn hồi).

* Còn giá trị Mô men được xác định như sau: (N. mm).

T_đc= 9,55. 10⁶. (N.mm).

T_I= 9,55. 10⁶. (N. mm).

T_II= 9,55. 10⁶. (N. mm).

T_III= 9,55. 10⁶. (N. mm).

T_IV= 9,55. 10⁶. (N. mm).

PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

I. TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH ĐAI BÊN NGOÀI HỘP GIẢM TỐC.

A. Thiết kế bộ truyền ngoài bằng bánh đai dẹt.

.......................

1. Chọn loại đai phù hợp với khả năng làm việc:

Do chế độ làm việc yêu cầu đối với bộ truyền đai là làm việc ổn định trong hai ca tương đương với 16 h. Cho nên đai phải có độ bền cao thêm vào đó vẫn phải bảo đảm yêu cầu về kinh tế là là giá thành phải tối thiểu nhất. Cho nên ta lựa chọn loại đai dẹt được làm bằng vải và cao su.

2. Xác định đường kính đai nhỏ:

Đường kính đai nhỏ được xác định bởi công thức thực nghiệm: .........

Ở đây T₁là mômen xoắn trên trục chủ động nên ta có T₁ = T_dc = 36349 (N.mm).

Thay số vào ta có xác định sơ bộ đường kính bánh đai như sau:

......................

Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn được d₁ = 180 (mm).

Khi đó vận tốc đai được xác định bởi công thức như sau:

.......................

Do v = 13,6 (m/s) < v_max = (25¸30) (m/s). Cho nên đường kính d₁là phù hợp với điều kiện làm việc của bộ truyền.

3. Xác định đường kính đai lớn:

Đường kính đai lớn được xác định bởi công thức: ...........

Trong đó: - u là tỉ số chuyền của bộ chuyền đai Þ u = U_ng = 2,58.

- e là hệ số trượt đối với đai vải cao su thì e = 0,01 .

- d₁ là đường kính của bánh đai nhỏ sau khi chuẩn hoá.

.........................

Theo dãy tiêu chuẩn ta sẽ chọn d₂ = 450 (mm). Bảng 21.15 (Trang163-Tập2:Tính ..).

* Kiểm nghiệm lại số vòng quay thực của bánh bị dẫn. Ta có số vòng quay thực của bánh bị dẫn được xác định bởi công thức như sau:

.................

Với sai số vòng quay ...............

Þ Dn < 4% đây là giá trị vẫn đáp ứng được điều kiện bộ truyền đai làm việc bình thường tức là bảo được tỉ số chuyền cần thiết. Cho nên đường kính d₂đã tính toán trên đây đạt yêu cầu.

4. Xác định khoảng cách giữa hai trục bánh đai a và chiều dài của đai L.

Ta biết rằng chiều dài đai tối thiều L_min sơ bộ được xác định bởi công thức như sau:

....................

Vậy L_min = 2,72 (m) = 2720 (mm).

Khi đó khoảng cách giữa hai trục a được xác định theo L_min như sau:

........................

Thay số vào công thức trên ta xác định được khoảng cách hai trục bánh đai:

.................

Nhận thấy ngay thấy rằng a < 2.(d₁+ d₂) là vô lý vì 846 < 2.(180+450) = 1260 (mm).

Vậy ta phải xác định chiều dài đai L theo khoảng cách giữa hai trục bánh đai a.

Chọn a = 2.(d₁+ d₂) = 1260 (mm). Khi đó L xác định theo công thức sau:

...................

Thay số vào công thức trên ta thu được giá trị của L như sau:

.................

Tuy nhiên tuỳ thuộc vào cách thức nối đai ta có thể tăng thêm chiều dài dây đai từ 100¸400 (mm) để bộ truyền làm việc tốt.

5. Tính góc ôm đai a₁.

Góc ôm a₁ trên bánh nhỏ được xác định bởi công thức sau:

a₁ = 180⁰ - g = ..............

Thay các giá trị của d₁ và d₂ vào công thức trên đây ta có:

..............

Nhận thấy rằng a₁ = 167⁰74’ > 150⁰ thỏa mãn yêu cầu về góc ôm đai.

6. Xác định chiều dày (d) và chiều rộng (b) của đai dẹt.

Để đai ta thiết kế làm việc tốt cho hiệu suất bộ truyền khác 0 thì đai thiết kế ra phải đáp ứng được khả năng kéo của đai phát sinh ra trong quá trình làm việc không được vượt quá một giá trị cho phép xác định bởi thực nghiệm (Tránh hiện tượng trượt trơn hoàn toàn).

......... Þ s_t£ 2.y₀.s₀ = [s_t].

Mặt khác ta lại có: .....................

Trong đó: - F_tlà lực vòng.

- K_d là hệ số tải động.

Lực vòng F_t được xác định thông qua công suất của động cơ P_đcvà vân tốc v của đai:

..........................

Còn hệ số tải động K_đ= 1,2 do làm việc trong 2 ca với máy điện xoay chiều và dao động nhẹ 140% so với tải danh nghĩa. Bảng 4.7 (Trang 55-Tập1 Tính toán . . . ).

Chiều dày của đai d được xác định theo tỉ số d/d₁ sao cho tỉ số không vượt quá một trị số cho phép nhằm hạn chế ứng suất phát sinh ra trong đai có tác dụng tăng tuổi thọ của đai. Đối với đai làm bằng vải và cao su tra Bảng 4.8 (Trang 55-Tập 1 Tính toán . . .) ta có (d/d₁)_max= 1/40. Khi đó ta xác định được chiều dày cho phép như sau:

d/d₁ £ 1/40 Þ d £ d₁/40 = 180/40 = 4,5 (mm). Chọn d = 4,5 mm.

Theo Bảng 4.1 (Trang 51 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định được loại đai đã dùng là G - 800 có 3 lớp lót và chiều dày của đai d = 4,5 (mm).

Khi đó bề rộng của đai b được xác định theo công thức sau:

....................

Đối với đai dẹt ứng suất cho phép được xác định theo thực nghiệm như sau:

[s_t] =[s_t]_o.C_p.C_a.C_v. (*)

Trong đó:

- C_b là hệ số xét đén sự bố trí bộ truyền và cách căng đai. Do bộ truyền được đặt nằm ngang nên b < 60⁰nên ta có C_b = 1.

- C_a là hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai. Ta có: C_a = 1 – 0,003.(180 - a₁)

Þ C_a = 1 – 0,003.(180 – 167,74⁰) = 0,96.

- C_v là hệ số xét đến ảnh hưởng của vân tốc. C_v = 1,04 – 0,0004.v² Þ C_V = 0,966.

- Theo Bảng 13.8 (Trang 34-Tập 1 Tính toán thiết kế ...) Þ [s_t]_o = 2,25 (N/mm²).

Thay các giá trị vào công thức (*) ta xác định được [s_t] như sau:

[s_t] =[s_t]_o.C_p.C_a.C_v = 2,25.1.0,96.0,966 = 2 (N/mm²).

Vây ta sẽ tính được giá trị chiều rộng của đai như sau:

...............

Vây ta chọn theo tiêu dãy chuẩn ta chọn b = 63 (mm).

7. Tính chiều rộng của bánh đai (B).

Đối với bánh đai dẹt mắc bình thường thì chiều rộng bánh đai B xác định như sau:

B = 1,1.b + (10 ¸ 15) = 1,1. 63 + (10 ¸ 15) = 79,3 ¸ 84,3 (mm).

Tuy nhiên theo tiêu chuẩn ta sẽ chọn B = 71 (mm).

Giá trị chiều rộng đai và bánh đai tra Bảng 21.16 (Trang 164 -Tập 2: Tính toán...).

8. Xác định lực tác dụng lên trục F_r:

Lực tác dụng lên trục bánh đai được xác định theo công thức:

F_r =2.F_o.sin(a₁/2) = 2.A.s_o.sin(a₁/2) = 2.b. d.s_o.sin(a₁/2) =2 .b. d. [s_t].

Thay số vào ta có xác định được: F_r = 2.63.4,5.2 = 1136 (N).

II. TÍNH TOÁN CÁC TRUYỀN BÊN TRONG HỘP GIẢM TỐC.

Do bộ truyền trong của hộp giảm tốc đều là các cặp bánh răng ăn khớp với nhau trong điều kiện che kín và được bôi trơn đầy đủ. Cho nên dạng hỏng chính mà bộ truyền thường gặp phải là tróc mỏi bề mặt bánh răng ăn khớp làm cho tuổi thọ của cơ cấu giảm xuống rất nhiều. Vậy ta phải chọn vật liệu làm bánh răng để xác định giá trị ứng suất giới hạn [s_H] cho phép. Để thiết kế và tính toán ra các thông số hình học của cặp bánh răng vừa đáp ứng được yêu cầu về tỉ số truyền lại để cho ứng suất tiếp xúc sinh ra trong quá trình làm việc trên bề mặt bánh răng trong quá trình ăn khớp là s_H không được lớn hơn giá trị [s_H] cho phép.

A.THIẾT KẾ CẶP BÁNH BÁNH RĂNG THẲNG Ở CẤP NHANH:

1.Chọn vật liệu.

Vật liệu làm bánh răng đáp ứng các đòi hỏi sau:

- Vật liệu làm bánh răng phải thoả mãn các yêu cầu về độ bền bề mặt để tránh hiện tượng tróc mỏi, mài mòn, dính răng… và độ bền uấn trong quá trình làm việc. Cho nên vật liệu làm bánh răng thường là thép có chế độ nhiệt luyện hợp lý hoặc được làm bằng gang hay các vật liệu không kim loại khác.

- Theo yêu cầu của đề bài thì bộ truyền bánh răng thẳng phải truyền được công suất tối đa chính là công suất truyền lớn nhất của trục I là 5,3 (kW) ứng với chế độ trung bình cho nên vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt HB £ 350.

- Để đảm bảo chỉ tiêu kinh tế ta phải chọn vật liệu và phương pháp gia công hợp lý để cho cặp bánh răng có thời gian sử dụng không được chênh lệch nhau không quá nhiều.

Căn cứ vào các tiêu chuẩn đó và Bảng 6.1 (Trang 92-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định sơ bộ vật liệu làm cặp bánh răng như sau:

Bánh nhỏ: Chọn vật liệu thép C45 và chế độ nhiệt luyện là tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau:

HB = 241 ¸ 285; s_b1 = 850 MPa ; s_{ch 1} = 580 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB₁ = 250.

Bánh lớn: Chọn vật liệu thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số về vật liệu (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau:

HB = 192 ¸ 240; s_b2 = 750 MPa ; s_ch2 = 450 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB₂ = 220.

2. Xác định ứng suất tiếp xúc [s_H] và ứng suất uấn [s_f] cho phép.

a. Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:

Trong đó: - S_H là hệ số an toàn.

- Z_R là hệ số xét đén ảnh hưởng của độ nhám bề mặt.

- Z_V là hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc vòng.

- Z_L là hệ số xét đén ảnh hưởng của bôi trơn.

- K_xH là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

Chọn sơ bộ Z_R.Z_V.K_LK_xH = 1 nên ta có

Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải N_HE được xác định như sau:

.

Trong đó: -là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.

- K_HL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc.

Theo Bảng 6.2 (Trang 94 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định và S_Hnhư sau: = 2.HB + 70 (MPa) còn S_H = 1,1.

Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau:

s^°_{H lim1} = 2.HB₁+ 70 = 2.250 + 70 = 570 (Mpa).

s^°_{H lim2} = 2.HB₂+ 70 = 2.220 + 70 = 510 (Mpa).

Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau:

K_HL=

Số chu kỳ cơ sở N_HO được xác định bởi công thức như sau: N_HO = 30.HB^2,4.

Þ

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương N_HE được xác định như sau:

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.

- T_ilà mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.

- n_i là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.

- t_i là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có:

Thay số vào các giá trị tương ứng của công thức ta có:

Ta lại có :

Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau:

(MPa).

(MPa)..

Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định như sau:

(MPa).

b. Ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:

Trong đó: - [s_Flim] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải N_EF.

- S_F là hệ số an toàn lấy bằng 1,7 do bề mặt được tôi cải thiện.

- Y_S = 1,08 – 0,16.lgm là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước răng.

- Y_R »1 là hệ số xét đén ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân rằng.

- K_xF là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

Chọn sơ bộ Y_R.Y_S.K_xF = 1 Þ .

Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải N_HE được xác định như sau:

Trong đó: -là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.

- K_FL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc.

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết hệ dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định và S_F như sau:= 1,8.HB và S_F=1,75.

Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau:

s^°_{F lim1} = 1,8.HB₁ = 1,8.250 = 450 (Mpa).

s^°_{F lim2} = 1,8.HB₂ = 1,8.220 = 396 (Mpa).

Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau:

K_FL=

Mà số chu kỳ cơ sở N_FO =6.10⁶được xác định cho mọi loại thép.

Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương N_FE được xác định như sau:

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.

- T_ilà mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.

- n_i là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.

- t_i là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

- m_F là bậc của đường cong mỏi khi thử về uấn ở đây m_F = 6.

Vậy với bánh răng lớn (lắp với trụ II) ta có:

Tiến hành thay các giá trị băng số vào công thức ta có.

Ta có :

Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau:

(MPa).

(MPa)..

3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Công thức xác định khoảng cách trục a_w của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng bằng thép ăn khớp ngoài như sau:

a_w₁³ 49,5 (u₁+ 1)

Trong đó: - T₁ là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I)

- Y_d = b_w/d_w₁ = 0,5.Y_a.(u+1) là hệ số chiều rộng bánh răng.

- K_H_b là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.

- K_Hv là hệ số kể ảnh hưởng của tải trọng động.

- u₁ là tỉ số truyền của cặp bánh răng.

Ở đây ta đã có:

- T₁ = 90384 (N.mm); u₁ = U_nh = 5; y_a = 0,35 và [s] = 463 (MPa)

-Y_d = 0,5.Y_a.(u+1) = 0,5.0,35.(5+1) = 1,05 Tra Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định được K_H_b = 1,0725 (Sơ đồ 6).

- Chọn sơ bộ K_Hv = 1.

Thay số vào công thức ta sẽ xác định được khoảng cách giữa 2 trục a_w₁:

a_w₁³ 49,5.(5+1). (mm)

Vậy ta chọn sơ bộ a_w₁ = 190 (mm).

4. Xác định các thông số ăn khớp

* Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) được xác đinh như sau:

m = (0,01 ¸ 0,02).a_w₁= (0,01 ¸ 0,02).190 = 1,9 ¸ 3,8.

Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 3 mm.

* Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lượt là Z₁và Z₂ ta có :

Chọn Z₁ = 21 răng.

Þ Z₂ = U₁Z₁= 5.21 = 105 (răng).

Vậy Z_t = Z₁ + Z₂ = 21 + 105 = 126 ;

5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện s_H £ [s_H] = 463 MPa.

Do s_H = ;

Trong đó : - Z_M : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;

- Z_H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;

- Z_e : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;

- K_H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc;

- b_w : Chiều rộng vành răng.

- d_w₁ : Đường kính vòng chia của bánh chủ động;

Ta đã biết được các thông số như sau:

- T₁ = 90384 (N.mm).

- b_w = y_a . a_w = 0,35.190 = 66,5 mm ;

- U_nh = 5 và d_w₁ = m.Z₁ = 3.21 = 63 (mm).

- Z_M = 274 Mpa^1/3 vì bánh răng làm thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1: Tính toán ...).

- Z_H =

- Z_e =

Vì hệ số trùng khớp e_a = 1,88 – 3,2 .

- Hệ số K_H được xác định bởi công thức: K_H= K_H_b.K_HV.

Do Y_bd = 1,05 tiến hành tra Bảng 6.7 (Trang 98 – Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có K_H_b = 1,0725 (Sơ đồ 6).

Còn

Vận tốc bánh dẫn: v = m/s < 2 m/s theo Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 9.

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ d_H = 0,004.

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ g_o = 73.

Þ K_H = K_H_b.K_HV = 1,08.1,0725 = 1,16.

Thay số vào ta xác định được ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng như sau:

s_H = (Mpa).

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng: [s_H] = [s_H]. Z_RZ_VK_xH.

Với v = 1,85 m/s Þ Z_V = 1 (vì v < 5m/s ).Với cấp chính xác động học là 9 và chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó độ nhám bề mặt là R_a = 10¸40 mm Þ Z_R = 0,9 với d_a< 700mm Þ K_xH = 1. Vậy [s_H] = 463.1.0,9.1 = 416,7 MPa.

Do s_H= 411,53 < [s_H] =416,7 nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc.

Khi đó khảng cách trục thực tế a_w₁ = 3.Z_t/2 = 3.(21+105)/2 = 189 (mm)

* Ở đây ta phải tiến hành thêm quá trình dịch bánh răng để tăng khoảng cách trục từ a_w₁ =189(mm) lên a_w₂= 190 (mm) mà vẫn bảo đảm qúa trình ăn khớp.

- Hệ số dịch chỉnh tâm: y = a_w₂/m – 0,5.( Z₁+Z₂ ) = 190/3 – 0,5.(21+105) = 0,33.

- Ta lại có k_y = 1000.y/Z_t = 1000.0,33/(21+105) = 2,65.

- Theo bảng 6.10a (Trang 101-Tập1: Tính toán ...) ta có k_x = 0,0528.

- Vậy hệ số giảm đỉnh răng: Dy = k_x.Z_t/1000 = 0,0528. 126/1000 = 0,0067

- Khi đó tổng hệ số dịch chỉnh: x_t= y + Dy = 0,33 + 0,0067 = 0,3367.

- Hệ số dịch chỉnh trên bánh 1 được xác định như sau:

x₁ = 0,5.[x_t - (Z₂- Z₁).y/Z_t] =0,5.[0,3367-(105-21).0,33/126] = 0,058.

- Hệ số dịch chỉnh trên bánh 2 được xác định như sau:

x₂ = x_t- x₁ = 0,3367 – 0,058 = 0,2787.

- Khi đó góc ăn khớp được xác địnhnhư sau:

cosa_t_a = Z_t.m.cosa/(2. a_w₂) = 126.3.cos20⁰/(2.190) = 0.9303 Þ a_t_a = 20,81^o

6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng s_F phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [s_F] hay: s_F £ [s_F].

Do Þ s_F2 = s_F1. Y_F2/ Y_F1

Trong đó : - T₁ : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động.

- K_F : Hệ số tải trọng khi tính về uốn. K_F = K_F_b.K_F_a K_Fv.

- K_F_b : Hệ số kể đến sự phân bố phân bố không đều trên chiều rộng răng.

- K_Fv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.

- K_F_a : Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng răng.

- Y_F : Hệ số dạng răng.

- b_w : Chiều rộng vành răng.

- d_w₁ : Đường kính vòng chia của bánh chủ động;

- m : Môdum của bánh răng.

Do Theo Bảng 6.18 (Trang 109-Tâp1: Tính toán ...).

Còn

Vận tốc bánh dẫn: v = m/s < 2 m/s theo Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 9.

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ d_F = 0,011.

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ g_o = 73.

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ K_F_b = 1,11.

Do đây là bánh răng thẳng lên K_F_a =1.

Þ K_F = K_F_b.K_F_a K_Fv = 1,11.1,19.1 = 1,32.

Vậy ta có: (MPa).

Þ s_F2 = s_F1. Y_F2/ Y_F1 = 76,7.3,6/4,04= 68,35 (MPa).

Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được khi làm việc xác định như sau.

[s_F1]= [s_F1].Y_S.Y_xF.Y_R và [s_F2]= [s_F2].Y_S.Y_xF. Y_R.

Với m = 3 mm Þ Y_S = 1,08 – 0,0695.Ln(3) » 1. Còn Y_R = 1 và K_xF = 1:

Þ [s_F1] = [s_F1].1.1.1 = 257,14 MPa.

Þ [s_F2] = [s_F2].1.1.1 = 226,29 MPa.

Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì :

7. Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó momen xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng dư, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng dư, phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại s_Hmax và ứng suất uốn cực đại s_F1maxluôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [s_H]_max và [s_F1]_max.

* Ta có ứng suất quá tải cho phép [s_H]_max và [s_F1]_max được xác định như sau:

Vậy suất quá tải cho phép [s_H]_max và [s_F1]_max của mỗi bánh răng xác định như sau:

* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau:

Ta có hệ số quá tải K_qt = T_max/ T = 1,4.

Thay số vào công thức (*) ta có:

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn.

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh :

- Khoảng cách trục: a_w = 190 mm.

- Môđun bánh răng: m = 3 mm.

- Chiều rộng bánh răng: b₁ = 66,5 mm và b₂ = 60 mm.

- Số răng bánh răng: Z₁ = 21 và Z₁ = 105 răng.

- Đường kính chia : d₁ = m. Z₁ = 3.21 = 63 mm; d₂ = m.Z₂ = 3.105 = 315 mm;

- Đường kính đỉnh răng: d_a1 = d₁+ 2(1+ x₁ -Dy).m = 69,348mm.

d_a2= d₂ + 2(1+ x₁ -Dy).m = 322,672mm.

- Đường kính đáy răng : d_f1 = d₁- (2,5-2.x₁).m = 55,848 mm.

d_f2 = d₂- (2,5-2.x₂).m = 309,172 mm

- Đường kính cơ sở : d_b1 = d₁. cos a = 66. cos 20^° = 62,0197 mm;

d_b2 = d₂. cos a = 330. cos 20^° = 310,098 mm

- Góc prôfin răng gốc: a = 20⁰.

- Góc ăn khớp : a_t_w = 20,81^° .

- Bánh răng có sự dịch chỉnh: x₁ = 0,058 còn x₂ = 0,2787

B. THIẾT KẾ CẶP BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG Ở CẤP CHẬM:

1.Chọn vật liệu.

Tiến hành tương tự như ở cặp bánh răng thẳng ta có vật liệu làm bánh răng như sau:

Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau:

HB = 241 ¸ 285; s_b1 = 850 MPa ; s_{ch 1} = 580 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 1 là HB₁ = 250.

Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) lần lượt như sau:

HB = 192 ¸ 240; s_b2 = 750 MPa ; s_ch2 = 450 Mpa

Vậy ta chọn độ cứng của bánh răng 2 là: HB₂ = 220.

2. Xác định ứng suất tiếp xúc [s_H] và ứng suất uấn [s_f] cho phép.

.......................

Trong đó: - S_H là hệ số an toàn.

- Z_R là hệ số xét đén ảnh hưởng của độ nhám bề mặt.

- Z_V là hệ số xét đén ảnh hưởng của vận tốc vòng.

- Z_L là hệ số xét đén ảnh hưởng của bôi trơn.

- K_xH là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

Chọn sơ bộ Z_R.Z_V.K_LK_xH = 1 Þ .....

Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải N_HE được xác định như sau:

..........

Trong đó: -...là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.

- K_HL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc.

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta công thức xác định S_Hvà.......như sau: .....= 2.HB + 70 ; S_H = 1,1

Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau:

s^°_{H lim1} = 2.HB₁+ 70 = 2.250 + 70 = 570 (Mpa).

s^°_{H lim2} = 2.HB₂+ 70 = 2.220 + 70 = 510 (Mpa).

Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau:

K_HL=

Số chu kỳ cơ sở N_HO được xác định bởi công thức như sau: N_HO = 30.HB^2,4.

Þ

Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương N_HE của bánh răng nghiêng được xác định như sau:

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.

- T_ilà mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.

- n_i là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.

- t_i là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

- m_H là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc ở đây m_H = 3.

Vậy với bánh răng lớn ta có:

Tiến hành thay thế các giá trị bằng số ta có.

Ta có :

Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau:

(MPa).

(MPa)..

Nhưng ứng suất cho phép dùng để tính toán cho hệ chuyển động răng nghiêng là giá trị nhỏ nhất trong các giá trị sau:

Þ[s_H] = 490,9 (MPa)

b. Ứng suất tiếp uấn cho phép được xác đinh bởi công thức như sau:

Trong đó: - [s_Flim] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải N_EF.

- S_F là hệ số an toàn lấy bằng 1,7 do bề mặt được tôi cải thiện.

- Y_S = 1,08 – 0,16.lgm là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước răng.

- Y_R »1 là hệ số xét đén ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân rằng.

- K_xF là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

Chọn sơ bộ Y_R.Y_S.K_xF = 1 Þ .

Do giới hạn bền mỏi tiêp xúc ứng với chu kỳ chịu tải N_HE được xác định như sau:.

Trong đó: -là giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bề mặt răng.

- K_FL là hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc.

Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định S_F vànhư sau: = 1,8.HB và S_F=1,75.

Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau:

s^°_{F lim1} = 1,8.HB₁ = 1,8.250 = 450 (Mpa).

s^°_{F lim2} = 1,8.HB₂ = 1,8.220 = 396 (Mpa).

Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng nghiêng được xác định như sau:

K_FL=

Mà số chu kỳ cơ sở N_FO = 6.10⁶được xác định cho mọi loại thép.

Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1.

- T_ilà mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét.

- n_i là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét.

- t_i là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

- m_F là bậc của đường cong mỏi khi thử về uấn ở đây m_F = 6.

Vậy với bánh lớn (Lắp trên trục III) ta có:

Tiến hành thay số vào các giá trị trong công thức ta có:

Ta có :

Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau:

(MPa).

(MPa)..

3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

Công thức xác định khoảng cách trục a_w của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng bằng thép ăn khớp ngoài như sau:

a_w₁³ 43. (u₁+ 1) (mm)

Trong đó: - T₁ là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục II)

- Y_a = b_w/a_w₁ = 0,4 là hệ số chiều rộng bánh răng.

- K_H_b là hệ số tập trung tải trọng.

- K_Hv là hệ số tải trọng động.

- K_H_a là hệ số phân bố không đều tải trọng giữa các răng.

- u₁ là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét.

Ở đây ta đã có:

- T₁ = 0,5.434866 =217433 (N.mm). (Vì đây là hộp phân đôi cấp chậm).

- u₁ = U_nh = 4; y_a = 0,3 và [s] = 490,9 (MPa)

- Y_d = 0,5.Y_a .(u+1) = 0,5.0,3.(4+1) = 0,75. Tra Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có K_H_b = 1,1075 (Sơ đồ 3).

- Chọn sơ bộ K_Hv = K_H_a = 1.

Þ a_w₁³ 43.(4+1). (mm)

Vậy ta chọn a_w₁ = 210 (mm)

4. Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng nghiêng là.

* Môđun pháp của bánh răng trụ răng nghiêng (m) được xác đinh như sau:

m = (0,01 ¸ 0,02).a_w₁= (0,01 ¸ 0,02).210 = 2,1 ¸ 4,2 mm.

Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn môdun pháp m = 3 mm.

* Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z₁và Z₂:

Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc nghiêng của mỗi bánh răng là b = 30 ¸ 40. Vậy chọn sơ bộ b = 35⁰ Þ cos b = 0,8191 khi đó ta có:

. Chọn Z₁ = 23 (răng).

Z₂ = U₁Z₁= 4.23 = 92 (răng).

Þ Z_t = Z₁ + Z₂ = 23 + 92 = 115.

Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định như sau:

b = arccos[(m.Z_t)/(2.a_w)] = arccos[(3.115/(2.210)] = 34,77⁰.

5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện s_H £ [s_H] = 490,9 (MPa).

Do s_H = ;

Trong đó : - Z_M : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;

- Z_H : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;

- Z_e : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;

- K_H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với K_H= K_H_b.K_HV. K_H_a.

- b_w : Chiều rộng vành răng.

- d_w₁ : Đường kính vòng chia của bánh chủ động.

Ta đã tính được các thông số:

- T₁ = 217433 (N.mm).

- b_w = 0,3.a_w = 0,3.210 = 62 mm .

- d_w₁ = 2.a_w/(u+1) = 2.210/(4+1) = 84(mm). Và u = U_ch = 4.

- Z_M = 274 Mpa^1/3 Vì bánh răng là thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1).

- Z_H = .(a_t_w = actg(tga_w/cosb)» 23,8973⁰

- Z_e = .

Vì e_a = [1,88 – 3,2 (1/Z₁ +1/Z₂ )].cosb =[1,88 – 3,2 (1/23 +1/92 )].cos34⁰ =1,4

Do vận tốc bánh dẫn: v = m/s < 4 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta được cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:Tính toán...) ta xác định được : K_H_a = 1,13.

Còn

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ d_H = 0,002.

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ g_o = 73.

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ K_H_b = 1,1075.

Þ K_H= K_H_b.K_HV. K_H_a =1,1075.1,005. 1,13 = 1,26.

Thay số : s_H = (Mpa).

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [s_H] = [s_H]. Z_RZ_VK_xH.

Với v =0,387 m/s Þ Z_V = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R_a = 10¸40 mm. Do đó Z_R = 0,9 với d_a< 700mm Þ K_xH = 1.

Þ [s_H] = 490,9.1.0,9.1 = 441,81 MPa.

Nhận thấy rằng s_H = 431,36 (MPa) < [s_H] = 441,81 (MPa) do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng được điều kiện bền do tiếp xúc.

6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng s_F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [s_F] hay: s_F £ [s_F].

Mà còn s_F2 = s_F1. Y_F2/ Y_F1

Trong đó : - T₁ : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động.

- K_F_b : Hệ số tập trung tải trọng.

- K_Fv : Hệ số tải trọng động

- Y_F : Hệ số dạng răng.

- b_w : Chiều rộng vành răng.

- d_w₁ : Đường kính vòng chia của bánh chủ động;Vận tốc bánh dẫn : v = (m/s) < 4 (m/s) tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có cấp chính xác động học 9. Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1: Tính toán thiết kế...) ta được K_F_a =1,37.

Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ d_F = 0,006.

Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) Þ g_o = 73.

Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết ...) Þ K_F_b = 1,2225.

Þ K_F = K_F_a K_F_b K_Fv = 1,37.1,2225.1,009 = 1,69.

- e_a = 1,4 Þ Y_e = 1/e_a = 0,714.

- b =34,77⁰Þ Y_b = 1 - b/140 = 0,752.

Vậy ta có: (MPa).

Þ s_F2 = s_F1. Y_F2/ Y_F1 = 93,45.3,6/3,7 = 90,92 (MPa).

Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được được xác định như sau.

[s_F1]= [s_F1].Y_S.Y_xF.Y_R và [s_F2]= [s_F2].Y_S.Y_xF. Y_R.

Với m = 3 mm Þ Y_S = 1,08 – 0,0695.Ln(3) » 1. Còn Y_R = 1 và K_xF = 1:

Þ [s_F1] = [s_F1].1.1.1 = 257,14 MPa.

Þ [s_F2] = [s_F2].1.1.1 = 226,29 MPa.

Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì :

7. Kiểm nghiệm răng về quá tải.

Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thường thì ứng suất tiếp xúc cực đại s_Hmax và ứng suất uốn cực đại s_F1maxphải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [s_H]_max và [s_F1]_max.

* Ta có ứng suất quá tải cho phép [s_H]_max và [s_F1]_max được xác định như sau:

Vậy suất quá tải cho phép [s_H]_max và [s_F1]_max của mỗ bánh được xác định như sau:

* Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau: (*)

Ta có hệ số quá tải K_qt = T_max/ T = 1,4.

Thay số vào công thức (*) ta có:

Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn.

* Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm :

- Khoảng cách trục: a_w = 210 mm.

- Môđun pháp bánh răng: m =3 mm.

- Chiều rộng bánh răng: b_w = 62 mm.

- Số răng bánh răng: Z₁ = 23 và Z₂ = 92.

- Góc nghiêng của răng: b = 34,77⁰.

- Góc prôfin gốc : a = 20^°.

- Góc ăn khớp: a_t = a_t_w = arctg(tga/cosb) = 23,8973⁰.

- Đường kính chia : d₁ = m.Z₁/cosb = 3.23/0,8214 = 83,998 mm. d₂ = m.Z₂/cosb =3.92/0,8214 = 335,992 mm.

- Đường kính đỉnh răng : d_a1 = d₁+ 2.m = 83,998 + 2.3 = 89, 992 mm.

d_a2 = d₂ + 2.m = 335,992 + 2.3 = 341,992 mm.

- Đường kính đáy răng : d_f1 = d₁– 2,5. m = 83,998 - 2,5.3 = 76,492 mm.

d_f2 = d₂- 2,5.m = 335,992 - 2,5.3 = 328,482 mm,

- Đường kính cơ sở : d_b1 = d₁. cos a = 83,998.cos 20^° = 78,932 mm;

d_b2 = d₂. cos a = 335,992. cos 20^° = 315,729 mm

III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC .

Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng. Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không.

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau

s_b= 600 Mpa; s_ch= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB.

Ứng suất xoắn cho phép [t] = 12 ¸ 30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét.

Sơ đồ sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm (Hình 1).

1. Xác định sơ bộ đường kính trục.

Trục sử dụng trong các hộp giảm tốc thường trục được chế tạo có hình dạng trụ tròn nhiều bậc (gồm nhiều đoạn có đường kính khác nhau) có như vậy mới phù hợp với sự phân bố áp suất trong trục,tạo điều kiện cho việc lắp giáp và sửa chữa được thuận lợi hơn. Tại các tiến diện thay đổi đường kính có mối quan hệ với nhau qua biểu thức sau:

d_i_±₁ = d_i ± Dd (mm).

Trong đó: - Dấu (+) ứng với trường hợp từ tiết nhỏ lên tiết diện lớn hơn.

- Dấu (-) ứng với trường hợp từ tiết lớn xuống tiết diện nhỏ hơn.

- Dd = 5¸10 mm. Đối với vai trục thì Dd =10 còn không thì Dd =5.

Do mômen T có ảnh hưởng rất lớn đến khả năng làm việc của trục. Vì trục cũng là bộ trực tiếp tham gia vào qúa trình truyền mômen giữa các trục. Cho nên giữa đường kính trục với mômen T trục đó phải truyền có mối liên hệ bởi công thức.

(mm).

Trong đó: - T là mômen xoắn tác dụng lên trục.

- [t]= 12 ¸30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép.

Vì trong quá trình tính toán trục không xét đến ảnh hưởng của ứng suất uốn cho nên để bù lại ảnh hưởng của ứng suất uốn tới tuổi bền của trục ta phải hạ thấp [t] xuống

* Đường kính ngõng trục vào của hộp giảm tốc:

Vậy ta chọn sơ bộ đường kính ngõng trục vào là d_n = 30 mm

* Đường kính trục trung gian của hộp giảm tốc:

Đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng thẳng bị động được xác định sơ bộ như sau:

d = (0,3 ¸ 0,35).a_w₁ =(0,3 ¸ 0,35).190 = 57 ¸ 66 mm

Vậy ta chọn sơ bộ đường kính trục lắp bánh răng thẳng bị động là d = 55 mm.

* Đường kính trục ra của hộp giảm tốc:

Vậy ta chọn đương kính trục lắp bánh răng nghiêng bị động là d = 70 mm

Căn cứ vào đường kính của ngõng trục cần lắp ổ lăn ta tiến hành tra bảng 10.2 (Trang 189-Tập1 tính toán hệ dẫn động cơ khí) ta sẽ xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn cần lắp như sau:

Do trong hộp giảm tốc phân đôi thì trục trung gian có cấu tạo là phức tạp nhất quyết định kích thước của các trục khác khi truyền chuyển động cho nhau, nên ảnh hưởng tới kích thước của hộp giảm tốc. Do đó khi tính toán kích thước hình học của các trục thì ta phải xác định kích thước của trục trung gian trước hết căn cứ vào đó để định các thông số hình học cho các trục khác.

Sơ đồ (sơ bộ) kết cấu của trục trung gian trong hộp giảm tốc:

Ta xác định các khoảng cách từ trục trung gian:

l₂₂ = 0,5(b₁ + b₀) + k₁ + k₂.

l₂₃ = l₂₂ + 0,5(l_m22 + l_m23) + k₁.

l₂₄ = l₂₃+ 0,5(l_m23 + l_m24) + k₁.

l₂₁ = l₂₃+ 0,5(b₃ + b₀) + k₁+ k₂.

Tính các thành phần trong công thức:

l_m23 = (1,2 ¸ 1,5) d₂ = (1,2 ¸ 1,5).50 = 60 ¸ 75 mm ; chọn l_m23 = 75 mm.

l_m22 = l_m24 = (1,2 ¸ 1,5)d₂ = (1,2 ¸1,5).45 = 54 ¸ 67,5 mm ; chọn l_m23 = 62 mm.

l₂₂ = 0,5(25 + 62) + 10 + 10 = 63,5 mm.

l₂₃ = 63,5 + 0,5(62 + 75) + 10 = 142 mm.

l₂₄ = 142 + 0,5.(75 + 62) +10 = 220,5 mm.

l₂₁ = 220,5 + 0,5.(62 + 25)= 284 mm.

Trong đó: - b₀ = 25 là chiều rộng của ổ lăn lắp với trục trung gian.

- b₁,b₃ lần lượt là chiều rộng của bánh răng nghiêng.

- l_m23 là chiều rộng của mayơ lắp trên bánh răng thẳng.

- k₁là khoảng cách từ chi tiết chuyển động tới thành trong của hộp hoặc giữa các chi tiết với nhau.

- k₂là khoảng cách từ ổ lăn tới thành trong của hộp.

- k₃là khoảng cách từ chi tiết quay tới nắp ổ hộp.

- h_nlà chiều cao nắp ổ và đầu bulông.

Tiến hành tra Bảng 10.3 (Trang 189-Tập 1 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định được k₁ = 10 và k₂ = 10 mm; k₃ = 10 và h_n = 20 mm.

Còn l_m11 = (1,2 ¸ 1,5).d = (1,2 ¸ 1,5).30 = 42 ¸ 45 mm Þ l_m11 = 45 mm.

l_m33 = (1,4 ¸ 2,5).d = (1,4 ¸ 2,5).60 = 84 ¸ 150 mm Þ l_m11 = 127 mm.

Nhưng do chiều rộng của bánh đai bị động lắp vào trục vào của hộp giảm tốc B = 71 mm. Cho nên chiều rộng của mayơ l_m11 nên chọn = 70 mm.

Vậy khoảng côngxôn để lắp bánh đai trên trục vào là:

l_c11 = 0,5.(b_o1+ l_m11) + k₃ + h_n = 0,5( 19 + 70 ) + 10 + 20 = 74,5 mm.

Còn khoảng côngxôn để lắp nối trục đàn hồi trên trục ra là:

l_c11 = 0,5.(b_o1+ l_m33) + k₃ + h_n = 0,5( 33+127 ) + 10 + 20 = 110 mm.

2. Xác định các lực qua bánh rằng tác dụng lển trục.

Căn cứ vào sơ đồ làm việc ta có sơ đồ lực đặt lên các chi tiết trong HGT (Hình 2)

* Lực tác dụng khi ăn khớp bánh răng được chia làm ba thành phần:

F_t: Lực vòng; F_r: Lực hướng tâm; F_a: Lực dọc trục;

Trong đó các giá trị lực được xác định như sau:

F_a4 = F_a3 = F_t3.tgb = 5177.tg34,77⁰ = 3594 N .

Do mômen truyền từ bánh răng nghiêng chủ động sang trục bị động chỉ bằng một nửa giá trị mômen trục lắp bánh răng phải chịu trong quá trình truyền động.

* Do góc nghiêng của bộ truyền đai là 0⁰ cho nên lực tác dụng từ bộ truyền đai dẹt sẽ hướng vào tâm trục theo phương oy F_ry = F_r = 2.F_o.sin(a₁/2) = 1136 N.(Tính toán ở trên).

* Lực tác dụng của nối trục đàn hồi: F_Kr =(0,2 ¸ 0,3).F_r; F_r = 2T/D₀ tra bảng 16.10a (Trang 68-Tập 2:Tính toán...)ứng với d_n = 65 mm ta chọn D₀ = 200 mm.

Þ F_t = 2.1671250/200 = 16712 N Þ F_Kr = 0,25.16712 = 4178 N

Có phương chiều sao cho tăng ứng suất và biến dạng do lực vòng trên chi tiết quay khác lắp trên cùng một trục trên trục đó gây ra. Vậy F_Kr có chiều nghược với chiều F_t4.

3. Xác định các thành phần phản lực của ổ lăn và biểu đồ mômen của các trục.

Đối với trục vào (Trục I).

Để xác định các thành phần phản lực ta xét sự cân bằng theo phương oy và ox ta có hệ phương trình:

Thay số vào hệ phương trình trên ta xác định được X_AI; X_BI; Y_AI; Y_BI như sau:

X_AI = 889 N; X_BI = 843 N ; Y_AII = Y_BII= 1434,5 N.

Từ đó ta có sơ đồ lực và mômen tác dụng vào trục I như (Hình 3):

b) Đối với trục trung gian (Trục II):

* Tính các phản lực xuất hiện trên ổ lăn và vẽ biểu đồ mômen trên trục trung gian.

Để xác định thành phần phản lực tại các gối trục ta xét sự cân bằng của trục ta có:

Thay số vào hệ phương trình trên ta xác định được X_AII; X_BII; Y_AII; Y_BII như sau:

X_AII = X_BII = 2248 N ; Y_AII = Y_BIII= 6611,5 N.

Từ đó ta có sơ đồ lực và mômen tác dụng vào trục II như (Hình 4):

c) Đối với trục ra (Trục III):

* Tính các phản lực xuất hiện trên ổ lăn và vẽ biểu đồ mômen trên trục ra.

Để xác định thành phần phản lực tại các gối trục ta xét sự cân bằng của trục ta có:

Thay số vào hệ phương trình trên ta xác định được X_AII; X_BII; Y_AII; Y_BII như sau:

X_AIII = X_BIII = F_r4 = 2793 N ; Y_AIII = 6795,23 N; Y_BIII= 619,23 N.

Từ đó ta có sơ đồ lực và mômen tác dụng vào trục III như (Hình 5).

4. Kiểm nghiệm trục (Trục II) về độ bền mỏi:

Nhân thấy trên trục trung gian tại các tiết diện A và B là các tiết diện nguy hiểm nhất ví tại đó có mômen uấn và mômen xoắn có giá trị đều lớn hơn các vị trí khác trên trục

Giá trị mômen toàn phần M_u tại các tiết diện nguy hiểm này được xác định như sau:Còn mômen cản uốn và cản xoắn tại các tiết diện nguy hiểm là:

Khi đó thành phần ứng suất uấn và xoắn tại các tiết diện này là:

Nhận thấy rằng tại tiết diện A lắp bánh răng nghiêng chủ động là nguy hiềm nhất vì giá trị mômen uốn và xoắn đều đạt giá trị lớn hơn so với tiết diện B. Do đó để trục làm việc dài lâu thì tại tiết diện trục nguy hiểm này phải có hệ số an toàn thoả mãn điều kiện:

Trong đó:

- [s] là hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5¸2,5. Có thể [s] = 2,5¸3.

- s_s là hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp

- s_t là hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất tiếp

Được tính theo công thức sau:

Trong các công trức trên:

- s_-1là giới hạn mỏi uốn với chu kì đối xứng của mẫu nhẵn có đường kính 7 ¸10 mm

s_-1= (0,4 ¸ 0,45).s_b = (0,4 ¸ 0,45).600 = 240 ¸270 (MPa). Chọn s_-1 = 250 (MPa).

- t_-1 là giới hạn mỏi xoắn với chu kì đối xứng của mẫu nhẵn có đường kính 7 ¸10 mm

t_-1 = (0,23 ¸ 0,28).s_b= (0,23 ¸0,28).600 =138 ¸168 (MPa). Chọn t_-1 = 140 (MPa).

- s_a, s_m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện xét. Do ứng suất uốn được coi như thay đổi theo chu kỳ đối xứng cho nên:

- t_a, , t_m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện xét. Do ứng suất uốn được coi như thay đổi theo chu kỳ mạch động cho nên:

t_m^A = t_a^A = 0,5.t^A_max = 0,5.M_z^A/W_o = 0,5.8,69 = 4,345 (MPa)

- k_s và k_t là hệ số tập trung ứng suât đối với trục có rãnh then có s_b £ 700 tra Bảng 15.3 (Trang 56-Tập 2 Chi tiết máy) ta có k_s = 1,75 và k_t = 1,5.

- y_s và y_t là hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình với s_b= 600(MPa) tra Bảng 10.7 (Trang 197-Tập 1:Tính toán thiết kế...) ta có y_s =0,05 còn y_t = 0.

- e_s và e_t là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước tiết diên trục đến độ bền mỏi đối với các trục bằng thép cacbon với d = 55 tra Bảng 10.10 (Trang198-Tập 1 Tính toán ...) ta có e_s = 0,8 và e_t = 0,75.

- Do trục không được tăng bền nên b = 1.

Tiến hành thay số ta xác định được các hệ số an toàn khi xét riềng điều kiện chịu uốn hoặc chịu xoắn tại A như sau:

Khi đó hệ số an toàn của trục tại tiết diện A được xác định như sau:

Nhận thấy rằng tại tiết diện A nguy hiểm nhất của trục có hệ số an toàn s = 2,8 > 2,5 . Cho nên kết cấu trục như vậy là hoàn toàn phù hợp với điều kiện làm việc mà không cần kiểm nghiệm lại độ cứng vững của trục nữa

5. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là:

Tại tiết diện A: - s =M_max/(0,1.d³) = 551624/(0,1.50³) = 44,13 MPa.

- t = T_max/(0,2.d³) = 217433/(0,2.50³) = 8,69 MPa.

- [s] = 0,8 s_ch = 0,8.340 = 272 MPa;

Thay số ta được:

Þ s_tđ = 47,23 (MPa) < [s] = 272 (MPa) nên trục đã đảm bảo điều kiện bền tĩnh

Tại tiết diện B: - s =M_max/(0,1.d³) = 675239/(0,1.55³) = 40,53 MPa.

- t = T_max/(0,2.d³) = 217433/(0,2.55³) = 6,5 MPa.

- [s] = 0,8 s_ch = 0,8.340 = 272 MPa;

Thay số ta được:

Þ s_tđ = 42,06 (MPa) < [s] = 272 (MPa) nên trục đã đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

Như vậy sau khi tăng đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng thẳng bị động lên 50 mm thì trục đáp ứng được cả điều kiện bền tĩnh lẫn bền động.

IV. TÍNH TOÁN KIỂU THEN LẮP TRÊN CÁC TRỤC:

Để then làm việc tốt với mối ghép thì kích thược của then phải đáp ứng được các điều kiện ứng suất dập và ứng suât cắt phát sinh trong quá trình làm việc phải nhỏ hơn giá trị giới hạn cho phép ứng với mỗi loại vật liệu.

Ta có: s_d = 2.T/[d.l_t(h- t₁)] £ [s_d] Còn t_c = 2.T/(d.l_tb) £ [t_c] ;

Trong đó các đại lượng được xác định như sau:

- s_d,t_c làứng suất dập và ứng suất cắt tính toán (MPa).

- d là đường kính trục lặp then (mm).

- T là mômen xoắn trên trục có lắp then (N.mm).

- l_t = (0,8 ¸ 0,9)l_m. Với l_l, l_m là chiều dài then và chiều dài mayơ (mm).

- b, h là chiều rộng và chiều cao của then (mm).

- [s_d] là ứng suất dập cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập vừa [s_d] = 50 MPa ;

- [t_c ] ứng suất cắt ứng suất cắt cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập nhẹ [t_c] = 20 ¸ 30 MPa ;

Tiến hành tra Bảng 9.1a và Bảng 9.1b (Trang 173-Tập 1 Tính toán ...). Căn cứ vào đường kính trục và chiều rộng mayơ lắp bánh răng ta xác định các số liệu của then bằng cần thiết để truyền chuyển động giữa trục với bánh răng có kích thướclà:b, h, t₁ và t₂.

Ở đây tại tiết diện A trên trục trung gian ta sử dụng then bằng còn tại tiết diện B ta lại sử dụng thên bằng cao có như vậy mới đảm bảo điều kiện làm việc của then trong quá trình truyền tải trọng giữa các trục. Còn các vị trí khác chọn các loại then có kích thước phù hợp với điều kiện làm việc tại đó theo Bảng 9.1a và Bảng 9.1b (Trang 173-Tập 1 Tính toán ...).

*) Do khi làm thêm rãnh lắp để lắp then ở trên trục sẽ làm cho tiến diện thay đổi dẫn đến phát sinh hiện tượng tập trung ứng suất làm cho trục kém bền. Vậy ta phải tiến hành kiểm nghiệm lai xem trục có còn làm tốt hay không.

Cụ thể tại tiết diện trục lắp bánh răng nghiêng chủ động có đường kính 50 mm có xẻ rãnh để lắp thên bằng l´b´h = 50´16´10 có t₁ =6 ta có.

Khi đó ứng suất uốn và xoắn phát sinh tai tiết diện này là:

Còn tại tiết diện trục lắp bánh răng thẳng bị động có đường kính 55 mm có xẻ rãnh để lắp thên bằng cao l´b´h = 65´16´14 có t₁ = 9 ta có.

Khi đó ứng suât uốn và xoắn phát sinh tai tiết diện này là:

Vậy tại tiết diện A trên trục II vẫn là tiết diện nguy hiểm nhất. Cho nên ta phải kiểm nghiệm tại đây xem hệ số an toàn có đảm bảo điều kiện làm việc dài lâu hay không.

Ta lại có t_m^B = t_a^B = 0,5.t^B_max = 0,5.M_z^B/W_o = 0,5.10,45 = 5,225 (MPa)

Khi đó ta có:

Khi đó hệ số an toàn của trục tại tiết diện B được xác định như sau:

Tại tiết diện A là tiết diện nguy hiểm nhất của trục trung gian có s = 2,123 > 2. Cho nên trục làm việc tốt mà không cần kiểm nghệm lại đọ cứng vững.Vậy ngay cả khi trục làm thêm rănh để lắp then thì vẫn đảm bảo hệ số an toàn cho tiết diện nguy hiểm nhất vẫn > 2 nên vẫn bảo đảm độ bên lâu cho trục.

V. TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN.

Ta đã biết rằng hộp giảm tốc phân đôi có tác dụng phân bố tải trọng đều cho các cặp bánh răng phân đôi. Cho nên người ta dùng hai cặp bánh răng nghiêng có các thông số hình học hoàn toàn giống nhau và điểm khác biệt với bánh răng nghiêng thường là góc nghiêng lớn 30⁰ ¸ 40⁰ thay vì từ 8⁰ ¸ 20⁰ như bình thường và có hướng răng ngược nhau để khử thành phần lực dọc trục, đồng thời một trong hai trục mang cặp bánh răng phân đôi là trục cố định đối với vỏ hộp còn trục còn lại được lắp đặt trên ổ tuỳ động cho phép trục này tuỳ ý di động dọc trục. Có tác dụng điều chỉnh trục khi mà lực và công suất truyền không đồng đều giữa các bánh răng do sai số khi lắp đặt và chế tạo bộ truyền. Thường thì ổ tuỳ động là loại đũa trụ ngắn đỡ có ngấn chặn trên vòng trong và được lắp đặt tại gối đỡ chịu tải nhỏ hơn. Trong hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm có sử dụng cặp bánh răng thẳng cho nên ổ tuỳ động được lắp đặt trên trục trung gian của hộp giảm tốc. Còn trên các trục vào và ra của hộp giảm tốc thì tại các gối ổ sử dụng ổ cố định thích hợp để lắp đặt.

A.Chọn ổ lăn cho trục vào của hộp giảm tốc:

1.Chọn loại ổ lăn:

Do trục vào chỉ lắp bánh răng thẳng cho nên thành phần lực tác dụng dọc theo phương dọc trục F_a= 0 Þ F_a/F_r = 0. Vậy ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ một dãy cho các gối AI và BI. Bởi vì loại ổ này có khả năng chịu được lực hướng tâm lớn làm việc được ở tốc độ cao thêm vào đó giá thành lại thấp nhất trong tất cả cá loại ổ vì có cấu tạo đơn giản

2. Chọn sơ bộ kích thước của ổ:

Dựa vào đường kính ngõng trục d =30 mm tiến hành tra Bảng P2.7 (Trang 254 -Tập 1 Tính toán thiêt kế hệ dẫn động cơ khí) ta chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung mang kí hiệu: 306 có các thông số hình học như sau:

Đường kính trong d =30 mm còn đường kính ngoài D = 72 mm.

Chiều rộng của ổ B = 19 mm còn đường kính bi d_b = 12,30 mm.

Khả năng tải động C = 22 kN, khả năng tải tĩnh C_o = 15,1 kN;

3. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc:

a. Khả năng tải động:

Ta biết rằng khả năng tải động được tính theo công thức:

C_d = Q_E.

Trong đó: - m là bậc của đương cong mỏi đối với ổ bi đỡ thì m = 3.

- Q_E là tải trọng động tương đương (kN).

- L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng.

Do tải trọng động tương đương Q_E = ( Với i = 1,2)

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

Q_i =(X.V.F_ri + Y.F_a).k_t.k_đ = X.V.F_ri .k_t.k_đ (do F_a = 0).

Trong đó: - F_ai, F_ri là tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối i (kN).

- V là hệ số ảnh hưởng đến vòng quay do vòng trong quay nên V = 1.

- k_đ hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa thì k_đ = 1,3.

- k_v hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc khi q = 105^o Þ k_t = 1.

Sơ đồ lực tác dụng vào ổ lăn như sau:

Sử dụng các kết quả tính được ở phần tính trục ta xác định phản lực hướng tâm F_ritại ổ lăn AI và BI lắp trên trên trục như sau:

F_rAI = .............

F_rBI =.............

Tải trọng quy ước: Q_AI =X.V.F_rAI .k_t.k_đ = 1. 1. 1688. 1,3. 1 = 2194 N.

Q_BI =X.V.F_BI .k_t.k_đ = 1. 1. 1664. 1,3. 1 = 2163 N.

Chọn Q = Q_AI để tính toán vì Q_AI > Q_BI khi đó tải trọng tương đương là:

Thay số vao ta có: Q_E = 2194.(1³.4/8 + (0,8)³.3/8)^1/3 = 1940 N = 1,94 kN.

Tuổi thọ của ổ lăn được tính như sau:

L = L_h.n₁.60.10^-6 = 40000. 560. 60. 10^-6 = 1344 triệu vòng

Hệ số khả năng tải động được tính như sau:

C_d = 1,94. = 21,43 kN < C = 22 kN Þ loại ổ đảm bảo khả năng tải động

b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh.

Hệ số tải trọng hướng tâm X₀ và hệ số tải trọng dọc trục Y₀ tra Bảng 11.6 (Trang 221) ta lấy các giá trị X₀ = 0,6 , Y₀ = 0,5.

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

Q₀ = X₀.F_r = 0,6. 1688 = 712,8 N » 0,713 kN. (Vì F_a = 0)

Q₁ = F_r = 1688 N = 1,688 kN.

Chọn Q = Q₁ để kiểm tra vì Q₁ > Q₀.

Do Q₀ = 1,688 kN < C₀ = 15,1 kNÞ loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh.

Vậy với ổ bi đỡ một dãy có ký hiệu là 306 đáp ứng được điều kiện làm việc cho trục.

B. Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc.

1.Chọn loại ổ lăn phù hợp cho trục truyền:

Ta đã biết được rằng thành phần lực dọc trục tác dụng lên trục trung gian của hộp giảm tốc åF_a = F_a1+ F_a3 =0 nên åF_a/F_r = 0. Mặt khác ổ lắp trên trục trung gian lại là loại ổ tuỳ động cho phép trục có khả năng di chuyển theo phương dọc trục được. Do vậy ta chọn ổ bi đũa ngắn đỡ có ngấn chặn trên vòng trong làm ổ tuỳ động lắp trên các gối trục AII và BII.

2. Chọn sơ bộ kích thược của ổ:

Dựa vào đường kính ngõng trục d = 45 mm tiến hành tra Bảng P2.8(Trang 256) chọn loại ổ đũa trụ ngắn trung cỡ hẹp mang kí hiệu : 2309 có các thông số hình học như sau:

Đường kính trong d = 45 mm còn đường kính ngoài D = 100 mm.

Chiều rộng của ổ B = 25 mm còn kích thước con lăn d = 14 và l = 14 mm.

Khả năng tải động C = 56,5 kN, khả năng tải tĩnh C_o = 40,7 kN;

3. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc:

a. Theo khả năng tải động:

Ta biết rằng khả năng tải động được tính theo công thức:

C_d = Q_E.

Trong đó: - m là bậc của đương cong mỏi đối với ổ đũa thì m = 10/3.

- Q_E là tải trọng động tương đương (kN).

- L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng.

Do tải trọng động tương đương Q_E = ( Với i = 1,2)

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

Q_i =(X.V.F_ri + Y.F_ai).k_t.k_đ = X.V.F_ri .k_t.k_đ (do F_a = 0).

Trong đó: - F_ai, F_ri là tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối i (kN).

- V là hệ số ảnh hưởng đến vòng quay do vòng trong quay nên V = 1.

- k_đ hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa thì k_đ = 1,3.

- k_v hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc khi q = 105^o Þ k_t = 1.

Sơ đồ lực tác dụng vào ổ lăn như sau

Sử dụng các kết quả tính được ở phần tính trục ta xác định phản lực hướng tâm F_ritại ổ lăn AII và BII lắp trên trên trục như sau:

F_rAII = F_rBII =,

Vì khi tính toán trục ta đã có X_AII = X_BII = 2248 N; Y_AII= Y_BII = 6611,5 N.

Tải trọng quy ước: Q_AI = Q_BI =X.V.F_rAI .k_t.k_đ = 1. 1. 6983. 1,3. 1 = 9078 N.

Vậy Q = Q_AI khi đó tải trọng tương đương là:

Q_E = Û Q_E = Q_AI

Thay số vào ta có:Q_E = 9078.(1^10/3 . 4/8 + (0,8)^10/3.3/8)^3/10 = 8080 N = 8,08 kN.

Tuổi thọ của ổ lăn được tính như sau:

L = L_h.n₁.60.10^-6 = 40000. 112. 60. 10^-6 = 268,8 triệu vòng

Hệ số khả năng tải động: C_d = 8,08. = 52,14 kN.

Do C_d = 52,14 kN < C = 56,5 kN Þ loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động.

b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh.

Hệ số tải trọng hướng tâm X₀và hệ số tải trọng dọc trục Y₀ tra Bảng 11.6 (Trang 221 - Tập 1 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có X₀ = 0,6 , Y₀ = 0,5.

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

Q₀ = X₀.F_ri = X₀.F_rAI =0,6.6611,5 = 3967 N = 3,967 kN. (Vì F_a = 0)

Q₁ = F_ri = F_rAI = 6611,5 N = 6,6115 kN.

Chọn Q = Q₁ để kiểm tra vì Q₁ > Q₀

Do Q₀ = 6,6115 kN < C₀ = 40,7 kN Þ loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh.

Vậy với ổ đũa ngắn đỡ một dãy như tính toán sơ bộ là hoàn toàn thích hợp trong cả hai trường hợp tải tĩnh và tải động.

C. Chọn ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc:

1.Chọn loại ổ lăn phù hợp cho trục truyền:

Do trục ra chỉ lắp cặp bánh răng nghiêng có kích thước hình học giống nhau chỉ khác chiều nghiêng của bánh răng. Cho nên thành phần lực tổng hợp tác dụng theo phương dọc trục F_a= 0 Þ F_a/F_r = 0. Vậy ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ một dãy cho các gối AIII và BIII. Bởi vì loại ổ này có khả năng chịu được lực hướng tâm lớn làm việc được ở tốc độ cao thêm vào đó giá thành lại thấp nhất trong tất cả cá loại ổ vì có cấu tạo đơn giản.

2. Chọn sơ bộ kích thước của ổ:

Dựa vào đường kính ngõng trục cần lắp ổ lăn d =70 mm, ta tra Bảng P2.7 (Trang 256-Tập 1:Tính toán ...) chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung nhẹ mang kí hiệu: 213 có các thông số hình học như sau:

Đường kính trong d = 65 mm còn đường kính ngoài D = 120 mm.

Chiều rộng của ổ B = 23 mm còn đường kính bi d_b = 16,67 mm.

Khả năng tải động C = 44,9 kN, khả năng tải tĩnh C_o = 34,7 kN;

3. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc:

a. Theo khả năng tải động:

Ta biết rằng khả năng tải động được tính theo công thức:

C_d = Q_E.

Trong đó: - m là bậc của đương cong mỏi đối với ổ đũa thì m = 10/3.

- Q_E là tải trọng động tương đương (kN).

- L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng.

Do tải trọng động tương đương Q_E = ( Với i = 1,2)

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

Q_i =(X.V.F_ri + Y.F_ai).k_t.k_đ = X.V.F_ri .k_t.k_đ (do F_a = 0).

Trong đó: - F_ai, F_ri là tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối i (kN).

- V là hệ số ảnh hưởng đến vòng quay do vòng trong quay nên V = 1.

- k_đ hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa thì k_đ = 1,8.

- k_v hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc khi q = 105^o Þ k_t = 1.

Do thành phần lực hường tâm F_Kr của nối trục đàn hồi là thành phần lực có chiều hướng vào tâm của trục còn phương là hoàn toàn ngẫu nhiên. Cho nên trong quá trình tính toán ổ lắp tại các gối trục ta phải giả thiết chiều của F_Kr sao cho gây ra phản lực tại gối trục AIII và BIII là lớn nhất. Rồi tiến hành so sánh thành phần phản lực tại gối trục trong hai trương hợp để chọn giá trị phản lực lớn nhất để kiểm nghiệm điều kiện làm việc của ổ trục .

* Xác định phản lực hướng tâm F_rigối thứ i trên trục khi F_Kr cùng chiều F_t4 :

Để xác định các thành phần Y_AIII và Y_BIII ta có hệ phương trình sau.

Vậy ta có thành phần lực hướng tâm trong trường hợp này là:

* Xác định phản lực hướng tâm F_rigối thứ i trên trục khi F_Kr ngược chiều F_t4 :

Vì khi tính toán trục ta đã có X_BIII =X_AIII =2793 N; Y_BIII= 455,37 N; Y_AIII= 6631,37 N.

Vậy F_rmax = 11323N.

Tải trọng quy ước: Q_AI = Q_BI =X.V.F_rmax .k_t.k_đ = 1. 1. 11323. 1,3. 1 = 14720 N.

Vậy Q = Q_AI khi đó tải trọng tương đương là:

Q_E = Û Q_E = Q_AI

Q_E = 14720.(1³ . 4/8 + (0,8)³.3/8)^1/3 = 13933 N = 13,933 kN.

Tuổi thọ của ổ lăn:

L = L_h.n₁.60.10^-6 = 40000. 28. 60. 10^-6 = 6,72 triệu vòng

Hệ số khả năng tải động: C_d = 13,933 = 26,29 kN.

Do C_d = 26,29 kN < C = 44,9 kN Þ loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động.

b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh.

Hệ số tải trọng hướng tâm, hệ số tải trọng dọc trục tra Bảng 11.6 (Trang 221 - Tập 1 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có X₀ = 0,6 , Y₀ = 0,5.

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

Q₀ = X₀.F_ri = X₀.F_rAI =0,6. 11323 = 6794 N = 6,794 kN. (Vì F_a = 0)

Q₁ = F_ri = F_rAI = 11323 N = 11,323 kN.

Chọn Q = Q₁ để kiểm tra vì Q₁ > Q₀

Do Q₀ = 11,323 kN < C₀ = 34,70 kNÞ loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh.

Vậy ổ bi đỡ một dãy được chọn phù hợp với cả hai trường hợp tải tĩnh và tải động.

* Các thông số cơ bản của ổ lăn trong hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm:

Trục vào(trục 1): Loại ổ: Ổ bi đỡ một dãy.

Kí hiệu: 306 cỡ trung: d = 30,C =22 kN,C₀=15,1 kN, D = 72 mm,

B = 19 mm, r = 2,5mm,.

Trục trung gian (trục 2): Loại ổ tuỳ động đũa trụ ngắn có gờ chặn ở vong trong.

Kí hiệu: 2309 cỡ trung hẹp: d = 45 mm; D = 100 mm, r =2 mm;

B = 25 mm, , C = 56,5 kN, C₀ = 40,7 kN.

Trục ra (trục 3): Loại ổ: Ổ bi đỡ một dãy.

Kí hiệu: 213 cỡ trung nhẹ : d = 65mm; D =120mm ; B=23mm ;

r = 2,5 mm; d_b = 16,67mm;C = 44,9 kN, C₀ = 34,70 kN.

VI. THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN VÀ ĂN KHỚP.

1.Tính kết cấu của vỏ hộp:

Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32.

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục .

Các kích thước cơ bản được trình bảng kết cấu vỏ hộp.

Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc:

Tên gọi

Biểu thức tính toán

Chiều dày: Thân hộp, d

Nắp hộp, d₁

d = 0,03.a+3 = 0,03.210 + 3=10 mm > 6mm

d₁ = 0,9. d = 0,9. 10 = 9 mm

Gân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h

Độ dốc

e =(0,8 ¸ 1)d = 8 ¸ 10, chọn e = 9 mm.

h < 5.d = 50 mm.

Khoảng 2^o.

Đường kính:

Bulông nền, d₁

Bulông cạnh ổ, d₂

Bulông ghép bích nắp và thân, d₃

Vít ghép lắp ổ, d₄

Vít ghép lắp cửa thăm dầu, d₅

d₁ = 0,04.a + 10 Þ d₁ = M20.

d₂ = 0,8.d₁ = 0,8. 20 = M16.

d₃ = (0,8 ¸ 0,9).d₂ Þ d₃ = M14.

d₄ = (0,6 ¸ 0,7).d₂ Þ d₄ = M10.

d₅ =( 0,5 ¸ 0,6).d₂ Þ d₅ = M8.

Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp, S₃

Chiều dày bích náp hộp, S₄

Bề rộng bích nắp hộp, K₃

S₃ =(1,4 ¸ 1,5).d₃ , chọn S₃= 20 mm

S₄ = ( 0,9 ¸ 1).S₃ = 18 mm

K₃ = K₂- ( 3¸5 ) mm = 50 – 5 = 45 mm

Kích thước gối trục:

Đường kính ngoài và tâm lỗ vít, D₃, D₂

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K₂

Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E₂

k là khoảng cách từ đến mép lỗ

Chiều cao h

Định theo kích thước nắp ổ

K₂ =E₂ + R₂ + (3¸5)= 25 + 20 + 5 = 50mm

E₂= 1,6.d₂ = 1,6.16 = 25 mm.

R₂ = 1,3.d₂ = 1,3. 16 = 20 mm

k ³ 1,2.d₂ =19,2 Vậy k > 20 mm

h: phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa

Mặt đế hộp:

Chiều dày: Khi không có phần lồi S₁

Bề rộng mặt đế hộp, K₁ và q

S₁ = (1,3 ¸ 1,5) d₁ Þ S₁ = 28 mm

K₁ » 3.d₁ » 3.20 = 60 mm

q = K₁ + 2d = 60 + 2.10 = 80 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 ³ (1 ¸ 1,2) d Þ D = 10 mm

D₁ ³ (3 ¸ 5) d Þ D₁ = 30 mm

D₂ ³ d = 10 mm

Số lượng bulông nền Z

Z = ( L + B )/( 200 ¸ 300) » 1200/ 200 = 6

chọn Z = 6

2.Bôi trơn trong hộp giảm tốc:

Lấy chiều sâu ngâm dầu là 1/4 bán kính của bánh răng cấp chậm khoảng 42,75mm

Do đáy của hộp giảm tốc cánh chân răng của bánh răng nghiêng bị động một lượng là 30 mm. Vậy chiều cao của lớp dầu cần phải có trong hộp giảm tốc là 72,75 mm.

3.Dầu bôi trơn hộp giảm tốc :

Chọn loại dầu là dầu công nghiệp 45 bôi trơn theo phương pháp lưu thông.

4.Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp:

Do sản suất đơn chiếc lại làm việc trong điều kiện tải trọng động có va đập vừa nên mối ghép giữa bánh răng với trục là kiểu lắp H7/n6. Còn mối ghép giữa then bằng với trục là kiểu lắp có độ dôi P9/h9.

5.Điều chỉnh sự ăn khớp:

Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng chủ động lớn hơn so với chiều rộng bánh bị động là 5 mm.

VII. TÍNH KẾT CẤU CÁC CHI TIẾT

1. Kết cấu trục:

Sử dụng trục bậc do đảm bảo dễ lắp ghép,trục bậc phù hợp với sự phân bố tải trọng bên trong. Trục không lắp ghép chi tiết có thể lấy đường kính góc lựợn không theo tiêu chuẩn

Trục I :

Ta chọn d₁₀= 25 (mm) - đường kính đoạn lắp với bánh đai bị động.

Đường kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d₁₁= d₁₃ = 30 mm.

Bánh răng thẳng chủ động lắp liền với trục I.

Bán kính góc lượn:

Tại chỗ d =25 – 30 , r = 2 mm;

Tại chỗ d =30 – 35 , r = 2 mm;

Tại chỗ d =35 – 40 , r = 2,5 mm;

Trục II:

Đường kính chỗ lắp bánh răng nghiêng chủ động là d₂₁ = d₂₃ = 50 (mm)

Đường kính chỗ lắp bánh răng thẳng bị động là d₂₂ = 55 (mm)

Đường kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d₂₀= d₂₄ = 45 mm

Đường kính vai trục d_v =60 mm.

Bán kính góc lượn:

Tại chỗ d =45 – 50 , r= 2 mm;

Tại chỗ d =50 – 60 , r= 2 mm;

Tại chỗ d =60 – 55 , r= 2,5 mm;

Tại chỗ d =55 – 50 , r= 2 mm;

Trục III:

Đường kính trục chỗ lắp bánh răng nghiêng bị động d₃₁ = 70 mm

Đường kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d₃₀= d₃₂= 65 mm

Đường kính lắp nối trục đàn hồi lấy bằng d₃₃ = 60 mm

Đường kính vai trục d_v = 80 mm

Bán kính góc lợn:

Tại chỗ d = 65 – 70 , r = 2,5 mm;

Tại chỗ d = 70 – 80 , r = 2,5 mm;

Tại chỗ d = 65 – 60 , r = 2,5 mm;

2. Kết cấu bánh răng:

Vật liệu chế tạo thường là thép

Phương pháp chế tạo bánh răng là rèn ,dập, cán đúc hoặc hàn khi đường kính bánh răng <400 ¸ 500mm. Do các bánh răng có d_a < 342 mm nên.

Þ dùng các phương pháp rèn dập dạng đĩa phẳng

Mặt đầu của vành răng và may ơ được gia công đạt R_z< 20m

Với bánh răng 1 ta chế tạo liền với trục vì khoảng cách tư đỉnh rãnh then trên bánh răng thẳng chủ động (nếu có) tới chân răng < 2,5.3 = 7,5 mm.

Vành răng:

Với bánh răng trụ ta có d = (2.5 – 4).m Chọn d = 12 mm

May ơ: Chiều dài đã được xác định trong phần kết cấu trục

May ơ cần đủ độ cứng và độ bền Þ đường kính ngoài D = (1,5¸1,8).d

Ta có D = 94 đối với trục II còn D =101 đối với trục III.

Đĩa hoặc nan hoa được dùng để nối may ơ với vành răng ở đây ta dùng đĩa.

Chiều dày đĩa tính theo công thức: C » (0,2¸0,3).b.

Với bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng bị động ta chọn C_T = 14 và C_N = 18 mm.

Còn các bánh răng thẳng và nghiêng chủ động có đường kính nhỏ ta không làm đĩa.

Các lỗ trên bánh răng – làm 4 lỗ ( đối với bánh lớn )

Đường kính lỗ: d_o= (12¸25)mm

Lấy d_o= 15mm đối với bánh răng nghiêng còn bánh răng thẳng d_o = 12mm

3. Các chi tiết khác.

Nắp quan sát:

Theo bảng 18-5 (Trang92 - Tập 2: Tính toán thiết kế...) ta có kích thước nắp quan sát:

Bảng kích thước nắp quan sát.

A	B	A₁	B₁	C	C₁	K	R	Vít	Số lượng
100	75	150	100	125	-	87	12	M8x22

Nút thông hơi

Theo Bảng 18-6 (Trang Tập 2: Tính toán...) ta có kích thước nút thông hơi:

Bảng kích thước nút thông hơi

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

Nút tháo dầu

Theo Bảng 18-7 (Trang 93 - Tập 2: Tính toán thiết ...) ta có kích thước nút tháo dầu:

Bảng kích thước của nút tháo dầu.

d	b	m	f	L	c	q	D	S	D_o
M16x1,5	12	8	3	23	2	13,8	26	17	19,6

Vòng phớt:

Tại cổ trục vào và trục ra phải dùng vòng phớt để chắn cùng với nắp ổ

Các kích thước tra theo Bảng 15-17 (Trang 50 – Tập 2: Tính toán ...) như sau :

Bảng kích thước của vòng phớt.

Vị trí	d(mm)	d₁(mm)	d₂(mm)	D(mm)	a(mm)	b(mm)	S_o(mm)
Trục I	35	36	34	48	6	5	12
Trục III	70	71,5	69	89	9	6,5	12

Nắp ổ:

Căn cứ vào Bảng18.2 (Trang 88-Tập 2: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có:

Bảng kích thước của lắp bích.

Vị trí	D(mm)	D₃(mm)	D₂(mm)	D₄(mm)	d₄(mm)	Số lượng
Trục I	72	107	88	66	8	6
Trục II	100	120	150	90	10	6
Trục III	120	140	170	120	10	6

Que thăm dầu :

Hình dáng và kích thước được biểu diễn như hình vẽ sau:

VIII. BẢNG THỐNG KÊ KIỂU LẮP GHÉP CÓ TRONG HỘP GIẢM TỐC:

Vị trí

Trục

Bánh răng

Trục

ổ lăn

Vỏ hộp

ổ lăn

Trục-vòng chắn dầu

Trục

Bạc chặn

Vỏ hộp

Lắp trục

Kiểulắp

H7/n6

k6

H7

H7/h6

H7/d11

Cụ thể như sau:

Trên trục I: Có các mối ghép giữa các chi tiết với trục như sau:

- Kiểu lắp giữa trục với vòng chắn dầu làH7/h6 là kiểu lắp lỏng ta có:

- Kiểu lắp giữa trục với vòng trong ổ bi là k6 là kiểu lắp chặt vì:

- Kiểu lắp vỏ hộp với vòng ngoài ổ bi là H7 là kiểu lỏng vì:

- Kiểu lắp giữa trục với bạc chắn là H7/h6 là kiểu lắp lỏng ta có:

- Kiểu lắp trục với vỏ hộp là H7/d11 là kiểu lắp lỏng ta có:

Lỗ f72H7.;Trục f72d11..Þ..

Trên trục II: Gồm mối ghép giữa trục với các chi tiết khác như sau:

- Kiểu lắp giữa trục với bánh răng thẳng là H7/n6 là kiểu lắp trung gian ta có:

Lỗ f55H7..;Trục f55n6..Þ..

- Kiểu lắp giữa trục với bánh răng nghiêng là H7/n6 là kiểu lắp trung gian ta có:

Lỗ f50H7..;Trục f50n6..Þ..

- Kiểu lắp giữa trục với vòng chắn dầu là H7/h6 là kiểu lắp trung gian ta có:

Lỗ f45H7..;Trục f45h6...Þ..

- Kiểu lắp giữa trục với vòng trong ổ bi là k6 là kiểu lắp chặt vì:

Lỗ f45..;Trục f45k6.Þ..

- Kiểu lắp vỏ hộp với vòng ngoài ổ bi là H7 là kiểu lỏng vì:

Lỗ f45H7..;Trục f30h6..Þ..

- Kiểu lắp trục với vỏ hộp là H7/d11 là kiểu lắp lỏng ta có:

Lỗ f100H7...;Trục f100d11..Þ..

Trên trục III: Gồm các mối ghép giữa trục với các chi tiết khác như sau:

- Kiểu lắp giữa trục với bánh răng nghiêng là H7/n6 là kiểu lắp trung gian ta có:

Lỗ f70H7..;Trục f70n6..Þ...

- Kiểu lắp giữa trục với vòng chắn dầu là H7/h6 là kiểu lắp lỏng vì:

Lỗ f70H7..;Trục f70h6..Þ..

- Kiểu lắp giữa trục với vòng trong ổ bi là k6 là kiểu lắp chặt vì:

Lỗ f65..;Trục f65k6..Þ..

- Kiểu lắp vỏ hộp với vòng ngoài ổ bi là H7 là kiểu lỏng vì:

Lỗ f65H7..;Trục f30h6..Þ..

- Kiểu lắp trục với vỏ hộp là H7/d11 là kiểu lắp lỏng ta có:

Lỗ f120H7..;Trục f120d11..Þ..

- Kiểu lắp giữa trục với bạc chắn là H7/h6 là kiểu lắp lỏng ta có:

Lỗ f65H7..;Trục f65h6..Þ...

......................................

mã tài liệu	000000000000
nguồn	huongdandoan.com
đánh giá	5.0
mô tả	...........Đây là mẫu dùng làm đồ án chi tiết máy
giá	0 VNĐ
	đồ án ngưng giao dịch

HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP BÁNH RĂNG thẳng 1111

NỘI DUNG ĐỒ ÁN

LỜI NÓI ĐẦU

- DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP CỦA GS.TS NINH ĐỨC TỐN.

PHẦN 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG

A. Xác định công suất cần thiết của động cơ

PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

VII. TÍNH KẾT CẤU CÁC CHI TIẾT

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC

ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP, ĐỒ ÁN CƠ KHÍ, ĐỒ ÁN CHUYÊN NGÀNH CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ KHÍ

Ngân hàng VIB
Số tài khoản: 946402200 Chủ tài khoản: Trần Minh Tuấn Chi nhánh: Quận 9, TP.HCM

HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP BÁNH RĂNG thẳng 1111

NỘI DUNG ĐỒ ÁN

LỜI NÓI ĐẦU

- DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP CỦA GS.TS NINH ĐỨC TỐN.

PHẦN 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG

A. Xác định công suất cần thiết của động cơ

PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY

VII. TÍNH KẾT CẤU CÁC CHI TIẾT

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC

ĐỒ ÁN TỐT NGHIỆP, ĐỒ ÁN CƠ KHÍ, ĐỒ ÁN CHUYÊN NGÀNH CƠ KHÍ

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ KHÍ

NẾU BẠN THẬT SỰ QUAN TÂM & CÓ ĐỒ ÁN CHẤT