Đồ án chi tiết máyThiết kế hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanhKèm bản vẽ tham khảo

Tài liệu được sinh viên khoa cơ khícông nghệ, đại học Nông Lâm TP.HCM thực hiện. Tài liệu trình bày phương án thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi cấp nhanh và đồng thời kèm theo bản vẽ ở cuối file để tham khảo.

Xác định công suất, chọn động cơ và phân bố tỉ số truyền cho hệ thống truyền động

truyền cho hệ thống truyền động i) Xác định công suất động cơ

- Công suất trục công tác:

- Hiệu suất chung hệ thống truyền động: ɳ ch = ɳ br1 *ɳ br2 *ɳ br3 *ɳ x *ɳ nt *ɳ ol 4 (1)

Theo bảng hiệu suất các bộ truyền chủ yếu (tài liệu 1)

Ta chọn: ɳ br1 = ɳ br2 = ɳ br3 = 0,97 ɳ x = 0,93 ɳ nt = 0,98 ɳ ol = 0,99

- Công suất cần thiết cho động cơ:

Trong đó có P tđ = P*K tđ

Mà hệ số quy đổi từ công suất sang đẳng trị:

- Có công suất cần thiết không được lớn hơn công suất động cơ: P dc ≥ P ct

➔ P đc ≥ 3,32kW ii) Chọn động cơ

- Tỉ số truyền chung của hệ thống truyền tải: u ch = u hgt *u btx (3)

Trong hệ thống truyền động, u hgt đại diện cho tỷ số truyền của hộp giảm tốc, còn u btx là tỷ số truyền của bộ truyền xích Việc lựa chọn các bộ truyền phù hợp dựa trên bảng tỷ số truyền trong tài liệu hướng dẫn, giúp tối ưu hóa hoạt động của hệ thống truyền động.

Ta chọn: u hgt (tỉ số truyền của hộp giảm tốc) = 8 u btx (tỉ số truyền của bộ truyền xích) = 4

- Số vòng quay trục công tác: n lv = 60000*( 𝑣

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb = n lv *u ch = 84,85*32 = 2716vg/ph

- Dựa vào bảng P1.3: CÁC THÔNG SỐ KỸ THUẬT CỦA ĐỘNG CƠ 4A (tài liệu 1):

Vận tốc quay (vg/ph) cos 𝜑 ɳ% 𝑇 𝑚𝑎𝑥

4A100S2Y3 4 2880 0,89 86,5 2,2 2 Động cơ có n đb = 3000vg/ph iii) Phân bố tỉ số truyền

- Chọn tỉ số truyền của hệ thống dẫn động: u ch = 𝑛 đ𝑐

8 = 4,24 (sai số 6,07% so với số chọn ban đầu)

- Dựa vào bảng 3.1 (tài liệu 1), với u hgt = 8

- Tính toán công suất trên các trục:

- Số vòng quay trên các trục:

- Moment xoắn trên các trục:

➔ Bảng thông số kỹ thuật:

Thông số Động cơ 1 2 3 Công tác

Tính toán các bộ truyền hở

Có tỷ số truyền xích: u btx = 4,24

Biết số vòng quay đĩa dẫn là số vòng quay trục 3: n z1 = n 3 = 359,64vg/ph

Biết công suất trục gắn đĩa dẫn là công suất trục 3: P z1 = P 3 = 3,8kW i) Chọn xích

- Chọn xích ống-con lăn vì đây là loại xích thông dụng, dễ chế tạo và đáp ứng dữ kiện đề tài

Hình 2.1: Cấu tạo xích ống-con lăn ii) Tính toán bộ truyền xích

- Số răng của đĩa xích dẫn: z 1 = 29 – 2u btx = 29 – 2*4,24 = 20,51 →21 răng

- Số răng của đĩa xích bị dẫn: z 2 = u btx *z 1 = 4,24*21 = 89,04 → 90 răng (< z max = 120 răng)

→ Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền xích: u x = 𝑧 𝑧 2

- Hệ số điều kiện sử dụng xích:

Trong đó: K đ = 1,2 (va đập nhẹ)

K o = 1 (cho bộ truyền xích nằm ngang)

K đc = 1 (cho bộ truyền xích điều chỉnh được)

K b = 1,5 (cho bộ truyền xích được bôi trơn định kỳ)

- Dựa vào bảng 5.5 (tài liệu 1), với 𝑃 𝑡 ≤ [𝑃] = 19kW

- Tính toán kiểm nghiệm bước xích:

Trong đó: [p 0 ] = 26, ở số vòng quay 400vg/ph

Vậy bước xích đã chọn thỏa điều kiện

- Vận tốc của đĩa dẫn: v = 𝑛 𝑧1 ∗𝑧 1 ∗𝑝 𝑐

- Khoảng cách trục gắn 2 đĩa xích: a = (30÷50)*p = (30÷50)*25,4 = 762÷1270mm

- Số mắt xích của xích:

- Tính lại chính xác khoảng cách đĩa xích: a = 0,25p*[𝑋 − 𝑧 1 +𝑧 2

- Để đảm bảo bộ truyền xích làm việc có độ chùng bình thường, giảm a một khoảng:

- Số lần va đập của xích trong 1 giây: i = 𝑛 𝑧1 ∗𝑧 1

- Kiểm nghiệm độ bền xích: s = 𝑄

Trong đó: Q = 56,7kN = 56700N (dữ liệu từ bảng 5.2 (tài liệu 1))

K đ = 1,7 (cho bộ truyền làm việc nặng)

F v = q m *v 2 = 2,6*3,2 2 = 26,624N (với q m = 2,6kg ; dữ liệu từ bảng 5.2 (tài liệu 1))

- So hệ số an toàn s với bảng 5.10 (tài liệu 1), với số vòng quay 400vg/ph

→ s > [s] → Bộ truyền xích đảm bảo đủ độ bền

- Đường kính vòng chia đĩa dẫn: d 1 = 𝑝 sin(𝜋 𝑧 ⁄ 1 ) = 25,4 sin(𝜋 21) ⁄ = 9728,06rad = 170,42mm

- Đường kính vòng chia đĩa bị dẫn: d 2 = 𝑝 sin(𝜋 𝑧 ⁄ 2 ) = 25,4 sin(𝜋 90) ⁄ = 41691,64rad = 727,8mm

- Đường kính vòng đỉnh đĩa dẫn: d a1 = p*(0,5 + cot(𝜋 𝑧 ⁄ )) = 25,4*(0,5 + cot(𝜋 21 1 ⁄ ))=9740,73rad=181,22mm

- Đường kính vòng đỉnh đĩa bị dẫn: d a1 = p*(0,5 + cot(𝜋 𝑧 ⁄ )) = 25,4*(0,5 + cot(𝜋 90 2 ⁄ )) =41704,34=740,06mm

- Đường kính vòng đáy đĩa dẫn: d f1 = d 1 – 2r (4)

Trong đó: r = 0,5025d l + 0,05 = 0,5025*15,88 + 0,05 = 8,03 (với d l = 15,88 ; dữ liệu từ bảng 5.2 (tài liệu 1))

- Đường kính vòng đáy đĩa bị dẫn: d f2 = d 2 – 2r = 727,8 – 2*8,03 = 711,74mm

- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: σ H = 0,47 ∗ √k r ∗ (F t ∗ K đ + F vđ ) ∗ E

Trong đó: k r: Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc z

F t: Lực vòng (lấy từ dữ liệu tính ở trên)

K đ: Hệ số tải trọng động (dữ liệu lấy ở trên)

F vđ: Lực va đập trên m dây xích; tính theo công thức

E: Module đàn hồi; tính theo công thức: E = 2∗𝐸 1 ∗𝐸 2

A: Diện tích chiếu của bản lề; dựa vào bảng 5.12 (tài liệu 1) chọn A = 180mm 2 k d: Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy; chọn k d = 1

Có σ H1 ≤ [𝜎 𝐻 ] = 500MPa → Chọn vật liệu của đĩa dẫn là thép 45 với phương pháp nhiệt luyện là tôi ram và độ rắn bề mặt là HB1 = 190HB σ H2 = 0,47*√0,1 ∗ (1187,5 ∗ 1,2 + 7,66) ∗ 2,1∗10 5

Có σ H2 ≤ [𝜎 𝐻 ] = 500MPa → Chọn vật liệu của đĩa dẫn là thép 45 với phương pháp nhiệt luyện là tôi ram và độ rắn bề mặt là HB2 = 190HB

- Lực tác dụng lên trục:

F r = k x *F t = 1,15*1645,02 = 1891,8N (với k x = 1,15 do bộ truyền nằm ngang)

* Bảng tổng hợp số liệu bộ truyền xích:

Thông số Ký hiệu Đơn vị Kết quả tính toán

Loại xích - - Xích ống con lăn

Số răng đĩa xích z1/z2 răng 21/90

Tỷ số truyền thực tế ux - 4,29

Lực vòng có ích Ft N 1187,5

Khoảng cách đĩa xích a mm 1006

Số mắt xích X mắt xích 138

Số lần va đập trong 1 giây i lần 3,65

Hệ số an toàn s - 25,78 Đường kính vòng chia d1/d2 mm 170,42/727,8 Đường kính vòng đỉnh da1/da2 mm 181,22/740,06 Đường kính vòng đáy df1/df2 mm 154,36/711,74

Vật liệu đĩa xích - - Thép 45 tôi ram

Lực tác dụng lên trục Fr N 1891,8 iii) Chọn nối trục

- Moment xoắn tính toán cho nối trục:

T t = k*T đc = 1,5*14092,88 = 21139,32Nmm (với k = 1,5; dữ liệu từ bảng 16.1 (tài liệu 1))

- Dựa vào bảng 16.10a và b (tài liệu 1), với T t ≤ [T] = 31,5Nm

→ Chọn kích thước cơ bản của nối trục đàn hồi như sau:

Z = 4 d c = 10mm l 1 = 20mm l 2 = 10mm l 3 = 15mm l = 40mm

- Lực vòng tác dụng lên trục đàn hồi:

- Lực hướng tâm do nối trục vòng đàn hồi tác dụng lên trục:

- Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

- Điều kiện sức bền của chốt:

Bảng tổng hợp số liệu nối trục:

Lực vòng tác dụng lên trục đàn hồi Ft N 447,39

Lực hướng tâm do nối trục vòng đàn hồi tác dụng lên trục

F r N 89,48 Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi 𝜎 𝑑 MPa 1,12 Điều kiện sức bền của chốt 𝜎 𝑢 MPa 20,97

Tính toán, thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc

i) Bộ truyền bánh răng cấp nhanh

- Có moment xoắn của trục 1: T 1 = 13661,81Nmm

- Vì đây là hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh

- Có tỷ số truyền tương ứng ở trục 1 và số vòng quay trục 1 lần lượt là: u 1 = 3,08 ; n 1 = 2880vg/ph

- Dựa vào bảng 6.1 (tài liệu 1), chọn vật liệu cho cả bánh dẫn và bánh bị dẫn cấp nhanh là thép

Trong đó, bánh dẫn và bị dẫn lần lượt có thông số bánh răng như sau:

• Độ rắn HB 1nh = 260HB

• Độ rắn HB 2nh = 230HB

- Tuổi thọ làm việc của bánh răng:

L h = L*K ng *[số h 1 ca]*[số ca] = 6*320*8*3 = 46080h a) Tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Trong đó: 𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚1 0 = 2HB 1nh + 70 = 2*260 + 70 = 590MPa

S H = 1,1 (dữ liệu 𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚 0 và S H được lấy từ bảng 6.2 (tài liệu 1))

(với m H = 6 ; N HO = 30𝐻 𝐻𝐵 2,4 ) (*) Đối với bánh dẫn:

∑ 𝑡∗ 𝐿 ℎ ; số lần ăn khớp 1 vòng quay c = 1)

(*) → KHL1 = 1 (vì NHE1 > NHO1 → lấy NHE1 = NHO1) Đối với bánh bị dẫn:

(*) → KHL2 = 1 (vì NHE2 > NHO2 → lấy NHE2 = NHO2)

→ Giá trị của ứng suất tiếp xúc: [𝜎 𝐻 ] = 0,45([𝜎 𝐻 ] 1 + [𝜎 𝐻 ] 2 ) = 412,36MPa (do bánh răng nghiêng)

Mà [𝜎 𝐻 ] < [𝜎 𝐻 ] 𝑚𝑖𝑛 = 433,64MPa ➔ Chọn [𝜎 𝐻 ] = 433,64MPa b) Tính toán ứng suất uốn cho phép

- Ứng suất uốn cho phép:

Trong đó: 𝜎 𝐹𝑙𝑖𝑚1 0 = 1,8HB 1nh = 1,8*260 = 468MPa

S F = 1,75 (dữ liệu 𝜎 𝐹𝑙𝑖𝑚 0 và S F được lấy từ bảng 6.2 (tài liệu 1))

(với m F = 6 ; N FO =4*10 6 ) (**) Đối với bánh dẫn:

(**) → KFL1 = 1 (vì NFE1 > NFO → lấy N FE1 = NFO) Đối với bánh bị dẫn:

(**) → KFL2 = 1 (vì NFE2 > NFO → lấy NFE2 = NFO)

- Cho bộ truyền được bôi trơn tốt và hộp giảm tốc kín

➔ Ta tính toán thiết kế bộ truyền theo độ bền tiếp xúc

- Dựa vào bảng 6.6 (tài liệu 1), biết vị trí bánh răng không đối xứng với các ổ trong hộp giảm tốc

- Dựa vào bảng 6.7 (tài liệu 1), chọn K Hβ = 1,12 ; K Fβ = 1,24

→ Chọn theo tiêu chuẩn: a w = 80mm

- Module thông số ăn khớp: m = (0,01÷0,02)a w = (0,01÷0,02)*80 = 0,8÷1,6

- Góc nghiêng của răng trên bánh răng: 40 0 ≥ β ≥ 30 0

→ Số răng trên bánh dẫn: cos 30 0 ≥ 𝑚𝑧 1 (𝑢 1 + 1)

→ Số răng bánh bị dẫn: z 2 = z 1 u 1 = 32*3,08 = 98,56 → 99 răng

- Tính toán lại tỷ số truyền: u 1 = 𝑧 2

32 = 3,1 (sai số 0,65% so với giá trị đầu)

- Tính lại khoảng cách trục: a w = 𝑚𝑧 1 (𝑢 1 +1)

- Đường kính vòng chia của bánh dẫn và bánh bị dẫn: d 1 = 𝑚𝑧 1 cos 𝛽 = 1∗32 cos 35 0 = 39,065mm d 2 = 𝑚𝑧 2 cos 𝛽 = 1∗99 cos 35 0 = 120,86mm

- Đường kính vòng đỉnh của bánh dẫn và bánh bị dẫn: d a1 = d 1 + 2m = 39,065 + 2*1 = 41,065mm d a2 = d 2 + 2m = 120,86 + 2*1 = 122,86mm

- Đường kính vòng đáy của bánh dẫn và bánh bị dẫn: d f1 = d 1 – 2,5m = 39,065 – 2,5*1 = 36,565mm d f2 = d 2 – 2,5m = 120,86 – 2,5*1 = 118,36mm

- Bề rộng vành răng của bánh dẫn và bánh bị dẫn: b 2 = ψ ba *a w = 0,32*80 = 25,6mm b 1 = b 2 + 5 = 25,6 + 5 = 30,6mm

- Vận tốc vòng bánh răng: v = 𝜋𝑑 1 𝑛 1

→ Dựa vào bảng 6.13 (tài liệu 1), chọn cấp chính xác bộ truyền là 8

- Lực tác dụng lên bộ truyền:

• Lực dọc trục: F a = F t tanβ = 349,72*tan35 0 = 244,88N

- Dựa vào phụ lục P2.3 (tài liệu 1), xác định được các hệ số tải trọng động:

- Dựa vào bảng 6.14 (tài liệu 1), xác định được các hệ số tải trọng không đều giữa các răng:

- Hệ số tải trọng tính:

- Hệ số xét đến hình dạng tiếp xúc:

Trong đó: α tw = tan −1 tan 𝛼 𝑛𝑤 cos 𝛽 = tan −1 tan 20 0 cos 35 0 = 23,96 0

- Có cặp bánh răng chất liệu thép → Z M = 275MPa 1/3

- Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc:

- Ứng suất tiếp xúc tính toán:

- Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép:

Trong đó: Z R = 0,95: Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt

Z V = 0,85v 0,1 = 0,85*5,9 0,1 = 1,015: Hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng

K l = 1: Hệ số ảnh hưởng điều kiện bôi trơn

10 4 = 1,023: Hệ số ảnh hưởng của xích thước răng

Có 𝜎 𝐻 < [𝜎 𝐻 ] → Thỏa điều kiện bền tiếp xúc

- Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

Tính toán hệ số dạng răng:

Trong đó: z v = 𝑧 cos 3 𝛽: Số răng tương đương

180 = 3,54 Đặc tính so sánh độ bền uốn:

→ Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn là bánh có độ bền thấp hơn

- Ứng suất uốn tính toán:

Trong đó: K F = K Fα *K Fβ *K FV = 1,27*1,24*1,17 = 1,84: Hệ số tải trọng tính

1,43 = 0,7: Hệ số ảnh hưởng của trùng khớp ngang

140 = 0,75: Hệ số ảnh hưởng của góc nghiêng răng đến độ bền uốn

→ Thỏa điều kiện bền uốn

* Bảng tổng hợp thông số bộ truyền cấp nhanh:

Vật liệu bánh răng - - Thép 45 tôi cải thiện

Tuổi thọ làm việc LH h 46080

Khoảng cách trục aw mm 80

Số răng bánh dẫn/bị dẫn z1/z2 răng 32/99

Tỷ số truyền cấp nhanh u1 - 3,1

Góc nghiêng răng β 0 35 Đường kính vòng chia d1/d2 mm 39,065/120,86 Đường kính vòng đỉnh da1/da2 mm 41,065/122,86 Đường kính vòng đáy df1/df2 mm 36,565/118,36

Bề rộng vành răng b1/b2 mm 30,6/25,6

Vận tốc vòng bánh răng v m/s 5,9

Hệ số dịch chỉnh x - 0 Ứng suất tiếp xúc 𝜎 𝐻 MPa 260,93 Ứng suất uốn (theo bánh bị dẫn) 𝜎 𝐹 MPa 46,71 ii) Bộ truyền bánh răng cấp chậm

- Có moment xoắn cấp chậm là moment xoắn của trục 2: T = T 2 = 40444,25Nmm

- Có tỷ số truyền tương ứng ở trục 1 và số vòng quay trục 1 lần lượt là: u 2 = 2,6 ; n 2 = 935,065vg/ph

- Dựa vào bảng 6.1 (tài liệu 1), chọn vật liệu cho cả bánh dẫn và bánh bị dẫn cấp nhanh là thép

Trong đó, bánh dẫn và bị dẫn lần lượt có thông số bánh răng như sau (giống cách chọn ở cấp nhanh):

• Độ rắn HB 1ch = 260HB

• Độ rắn HB 2ch = 230HB

- Tuổi thọ làm việc của bánh răng:

L h = 46080h (dữ liệu lấy từ phần tính toán cấp nhanh) c) Tính toán ứng suất tiếp xúc cho phép

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:

Trong đó: 𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚1 0 = 2HB 1ch + 70 = 2*260 + 70 = 590MPa

S H = 1,1 (dữ liệu 𝜎 𝐻𝑙𝑖𝑚 0 và S H được lấy từ bảng 6.2 (tài liệu 1))

(với m H = 6 ; N HO = 30𝐻 𝐻𝐵 2,4 ) (*) Đối với bánh dẫn:

∑ 𝑡∗ 𝐿 ℎ ; số lần ăn khớp 1 vòng quay c = 1)

(*) → KHL1 = 1 (vì NHE1 > NHO1 → lấy NHE1 = NHO1) Đối với bánh bị dẫn:

(*) → KHL2 = 1 (vì NHE2 > NHO2 → lấy NHE2 = NHO2)

→ Giá trị của ứng suất tiếp xúc: [𝜎 𝐻 ] = 0,45([𝜎 𝐻 ] 1 + [𝜎 𝐻 ] 2 ) = 412,36MPa (do bánh răng nghiêng)

Mà [𝜎 𝐻 ] < [𝜎 𝐻 ] 𝑚𝑖𝑛 = 433,64MPa ➔ Chọn [𝜎 𝐻 ] = 433,64MPa d) Tính toán ứng suất uốn cho phép

- Ứng suất uốn cho phép:

Trong đó: 𝜎 𝐹𝑙𝑖𝑚1 0 = 1,8HB 1ch = 1,8*260 = 468MPa

S F = 1,75 (dữ liệu 𝜎 𝐹𝑙𝑖𝑚 0 và S F được lấy từ bảng 6.2 (tài liệu 1))

6 (với m F = 6 ; N FO =4*10 6 ) (**) Đối với bánh dẫn:

(**) → KFL1 = 1 (vì NFE1 > NFO → lấy NFE1 = NFO) Đối với bánh bị dẫn:

(**) → KFL2 = 1 (vì NFE2 > NFO → lấy NFE2 = NFO)

- Biết bộ truyền được bôi trơn tốt và hộp giảm tốc kín

➔ Ta tính toán thiết kế bộ truyền theo độ bền tiếp xúc

- Dựa vào bảng 6.6 (tài liệu 1), biết vị trí bánh răng không đối xứng với các ổ trong hộp giảm tốc

- Dựa vào bảng 6.7 (tài liệu 1), chọn K Hβ = 1,02 ; K Fβ = 1,03

→ Chọn theo tiêu chuẩn: a w = 125mm

- Module thông số ăn khớp: m = (0,01÷0,02)a w = (0,01÷0,02)*125 = 1,25÷2,5

- Có bộ truyền cấp chậm là cặp bánh răng trụ răng thẳng → góc nghiêng răng β = 0 0

- Số răng của bánh dẫn: z 1 = 2𝑎 𝑤

→ Số răng bánh bị dẫn: z 2 = z 1 u 2 = 35*2,6 = 91 răng

- Tính toán lại tỷ số truyền: u 2 = 𝑧 2

35 = 2,6 (sai số 0% so với giá trị đầu)

- Tính toán lại khoảng cách trục: a w = 𝑚𝑧 1 (1+𝑢 2 )

- Đường kính vòng chia của bánh dẫn và bánh bị dẫn: d 1 = 𝑚𝑧 1 cos 𝛽 = 2∗35 cos 0 0 = 70mm d 2 = 𝑚𝑧 2 cos 𝛽 = 2∗91 cos 0 0 = 182mm

- Đường kính vòng đỉnh của bánh dẫn và bánh bị dẫn: d a1 = d 1 + 2m = 70 + 2*2 = 74mm d a2 = d 2 + 2m = 182 + 2*2 = 186mm

- Đường kính vòng đáy của bánh dẫn và bánh bị dẫn: d f1 = d 1 – 2,5m = 70 – 2,5*2 = 65mm d f2 = d 2 – 2,5m = 182 – 2,5*2 = 177mm

- Bề rộng vành răng của bánh dẫn và bánh bị dẫn: b 2 = ψ ba *a w = 0,4*125 = 50mm b 1 = b 2 + 5 = 50 + 5 = 55mm

- Vận tốc vòng bánh răng: v = 𝜋𝑑 1 𝑛 2

→ Dựa vào bảng 6.13 (tài liệu 1), chọn cấp chính xác bộ truyền là 8

- Lực tác dụng lên bộ truyền:

- Dựa vào phụ lục P2.3 (tài liệu 1), xác định được các hệ số tải trọng động:

- Dựa vào bảng 6.14 tài liệu 1), xác định được các hệ số tải trọng không đều giữa các răng:

- Hệ số tải trọng tính:

- Hệ số xét đến hình dạng tiếp xúc:

Trong đó: α tw = cos −1 (𝑧 1 +𝑧 2 )𝑚 cos 𝛼 𝑛𝑤

- Có cặp bánh răng chất liệu thép → Z M = 275MPa 1/3

- Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc:

- Ứng suất tiếp xúc tính toán:

- Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép:

Trong đó: Z R = 0,95: Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt

Z V = 0,85v 0,1 = 0,85*3,43 0,1 = 0,96: Hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng

K l = 1: Hệ số ảnh hưởng điều kiện bôi trơn

10 4 = 1,02: Hệ số ảnh hưởng của xích thước răng

Có 𝜎 𝐻 < [𝜎 𝐻 ] → Thỏa điều kiện bền tiếp xúc

- Kiểm nghiệm ứng suất uốn:

Tính toán hệ số dạng răng:

26 Đặc tính so sánh độ bền uốn:

→ Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn là bánh có độ bền thấp hơn

- Ứng suất uốn tính toán:

Trong đó: K F = K Fα *K Fβ *K FV = 1,27*1,03*1,38 = 1,81: Hệ số tải trọng tính

→ Thỏa điều kiện bền uốn

* Bảng tổng hợp thông số bộ truyền cấp chậm:

Vật liệu bánh răng - - Thép 45 tôi cải thiện

Tuổi thọ làm việc LH h 46080

Khoảng cách trục aw mm 126

Số răng bánh dẫn/bị dẫn z1/z2 răng 35/91

Tỷ số truyền cấp chậm u1 - 2,6 Đường kính vòng chia d1/d2 mm 70/182 Đường kính vòng đỉnh da1/da2 mm 74/186 Đường kính vòng đáy df1/df2 mm 65/177

Bề rộng vành răng b1/b2 mm 55/50

Vận tốc vòng bánh răng v m/s 3,43

Hệ số dịch chỉnh x - 0 Ứng suất tiếp xúc 𝜎 𝐻 MPa 290,5 Ứng suất uốn (theo bánh bị dẫn) 𝜎 𝐹 MPa 75,71

Tính toán trục và lựa chọn then

Biết ở trục 1 từ động cơ có các thông số sau:

• u 1 = 3,08 → 3,1 (dữ liệu lấy từ tính toán cấp nhanh);

Do trục 1 phân đôi → Tính toán theo T pđ = 𝑇 1

• Đường kính cả 2 bánh răng như nhau: d 1nh = 39,065mm

• Góc ăn khớp răng: α tw = 23,96 0

• Góc nghiêng răng của bánh răng trên trục 1: β = 35 0 a Chọn vật liệu cho trục

- Chọn vật liệu chế tạo trục 1 là thép 45 (C45) tôi cải thiện

Trong đó có các thông số vật liệu như sau: d trục1 ≤ 60mm

HB 1 = 270HB σ b = 850MPa σ ch = 580MPa σ -1 = 0,436σ b = 370,6MPa τ -1 = 0,58σ -1 = 214,95MPa

[σ] = 63; 50; 48MPa đối với các trục có giới hạn đường kính 30 ; 50 ; 100mm (dựa vào bảng 10.5 (tài liệu 1))

[τ] = 20MPa b Tính toán sơ bộ các thông số của trục

- Tính toán sơ bộ đường kính trục: d trục1 ≥ √ 𝑇 𝑝đ

→ Chọn sơ bộ d trục1 = 20mm

- Dựa vào bảng 10.2 (tài liệu 1), với d 1 = 20mm → Chọn chiều rộng ổ lăn b 01 = 15mm

- Chiều dài moay ơ nửa khớp nối: l m12 = (1,4÷2,5)d trục1 = (1,4÷2,5)*20 = 28÷50mm → Chọn l m12 = 40mm

(dựa vào bảng 6.1 (tài liệu 1))

- Chiều dài moay ơ bánh răng cấp nhanh: l m13 = (1,2÷1,5)d trục1 = (1,2÷1,5)*20 = 24÷30mm → Chọn l m13 = 30mm

- Dựa vào bảng 10.2 (tài liệu 1), chọn các trị số khoảng cách:

• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k 1 = 12

• Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp (lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc): k 2 = 10

• Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k 3 = 15

• Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: h n = 18

- Các lực tác dụng lên trục:

• Lực hướng tâm bánh răng: F r = F t tan 𝛼 𝑛𝑤 cos 𝛽 = 349,72* 𝑡𝑎𝑛20

• Lực dọc trục bánh răng: F a = F t tanβ = 349,72*tan35 0 = 244,88N

• Lực gây ra bởi nối trục: F nt

Trong đó F nt là F r của nối trục đã được tính toán ở chương II

→ Vậy lực gây ra bởi nối trục F nt = 100N

- Các giá trị chiều dài ở trục 1 (chưa tính chiều dài nối trục) bằng với các giá trị chiều dài ở trục 2

→ Cần tính giá trị chiều dài ở trục 2

Ta có sơ đồ các giá trị chiều dài ở trục 2 được minh họa trong hình dưới:

Tính toán các giá trị chiều dài ở trục 2:

= 30÷37,5mm → Chọn l m22 = 35mm b 02 = 17mm (chọn từ bảng 10.2 (tài liệu 1) với D 2 = 25mm )

Vậy ta có các giá trị chiều dài ở trục 1 được minh họa trong hình dưới:

Trong đó l 11 = l 21 = 310mm l 13 = l 24 = 262mm l 12 = l 22 = 48mm l c12 = 𝑙 𝑚12 +𝑏 01

Với các điểm A-E ký hiệu trên trục 1, ta có:

AB = 48mm ; BC = 214mm ; CD = 48mm ; DE = 60,5mm

- Tính toán và vẽ biểu đồ moment, biểu đồ lực cắt và biểu đồ moment xoắn của trục 1:

Trục 1 cùng chiều các lực tác dụng và các biểu đồ được minh họa trong hình sau:

* Xét trên mặt phẳng zy

Tại đây các lực vòng và lực nối trục bằng 0

Giả sử chọn moment quay tại tâm A → M Ax = 0

→ AB*F rB – F aB * 𝑑 1𝑛ℎ 2 + AC*F rC + F aC * 𝑑 1𝑛ℎ 2 – AD*R Dy = 0

Phương trình cân bằng lực theo trục y:

M BM = M Bx – M aB = M Bx – F aB * 𝑑 1𝑛ℎ

* Xét trên mặt phẳng zx

Tại đây các lực hướng tâm và lực dọc trục bằng 0

→ AB*F tB + AC*F tC – AD*R Dx – F nt = 0

Phương trình cân bằng lực theo trục x:

– R Ax + F tB + F tC – R Dx – F nt = 0

 R Ax = F tB + F tC – R Dx – F nt = 349,72 + 349,72 – 230,2 – 100 = 369,24N

M Cy = (R Dx + F nt )CD + M Dy = (230,2 + 100)*48 + 6050 = 21899,6Nmm

Moment xoắn của trục 1 mang giá trị T 1 trên đoạn CE và mang giá trị T pđ trên đoạn BC

- Chọn đường kính tại các điểm trên trục:

* Điểm C (Tiết diện nguy hiềm):

(Vì là trục phân đôi, cần chọn d B = d C)

Vì cùng là vị trí gối đỡ, chọn d A = d D = 20mm

3 = 12,34 → Chọn d E = 17mm c Kiểm nghiệm và chọn then

- Ta sử dụng then bằng để lắp vào trục 1

- Điều kiện bền dập và bền cắt của then σ d = 2𝑇

Dựa vào bảng 9.5 (tài liệu 1), có [σ d ] = 100MPa

Dựa vào bảng 9.1a (tài liệu 1), chọn then với các thông số sau tại các điểm B, C, E trên trục 1

Tiết diện Đường kính trục d (mm) bxhxl (mm) t1 (mm) t2 (mm)

Moment xoắn T (Nmm) Ứng suất dập σd

Nhận xét: Các ứng suất tính toán trên thỏa điều kiện cho phép d Kiểm nghiệm trục

- Điều kiện bền mỏi (xét tại từng điểm trên trục): s = 𝑠 𝜎 𝑠 𝜏

Có hệ số an toàn cho phép [s] = 1,5÷2,5 → Chọn [ s] = 2

• Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp: s σ = 𝜎 −1

Trong đó: σ m = 0 (do trục quay) σ a = σ max = 𝑀

(Với W là moment cản uốn)

• Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp: s τ = 𝜏 −1

𝜀𝜏 +0,15 2,1 (Bảng 10.8-12 (tài liệu 1)) ѱ τ = 0,05 (Dựa vào bảng 10.7 (tài liệu 1), với σ b = 850MPa )

(2) → Ta có các bảng thống kê các số liệu kiểm nghiệm trục như sau:

Kích thước của then, trị số moment cản uốn và moment cản xoắn ứng với các tiết diện trục

Tiết diện Đường kính trục d (mm) b x h x l (mm) t 1 (mm)

Biên độ và giá trị trung bình các ứng suất:

Tiết diện σ a (MPa) σ m (MPa) τ a = τ m (MPa)

Kết quả tính toán đối với tiết diện trục:

Tiết diện Đường kính trục d (mm)

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp s σ

Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp s τ s

Nhận xét: Các hệ số an toàn tính toán trên thỏa điều kiện cho phép

- Điều kiện bền tĩnh: σ tđ = √𝜎 2 + 3𝜏 2 ≤ [σ] (3)

➔ Thỏa điều kiện bền tĩnh

Vật liệu - - Thép 45 tôi cải thiện

Lực vòng bánh răng Ft N 349,72

Lực hướng tâm bánh răng Fr N 155,39

Lực dọc trục bánh răng Fa N 244,88

Lực gây ra bởi nối trục Fnt N 100

Giá trị chiều dài trục l11 mm 310

Giá trị chiều dài trục lc12 mm 60,5

Moment uốn MDy Nmm 6050 Đường kính trục dA/dB/dC/dD/dE mm 20/25/25/20/17

Tiết diện nguy hiểm - - Tại C ii) Tính toán trục 2

• u 1 = 3,08→3,1 (dữ liệu lấy từ tính toán cấp nhanh); u 2 = 2,6 ;

Trong đó moment xoắn tại 2 bánh phân đôi có giá trị: T pđ’ = 𝑇 2

• Đường kính các bánh răng như sau: d 2nh = 120,86mm ; d 1ch = 70mm

• Góc ăn khớp răng: α tw = 23,96 0 (trục 1-2); α tw = 18,7 0 (trục 2-3)

• Góc nghiêng răng của bánh răng trên trục 2: β = 35 0 (bánh bị dẫn); β = 0 0 (bánh dẫn) a Chọn vật liệu cho trục

- Vật liệu được chọn như đã chọn ở tính toán trục 1

37 b Tính toán sơ bộ các thông số của trục

- Tính toán sơ bộ đường kính trục: d trục2 ≥ √ 𝑇 2

- Dựa vào bảng 10.2 (tài liệu 1), với d trục2 = 25mm → Chọn chiều rộng ổ lăn b 01 = 17mm

- Chiều dài moay ơ bánh răng: l m22 = 35mm (Đã tính khi tính toán chiều dài trục 1)

- Các trị số khoảng cách (đã chọn khi tính toán trục 1) có giá trị: k 1 = 12; k 2 = 10; k 3 = 15

- Các lực tác dụng lên trục:

• Lực vòng bánh dẫn cấp chậm: F t = 2𝑇 2

• Lực hướng tâm bánh dẫn cấp chậm: F r = F t tan 𝛼 𝑡𝑤 cos 𝛽 = 1155,55* 𝑡𝑎𝑛18,7

• Các lực tác dụng lên cặp bánh bị dẫn cấp nhanh có giá trị bằng với giá trị lực ở trục 1

- Tính toán các giá trị chiều dài ở trục 2

Các giá trị chiều dài ở trục 2 đã được tính toán ở tính toán trục 1 và mang các giá trị:

Với các điểm A-E ký hiệu trên trục 2, ta có:

AB = 48mm ; BC = 107mm ; CD = 107mm ; DE = 48mm

Tại đây các lực vòng bằng 0

→ – AB*F rB – F aB * 𝑑 2𝑛ℎ 2 + AC*F rC – AD*F rD + F aD * 𝑑 2𝑛ℎ 2 – AE*R Ey = 0

– R Ay – F rB + F rC – F rD – R Ey = 0

 R Ay = – (F rB – F rC + F rD + R Ey ) = – (155,39 – 391,13 + 155,39 + 40,175) = 40,175N

M BM = M Bx – M aB = M Bx – F aB * 𝑑 2𝑛ℎ

M Cx = (F rB + R Ay )BC + M BM = (155,39 + 40,175)*107 – 12869,7 = 8055,755Nmm

M DM = M Dx – M aD = M Dx – F aD * 𝑑 2𝑛ℎ

Tại đây các lực hướng tâm và lực dọc trục bằng 0

Giả sử chọn moment quay tại tâm A → M Ay = 0

→ – AB*F tB – AC*F tC – AD*F tD + AE*R Ex = 0

R Ax – F tB – F tC – F tD + R Ex = 0

 R Ax = F tB + F tC + F tD – R Ex = 349,72 + 1155,55 + 349,72 – 927,495 = 927,495N

M Cy = M By + (R Ax – F tB )BC = 44519,76 + (927,495 – 349,72)*107 = 106341,685Nmm

Moment xoắn của trục 2 mang giá trị T pđ’ trên cả 2 bánh bị dẫn và T 2 trên bánh dẫn

* Điểm C (Tiết diện nguy hiểm nhất):

(Đường kính trục tại B và D cần phải có giá trị như nhau để đáp ứng điều kiện phân đôi)

Chọn d E = d A = 20mm (Vì cùng là gối đỡ) c Kiểm nghiệm và chọn then

Trong đó có l t = (0,8÷0,9)l m = (0,8÷0,9)* 35 = 28÷31,5 → Chọn l t = 30mm

Dựa vào bảng 9.1a (tài liệu 1), chọn then với các thông số sau tại các điểm B, C, D trên trục 2

Tiết diện Đường kính trục d (mm) b x h x l (mm) t 1 (mm) t 2 (mm)

Moment xoắn T (Nmm) Ứng suất dập σ d

- Điều kiện bền mỏi (xét tại từng điểm trên trục): s = 𝑠 𝜎 𝑠 𝜏

Có hệ số an toàn cho phép [s] = 1,5÷2,5 → Chọn [ s] = 2

• Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp: s σ = 𝜎 −1

(Công thức đã được giải thích ở tính toán trục 1)

• Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp: s τ = 𝜏 −1

(Công thức đã được giải thích ở tính toán trục 1)

(2) → Ta có các bảng thống kê các số liệu kiểm nghiệm trục như sau:

Trục 2 (với các lực của bánh cấp chậm)

Lực vòng bánh răng Ft N 1155,55

Lực hướng tâm bánh răng Fr N 391,13

Moment uốn MDy Nmm 44519,76 Đường kính trục dA/dB/dC/dD/dE mm 20/25/30/25/20

Tiết diện nguy hiểm nhất - - Tại C iii) Tính toán trục 3

• u 2 = 2,6 (dữ liệu lấy từ tính toán cấp nhanh);

• Đường kính các bánh răng như sau: d 2ch = 182mm ;

• Góc ăn khớp răng: α tw = 18,7 0 ; a Chọn vật liệu cho trục

- Vật liệu được chọn như đã chọn ở tính toán trục 1 b Tính toán sơ bộ các thông số của trục

- Tính toán sơ bộ đường kính trục: d trục3 ≥ √ 3 0,2[𝜏] 𝑇 3 = √ 100906,46

- Dựa vào bảng 10.2 (tài liệu 1), với d trục3 = 30mm → Chọn chiều rộng ổ lăn b 03 = 19mm

- Chiều dài moay ơ bánh xích: l m33 = (1,4÷2,5)d trục3 = (1,4÷2,5)*30 = 42÷75mm → Chọn l m33 = 60mm

- Chiều dài moay ơ bánh răng cấp chậm: l m32 = (1,2÷1,5)d trục3 = (1,2÷1,5)*30 = 36÷45mm → Chọn l m32 = 40mm

- Các trị số khoảng cách (đã chọn khi tính toán trục 1) có giá trị: k 1 = 12; k 2 = 10; k 3 = 15; h n = 18

- Các lực tác dụng lên trục 3:

• Giá trị các lực tác dụng lên bánh răng có giá trị bằng giá trị các lực trên bánh dẫn cấp chậm

• Lực gây ra bởi bánh xích: F x = F r = 1891,8N (Dữ liệu lấy từ tính toán bánh xích)

- Tính toán các giá trị chiều dài ở trục 3

Với các điểm A-D ký hiệu trên trục 3, ta có:

AB = 72,5mm ; BC = 155mm ; CD = 155mm

Tại đây các lực vòng bằng 0

Giả sử chọn moment quay tại tâm B → M Bx = 0

→ – AB*F x – BC*F rC + BD*R Dy = 0

Tại đây các lực hướng tâm và lực bánh xích bằng 0

Giả sử chọn moment quay tại tâm B → M By = 0

M Cy = BC*R Bx = CD*R Dx = 155*577,775 = 89555,125Nmm

Moment xoắn của trục 3 mang giá trị T 3

* Điểm B (Tiết diện nguy hiểm):

* Điểm C (Tiết diện nguy hiểm):

Vì cùng là gối đỡ giống tại B, chọn d D = d B = 30mm c Kiểm nghiệm và chọn then

Dựa vào bảng 9.1a (tài liệu 1), chọn then với các thông số sau tại các điểm A, C trên trục 3

Tiết diện Đường kính trục d (mm) b x h x l (mm) t 1 (mm) t 2 (mm)

Moment xoắn T (Nmm) Ứng suất dập σ d

Ta có các bảng thống kê các số liệu kiểm nghiệm trục như sau:

(3) → σ tđB = √50,8 2 + 3 ∗ 18,69 2 = 60,24MPa ≤ 464Mpa σ tđC = √31,12 2 + 3 ∗ 11,77 2 = 37,2MPa ≤ 464Mpa

Giá trị chiều dài trục l33 mm 382,5

Giá trị chiều dài trục lc33 mm 72,5

Moment uốn MCy Nmm 89555,125 Đường kính trục dA/dB/dC/dD mm 25/30/35/30

Tiết diện nguy hiểm - - Tại B, C

Tính toán, lựa chọn ổ lăn

Ta có: L h = 46080h (Dữ liệu lấy từ tính toán bộ truyền bánh răng) n 1 = 2880vg/ph n 2 = 935,065vg/ph n 3 = 359,64vg/ph n 4 = 84,82vg/ph i) Tính toán, chọn ổ lăn trên trục 1

F a = 0N (Do trục phân đôi nên lực dọc trục gây ra bởi 2 bánh phân đôi triệt tiêu nhau)

Có R A > R D → Tính toán và chọn ổ theo A

- Dựa vào bảng 11.2; 11.3 (tài liệu 2), chọn các hệ số Kσ, Kt, V, X, Y

• Chọn X = 1 ; Y = 0 (Vì không có lực dọc trục)

Trong đó F r là phản lực tổng hợp tại các điểm; F r = R

- Tải trọng động quy ước:

(với m = 3 do chọn ổ bi đỡ)

- Thời gian làm việc của ổ

- Khả năng tải động tính toán của ổ:

Dựa vào phụ lục P2.7 trong tài liệu 1, chọn sơ bộ ổ bi đỡ cỡ trung có đường kính vòng trong d = 20mm, phù hợp với đường kính trục tại các điểm A và D Các thông số kỹ thuật cần thiết được xác định rõ để đảm bảo tính chính xác và hiệu quả của hệ thống Việc lựa chọn ổ bi phù hợp giúp giảm thiểu ma sát, tăng độ bền và vận hành ổn định của các cơ cấu cơ khí.

Ký hiệu ổ d, mm D, mm B, mm r, mm dbi, mm C, kN C0, kN

Có C tt < C → Ổ đã chọn thỏa điều kiện tải trọng động

- Tính chính xác tuổi thọ của ổ vừa chọn:

- Tuổi thọ tính bằng giờ:

- Kiểm nghiệm tải trọng tĩnh của ổ:

Tải trọng tĩnh quay ước: Q 0 = X 0 R + Y 0 F a (2)

Trong đó, dựa vào bảng 11.6 (tài liệu 2), X 0 = 0,6 ; Y 0 = 0,5

Có Q 0 < C 0 → Ổ đã chọn thỏa điều kiện tải trọng tĩnh

- Xác định số vòng quay tới hạn của ổ:

Dựa vào bảng 11.7 (tài liệu 2), có [D pw n]*10 -5 = 4,5 (3)

2 = 36: Đường kính tâm con lăn

→ Ổ đã chọn thỏa số vòng quay tới hạn

Kết luận: Ổ bi đỡ 304 thỏa điều kiện sử dụng ii) Tính toán, chọn ổ lăn trên trục 2

F a = 0N (Do trục phân đôi nên lực dọc trục gây ra bởi 2 bánh phân đôi triệt tiêu nhau)

Có R A = R E → Tính toán và chọn ổ ở 2 điểm hoàn toàn như nhau

Chia nhỏ thời gian làm việc của ổ để dễ chọn ổ hơn

(Với thời gian phục vụ 6 năm, vậy ở trục 2 cần phải thay ổ lăn mỗi 2 năm )

Dựa vào phụ lục P2.7 trong tài liệu 1, chọn sơ bộ ổ bi đỡ cỡ trung có đường kính vòng trong là 20mm, phù hợp với đường kính trục tại các điểm A và D Lựa chọn này đảm bảo tính phù hợp về kích thước và độ chính xác của hệ thống, tối ưu hóa hiệu suất hoạt động của ổ bi trong thiết kế Việc xác định đúng thông số ổ bi dựa trên phụ lục này giúp đảm bảo sự ổn định và độ bền của các bộ phận liên quan.

Kết luận: Ổ bi đỡ 304 thỏa điều kiện sử dụng iii) Tính toán, chọn ổ lăn trên trục 3

Có R B > R D → Tính toán và chọn ổ theo điểm B

Chia nhỏ thời gian làm việc của ổ để dễ chọn ổ hơn

(Với thời gian phục vụ 6 năm, vậy ở trục 2 cần phải thay ổ lăn mỗi 3 năm )

Vậy dựa vào phụ lục P2.7 (tài liệu 1), chọn ổ bi đỡ cỡ nặng với đường kính vòng trong d = 30mm (bằng đường kính trục tại B và D) với các thông số sau:

Kết luận: Ổ bi đỡ 406 thỏa điều kiện sử dụng

Chọn thân máy và các chi tiết phụ; Chọn dầu & PP bôi trơn; Tính toán

bôi trơn; Tính toán dung sai lắp ghép i) Chọn thân máy và các chi tiết phụ a) Chọn thân máy

Vỏ hộp giảm tốc đóng vai trò đảm bảo vị trí chính xác của các chi tiết và bộ phận máy, đồng thời tiếp nhận tải trọng truyền từ các bộ phận lắp đặt trên vỏ Nó cũng chứa dầu bôi trơn, giúp bảo vệ các chi tiết máy khỏi bụi và ô nhiễm Tiêu chuẩn quan trọng của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao để đảm bảo độ bền và độ chính xác, cùng với trọng lượng nhỏ để giảm tải trọng và tăng tính linh hoạt trong thiết kế máy móc.

- Hộp giảm tốc bao gồm: Thân hộp, nắp hộp, thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích gối đỡ, … được lắp ráp với nhau thành một khối

- Vật liệu dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX15-32

Kích thước cơ bản của vỏ hộp:

Tên gọi Biểu thức tính toán và kết quả

(a là a w của bộ truyền cấp chậm, bộ truyền mang giá trị lớn hơn, có a = 126mm )

• Độ dốc Khoảng 2 0 Đường kính:

• Boulon ghép bích nắp và thân: d 3 d 3 = (0,8 ÷ 0,9)d 2 = 10mm → M10

• Vít ghép nắp cửa thăm: d 5 d 5 = (0,5 ÷ 0,6)d 2 = 6mm → M6

Mặt bích ghép nắp và thân:

• Chiều dày bích thân hộp:

• Chiều dày bích nắp hộp:

• Bề rộng bích nắp và thân:

• Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D 3; D 2 Xác định theo kích thước nắp ổ

• Bề rộng mặt ghép boulon cạnh ổ: K 2 K 2 = E 2 + R 2 + (3÷5)mm = 40mm

• Tâm lỗ boulon cạnh ổ: E 2 và C (k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)

• Chiều cao: h Được xác định theo kết cấu, phụ thuộc vào tâm lỗ boulon và kích thước mặt tựa Mặt đế hộp:

• Chiều dày khi không có phần lồi: S 1 S 1 ≈ (1,3÷1,5)d 1 = 24mm

• Bề rộng mặt đế hộp: K 1 và q

Khe hở giữa các chi tiết:

• Giữa bánh răng với thành trong hộp Δ ≥ (1÷1,2)δ → Δ = 10mm

• Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Δ 1 ≥ (3÷5)δ → Δ 1 = 24mm

• Giữa mặt bên với các bánh răng với nhau Δ 2 ≥ δ → Δ 2 = 8mm

• L = aw(nh) + aw(ch) + 2Δ + da1(nh)/2 + da2(ch)/2 + 2δ = 353,53mm

* Chú thích: Cách chọn a dựa theo tài liệu 2

Bảng số liệu trên được lấy theo TCVN

- Dựa vào bảng 18.2 (tài liệu 1) → Kích thước đường kính gối trục:

Trong đó: D là đường kính lỗ lắp ổ lăn, có giá trị tương ứng với các ổ ở từng trục

→ Đường kính gối trục ở từng trục:

Trục D, mm D 2 , mm D 3 , mm D 4 , mm Z

→ Có kết quả chiều cao h, đường kính vít d 4, và boulon cạnh ổ C trong kích thước gối trục:

3 90 12 M8 67,5 b) Chọn các chi tiết phụ b.1 Boulon vòng

- Boulon vòng (hay vòng móc) thường được lắp thêm vào thân và nắp hộp giảm tốc để nâng và di chuyển hộp (khi gia công, lắp ghép…)

- Chọn vật liệu của boulon vòng là thép 20

- Dựa vào bảng 18.3b (tài liệu 1), với thông số khoảng cách trục ở 2 cấp là aw(nh) x aw(ch) 63x125, chọn sơ bộ trọng lượng hộp giảm tốc là 160kG

→ Dựa vào bảng 18.3a (tài liệu 1), có thông số boulon vòng như sau:

Chiều dày: S = (2÷3)δ = 14÷21 → Chọn S = 16mm Đường kính: d = (3÷4)δ = 21÷28 → Chọn d = 24mm b.2 Chốt định vị

Vì lỗ trụ lắp trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, chúng ta sử dụng 2 chốt định vị để đảm bảo chính xác vị trí của nắp và thân Việc này giúp duy trì độ chính xác cao trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép các bộ phận Sử dụng chốt định vị là bước quan trọng để đảm bảo độ chính xác và chất lượng của sản phẩm cuối cùng.

Nhờ có chốt định vị, khi xiết boulon, vòng ngoài của ổ không bị biến dạng do sai lệch vị trí giữa nắp và thân Điều này giúp giảm thiểu nguy cơ hỏng hóc nhanh của ổ, nâng cao độ bền và hiệu quả hoạt động của thiết bị Chốt định vị đóng vai trò quan trọng trong việc đảm bảo sự chính xác và ổn định khi lắp ráp, từ đó kéo dài tuổi thọ cho các bộ phận máy móc.

- Chọn chốt định vị hình côn với hình minh họa cùng các thông số như sau theo bảng 18.4b (tài liệu 1):

- Nắp quan sát được lắp trên đỉnh hộp để kiểm tra các chi tiết máy trong khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp

- Dựa vào bảng 18.5 (tài liệu 1), chọn kích thước nắp quan sát như sau:

A (mm) B (mm) A 1 (mm) B 1 (mm) C (mm) K (mm) R (mm) Vít Số lượng vít

Nút thông hơi giúp điều hòa không khí và giảm áp suất bên trong và bên ngoài hộp, từ đó hạn chế sự gia tăng nhiệt độ nội thất khi các linh kiện hoạt động Việc lắp đặt nút thông hơi góp phần duy trì môi trường làm việc ổn định, bảo vệ thiết bị khỏi quá nhiệt Nó giữ cho nhiệt độ bên trong hộp luôn ổn định, đảm bảo hiệu suất hoạt động của các chi tiết bên trong Do đó, nút thông hơi là thành phần không thể thiếu để nâng cao độ bền và hiệu quả của hệ thống.

- Nút thông hơi thường được lắp trên nắp quan sát hoặc tại vị trí cao nhất của nắp hộp

- Dựa vào bảng 18.6 (tài liệu 1), chọn kích thước nút thông hơi như sau:

M48x3 35 45 25 79 62 52 10 5 15 13 32 10 56 36 62 55 Đơn vị tính theo mm b.5 Nút tháo dầu

Nút tháo dầu là bộ phận dùng để bịt kín lỗ tháo dầu ở đáy hộp giảm tốc, có nhiệm vụ xả dầu cũ, bị bẩn hoặc biến chất sau một thời gian vận hành Việc tháo dầu cũ giúp hệ thống hoạt động hiệu quả hơn và đảm bảo dầu mới được đổ vào qua nắp quan sát Nút tháo dầu đóng vai trò quan trọng trong quá trình bảo trì, giúp dễ dàng thay dầu định kỳ, duy trì độ bền và tuổi thọ cho hộp giảm tốc.

- Dựa vào bảng 18.7 (tài liệu 1), chọn kích thước nút tháo dầu trụ như sau: d b m f L c q D S D 0

𝑀16 × 1,5 12 8 3 23 2 13,8 26 17 19,6 Đơn vị tính theo mm b.6 Mắt chỉ dầu, que thăm dầu

- Mắt chỉ dầu được dùng để kiểm tra độ cao mức dầu trong hộp

- Dựa vào bảng 18.9 (tài liệu 1), chọn mắt chỉ dầu kính phẳng như sau:

Kích thước mắt kính, mm D D1 l h

- Que thăm dầu có kích thước như sau:

66 ii) Chọn dầu và phương pháp bôi trơn

- Chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu vì vận tốc vòng v < 12m/s

- Dựa vào bảng 18.11 (tài liệu 1), có độ nhớt dầu ở 50 0 (100 0 )C là 165 (20)

→ Dựa vào bảng 18.13 (tài liệu 1), chọn dầu bôi trơn cho hộp giảm tốc như sau:

Tên gọi Độ nhớt Khối lượng riêng g/cm 3 ở 20 0 C

AK15 ≥ 135 ≥ 15 ≥ 23,7 ≥ 1,86 0,886-0,926 iii) Tính toán dung sai lắp ghép

- Dựa vào kết cấu và yêu cầu làm việc, chế độ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau:

• Dung sai và lắp ghép bánh răng:

Chịu tải vừa, thay đổi, va đập nhẹ ta chọn kiểu lắp trung H7/k6

• Dung sai và lắp ghép ổ lăn:

Khi lắp ghép ổ lăn ta lưu ý:

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

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

- Đối với các vòng không quay ta sử dung 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 thì ta chọn H7, và khi lắp nắp ổ thì ta chọn H7/d11

• Dung sai khi lắp nối trục:

• Dung sai khi lắp vòng chắn dầu:

Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp

• Dung sai lắp then trên trục:

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

Tiêu đề	Đồ án Chi Tiết Máy Thiết Kế Hộp Giảm Tốc Phân Đôi Cấp Nhanh Kèm Bản Vẽ Tham Khảo
Tác giả	Nguyễn Huy Toàn
Người hướng dẫn	Lê Quang Vinh
Trường học	Trường Đại Học Nông Lâm TP.HCM
Chuyên ngành	Cơ khí và Công nghệ
Thể loại	đồ án
Năm xuất bản	2021
Thành phố	TP.HCM

Định dạng
Số trang	69
Dung lượng	1,76 MB