IUH - Đồ án môn học thiết kế cơ khí - Tính toán thiết kế hộp giảm tốc

IUH - Đồ án môn học thiết kế cơ khí - Tính toán thiết kế hộp giảm tốc IUH - Đồ án môn học thiết kế cơ khí - Tính toán thiết kế hộp giảm tốc IUH - Đồ án môn học thiết kế cơ khí - Tính toán thiết kế hộp giảm tốc IUH - Đồ án môn học thiết kế cơ khí - Tính toán thiết kế hộp giảm tốc IUH - Đồ án môn học thiết kế cơ khí - Tính toán thiết kế hộp giảm tốc

TÌM HIỂU VỀ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG

Những vấn đề cơ bản về thiết kế máy và hệ thống dẫn động

1.1.1 Nội dung thiết kế máy và chi tiết máy

Mỗi máy móc gồm nhiều chi tiết máy, và các chi tiết này có chức năng chung có mặt ở hầu hết các thiết bị và dây chuyền công nghệ Vì vậy thiết kế chi tiết máy đóng vai trò then chốt trong quá trình thiết kế máy nói chung, ảnh hưởng đến hiệu suất, độ bền và khả năng tương thích của hệ thống Việc tối ưu hóa thiết kế chi tiết máy giúp nâng cao hiệu quả sản xuất trên các dây chuyền công nghệ và các hệ thống máy móc khác nhau.

Các chi tiết máy được thiết kế ra phải thỏa mãn các yêu cầu kỹ thuật, làm việc ổn định trong suốt thời gian phục vụ đã định với chi phí chế tạo và sử dụng thấp nhất Chỉ tiêu kinh tế - kỹ thuật của chi tiết máy phải phù hợp với chỉ tiêu kinh tế - kỹ thuật của toàn máy, trước hết là năng suất, độ tin cậy và tuổi thọ cao, tối ưu hóa chi phí chế tạo và vận hành, đồng thời thuận lợi và an toàn trong chăm sóc bảo dưỡng và giảm khối lượng Ngoài ra còn có các yêu cầu khác tùy theo trường hợp cụ thể, chẳng hạn như khuôn khổ kích thước nhỏ gọn, làm việc êm và hình thức đẹp.

Xuất phát từ các chỉ tiêu kinh tế kỹ thuật, thiết kế chi tiết máy được triển khai qua các nội dung sau: xác định nguyên tắc hoạt động và chế độ làm việc của máy dự định thiết kế; lập sơ đồ tổng thể toàn máy và các bộ phận sao cho thỏa mãn các yêu cầu đề ra; xác định lực hoặc mô-men tác dụng lên các chi tiết và đặc tính thay đổi của tải; chọn vật liệu phù hợp nhằm khai thác tối đa đặc tính đa dạng của vật liệu để nâng cao hiệu quả và độ tin cậy hoạt động; thực hiện các tính toán động học, lực, độ bền và các tính toán khác nhằm xác định kích thước của chi tiết, bộ phận và toàn máy; thiết kế kết cấu các chi tiết, bộ phận và toàn máy thỏa mãn yêu cầu làm việc đồng thời với các yêu cầu công nghệ và lắp ghép; lập thuyết minh, hướng dẫn sử dụng và sửa chữa máy.

Thiết kế máy là công việc vô cùng phức tạp, đòi hỏi hiểu biết sâu sắc về lý thuyết và thực hành Việc giao các đề tài thiết kế phù hợp sẽ giúp công việc của người kỹ sư tương lai trở nên dễ dàng hơn và hiệu quả hơn, tạo điều kiện để áp dụng các nguyên lý kỹ thuật vào thực tế.

Trong quá trình thiết kế hộp giảm tốc, sau khi xác định các tham số trọng yếu như công suất, tỉ số truyền và các kích thước chủ chốt, người thiết kế có thể nhận xét và đánh giá xem các số liệu đã cho có phù hợp với loại hộp giảm tốc, sơ đồ hệ thống và phương án dẫn động được chọn hay không, từ đó điều chỉnh các tham số để đảm bảo hiệu suất, độ tin cậy và tối ưu chi phí sản xuất.

Trong thiết kế máy, tính toán thiết kế chi tiết máy là khâu then chốt và đồ án môn học chi tiết máy với nội dung thiết kế các hệ thống dẫn động bằng đai, xích tải và thùng trộn chính là công việc thiết kế kết cấu đầu tiên mà sinh viên thực hiện Nắm vững nội dung thiết kế và hoàn thành đồ án có chất lượng sẽ tạo điều kiện cho sinh viên thực hiện tốt các thiết kế khác cũng như đề tài tốt nghiệp sau này.

1.1.2 Phương pháp tính toán thiết kế máy và chi tiết máy Đối với phần lớn sản phẩm, hoàn thành thiết kế chỉ là kết quả đầu tiên của công việc thiết kế Thông qua việc chế thử, các nhược điểm về kết cấu, công nghệ của bản thiết kế, kể cả các sai sót về tính toán, sự không phù hợp về kích thước, tính không công nghệ, các khó khăn trong chăm sóc bảo dưỡng máy vv , sẽ được phát hiện và sửa chữa Đặc điểm tính toán thiết kế chi tiết máy

Trong thực tế, tính toán chi tiết máy gặp nhiều khó khăn do hình dáng chi tiết máy phức tạp và các yếu tố lực khó xác định, vì vậy cần nắm bắt các đặc điểm tính toán chi tiết máy để xử lý trong thiết kế Tính toán kích thước chi tiết máy thường được tiến hành theo hai bước: thiết kế và kiểm nghiệm Bên cạnh việc sử dụng các công thức chính xác để xác định những nhân tố quan trọng nhất, nhiều kích thước của các yếu tố kết cấu khác được tính theo công thức kinh nghiệm Trong tính toán thiết kế, số ẩn thường nhiều hơn số phương trình, do đó cần dựa vào các quan hệ kết cấu để chọn trước một số thông số, từ đó xác định các thông số còn lại Cùng một nội dung thiết kế có thể có nhiều giải pháp thực hiện Ngày nay, khi kĩ thuật tin học ngày càng áp dụng mạnh mẽ vào mọi ngành khoa học và công nghệ, việc nắm vững và ứng dụng kiến thức tin học để phục vụ tự động hóa thiết kế chi tiết máy trở nên cấp thiết và góp phần nâng cao chất lượng thiết kế, tiết kiệm thời gian và công sức thiết kế.

Các nguyên tắc và giải pháp trong thiết kế

Trong quá trình thiết kế máy, người thiết kế cần thực hiện đúng nhiệm vụ thiết kế và tuân thủ nghiêm ngặt các số liệu kỹ thuật để đảm bảo hoạt động ổn định Cấu kiện máy phải có sự hài hòa về kích thước giữa các bộ phận và chi tiết, đồng thời tối ưu hóa hệ số an toàn, tuổi thọ và độ tin cậy làm việc Bố trí hợp lý các đơn vị lắp ghép đảm bảo khuôn khổ nhỏ gọn, tháo lắp thuận tiện, dễ điều chỉnh và chăm sóc bảo dưỡng đơn giản Việc lựa chọn vật liệu và phương pháp nhiệt luyện cần có căn cứ nhằm giảm khối lượng sản phẩm, giảm chi phí của vật liệu đắt tiền và hạ giá thành kết cấu Lựa chọn công nghệ gia công chi tiết cần xét tới quy mô sản xuất, phương pháp chế tạo phôi và gia công cơ để tối ưu quy trình sản xuất Thực hiện sự thống nhất hóa trong thiết kế và sử dụng rộng rãi các tiêu chuẩn Nhà nước, tiêu chuẩn ngành, tiêu chuẩn tỉnh/thành phố và tiêu chuẩn cơ sở nhằm đảm bảo sự đồng nhất và dễ tra cứu trên thị trường.

Các hồ sơ liên quan đến quá trình thiết kế máy được gọi là tài liệu thiết kế, gồm các bản vẽ và tài liệu chữ, xác định thành phần và cấu tạo của sản phẩm và cung cấp nội dung cần thiết cho nghiên cứu, chế tạo, kiểm tra, nghiệm thu, vận hành và sửa chữa sản phẩm.

❖ Tài liệu thiết kế được chia thành các dạng sau đây:

❖ Bản vẽ (bản về chi tiết, bản lắp, bản chung, bản lắp đặt )

❖ Và các tài liệu khác liên quan đến sử dụng, sửa chữa, bảo duỡng máy vv

Yêu cầu cơ bản đối với các bản về cho trong TCVN 3826-83

Kích thước giấy vẽ theo TCVN 2-74

Nội dung ghi trong các ô của khung tên (số của ô ghi trong dấu ngoặc đơn) như sau (ngoài 8 nội dung đã ghi trực tiếp trên khung tên) :

1 Tên gọi sản phẩm (ví dụ: hộp giảm tốc, bánh răng )

2 Kí hiệu bản vẽ: dùng hệ thống các con số để kí hiệu

3 Ki hiệu vật liệu chi tiết (chỉ ghi ô này trên bản về chi tiết)

4 Số thứ tự của từ ( đối với các tài liệu thiết kế chỉ có một tờ thì ô này để trong)

5 Số lượng chung của các bản vẽ ( chỉ ghi ô này vào ô thứ nhất của tài liệu thiết kế)

6 Tên trường là lớp sinh viên

7 Tên sản phẩm theo đầu đề hoặc đề tài thiết kế

8 Trong ô "khối lượng” ghi khối lượng sản phẩm tính bằng kg mà không ghi đơn vị

Khung tên này thống nhất cho tất cả các loại bản vẽ Khi dùng khổ giấy 11 (A4) thì khung tên được đặt ở cạnh ngắn của tờ giấy

Ghi các cột trên bảng kê như sau:

1 Trong cột "Vị trí" ghi số thứ tự các phần cấu thành sản phẩm (chẳng hạn các chi tiết trong hộp giảm tốc) được lập trong bảng kê (ghi theo số thứ tự đã ghi trên bản vẽ các đơn vị lắp)

2 Trong cột "Kí hiệu" ghi kí hiệu bản vẽ các phần cấu thành sản phẩm( chẳng hạn ghi 03.06.02.01 – kí hiệu bản vẽ bánh răng trong hộp giảm tốc, đề số 3, phương án 6) Trong phần "Sản phẩm tiêu chuẩn" không ghi cột này

3 Trong cột "Tên gọi" ghi tên sản phẩm Riêng phần "Sản phẩm tiêu chuẩn" còn ghi thêm kí hiệu quy ước tương ứng với tiêu chuẩn (chẳng hạn ghi: bulong M12 x 50.36 TCVN 1890-76)

4 Trong cột "Số lượng" ghi số lượng các phần cấu thành của sản phẩm được lập bằng thống kê

5 Trong cột "Vật liệu" ghi ki hiệu vật liệu theo TCVN về vật liệu

6 Trong cột "Chú thích" ghi các chỉ dẫn phụ nhằm tạo điều kiện thuận lợi cho việc lập kế hoạch và tổ chức sản xuất sản phẩm

Dựa trên các tài liệu ghi chép trong quá trình thiết kế và sau khi hoàn thiện các bản vẽ, người thiết kế tiến hành viết thuyết minh nhằm tổng hợp thông tin kỹ thuật và giải thích các lựa chọn thiết kế Thuyết minh phản ánh mục tiêu thiết kế, phương pháp tiếp cận, các giả định và những yêu cầu kỹ thuật cần tuân thủ, đồng thời làm rõ sự liên kết giữa các bản vẽ và nội dung kỹ thuật Quá trình soạn thuyết minh giúp đảm bảo sự đồng bộ giữa tài liệu thiết kế và hệ thống tài liệu kỹ thuật, hỗ trợ phê duyệt và truyền đạt ý tưởng tới các bên liên quan.

Nội dung thuyết minh thiết kế cơ khí gồm các phần sau: mục lục; các số liệu kỹ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế (đối với thiết kế môn học là đề tài thiết kế); phân tích và trình bày cơ sở lựa chọn cơ cấu và sơ đồ được chọn; tính toán toàn động học và lực tác dụng lên cơ cấu, bao gồm xác định công suất cần thiết, lựa chọn động cơ, tính tỉ số truyền chung và phân phối tỉ số truyền cho các cấp, cũng như tính công suất và moment tác động lên các trục; tính toán thiết kế các chi tiết máy và bộ phận máy với các chỉ tiêu tính toán, chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép, thực hiện tính thiết kế và kiểm nghiệm; và lập bảng ghi chi tiết tiêu chuẩn (ổ lăn, chi tiết ghép có ren ) cùng thống kê các mối ghép với kích thước danh nghĩa và sai lệch giới hạn, trên cơ sở đó đối chiếu với yêu cầu thống nhất hóa trong thiết kế, nhằm giảm thiểu loại và quy cách các mối ghép và chi tiết tiêu chuẩn.

Hệ thống dẫn động cơ khí bao gồm các loại truyền dẫn

Máy móc và thiết bị hiện đại được tạo thành từ ba bộ phận chính: động cơ, hệ thống truyền động và bộ phận công tác

Truyền động chia thành các nhóm sau:

Truyển động cơ khí, bao gồm:

Truyền động giữa các chi tiết trực tiếp tiếp xúc nhau: bánh ma sát, bánh răng, trục vit, vit me-dai oc

Truyền động có chi tiết trung gian: bộ truyền đai, bộ truyền xích

Truyển động có chi tiết trung gian là chất lỏng hoặc khí gồm: truyền động thủy lực, truyền động khí nén

Truyển động điện gồm có: điện xoay chiều, điện một chiều

Chức năng, yêu cầu và phân loại

Hệ thống truyển động cơ khí trong máy thực hiện các chức năng sau:

Truyền công suất, chuyển động từ nguồn (động cơ) đến bộ phân công tác

Thay đổi dạng và quy luật chuyển động liên tục thành gián đoạn, quay thành tính tiến và ngược lại, thay đổi phương chiều chuyển động

Biến đổi chuyển động nhanh thành chậm (giảm tốc), chậm thành nhanh (tăng tốc), thay đối tốc độ phân cấp (hộp giảm tốc) hoặc vô cấp (bộ biến tốc)

Có thể phân loại các hệ thống truyền động như sau:

Theo nguyên lí làm việc chuyển động ma sát và chuyển động ăn khớp

Trong hệ thống truyền động, các cơ cấu được sử dụng gồm bộ truyền bánh ma sát, bộ truyền đai, bộ truyền xích, bánh răng, trục vít và vít Theo tính chất thay đổi tử số truyền, hệ thống có thể ở dạng phân cấp (với các cấp truyền cố định) hoặc vô cấp (điều chỉnh liên tục), đáp ứng linh hoạt các yêu cầu về tốc độ và mô-men Những cơ cấu truyền động này giúp tối ưu hiệu suất, độ tin cậy và tính linh hoạt của ứng dụng cơ khí.

Theo công dụng: hộp số, hộp trục chính, hộp xe dao, hộp phân độ, hộp di chuyển nhanh

Theo khả năng che chắn bộ phân kín, bộ truyền hở

Theo tính chất truyền động của trục, nếu đường tâm của trục không đổi thì đó là truyền động đơn giản Ngược lại, khi đường tâm có thể chuyển động trong không gian, trục được gọi là truyền động hành trình Việc phân loại này giúp người thiết kế hiểu rõ cách truyền động và các yêu cầu liên quan tới trục và hệ liên kết trong các ứng dụng thực tế.

1.2.2 Truyền động điện Động cơ điện một chiều Động cơ điện một chiều và hệ thống động cơ – máy phát (dùng dòng điện kích từ điều chỉnh) cho phép thay đối trị số của momen và vận tốc góc trong một phạm vi rộng, đảm bảo khởi đồng êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, do đó được dùng rộng rãi trong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm vv

Những nhược điểm nổi bật của các động cơ điện là chi phí cao, đặc biệt ở động cơ điện một chiều (DC motor) khi giá thành đắt đỏ và khó kiếm trên thị trường; hơn nữa, để vận hành hiệu quả còn phải tăng thêm vốn đầu tư để lắp đặt thiết bị chỉnh lưu và các hệ thống biến đổi nguồn Trong khi đó, động cơ điện xoay chiều (AC motor) có ưu thế về cấu tạo và khả năng tiếp cận nguồn lực, tuy nhiên vẫn phụ thuộc vào yêu cầu ứng dụng về công suất và hiệu quả vận hành.

Động cơ có hai loại chính là một pha và ba pha Động cơ một pha có công suất tương đối nhỏ và có thể kết nối với mạng điện chiếu sáng, nên rất thuận tiện cho các dụng cụ gia đình, nhưng hiệu suất lại thấp.

Trong công nghiệp, động cơ ba pha được sử dụng rộng rãi nhờ hiệu quả và độ bền cao Chúng gồm hai loại chính: đồng bộ và không đồng bộ Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi và không phụ thuộc vào trị số tải trọng, nên thực tế khó điều chỉnh được tốc độ Động cơ ba pha không đồng bộ có hai kiểu roto: roto dây quấn và roto ngắn mạch, phù hợp với nhiều ứng dụng công nghiệp khác nhau.

1.2.3 Truyền động có chi tiết trung gian

Bộ truyền động gồm piston, xi lanh và van hoặc cơ cấu điều khiển, có khả năng chuyển đổi năng lượng áp suất thành chuyển động cơ học ở dạng quay hoặc tuyến tính Sự lựa chọn giữa truyền động quay và truyền động tuyến tính phụ thuộc vào ứng dụng cụ thể của thiết bị, ảnh hưởng tới hiệu suất, độ chính xác và tính năng điều khiển của hệ thống.

Các thiết bị truyền động khí nén hoạt động dựa vào khí ở áp suất cao được đưa vào buồng khí có áp suất tích tụ Khi áp suất của khí vượt quá áp suất khí quyển bên ngoài, lực đẩy do khí nén sẽ tạo ra chuyển động thẳng hoặc quay Chuyển động này chính là sự vận hành của piston hoặc bánh răng trong hệ thống truyền động.

Ưu – nhược điểm của từng loại bộ truyền và các ứng dụng của nó

Có thể làm việc khi quả tải đột ngột, hiệu suất cao hơn, không có hiện tượng trượt

Trong hệ thống truyền động đai, không cần căng xích; lực tác dụng lên trục và ổ đỡ được phân phối nhẹ hơn so với các phương án có xích khi truyền cùng công suất và số vòng quay Điều này giúp thiết kế trục và ổ đỡ nhỏ gọn và bền bỉ hơn, giảm mài mòn và rung động, đồng thời tăng độ tin cậy vận hành Với cùng công suất và tốc độ quay, truyền động đai mang lại tải trọng lên các chi tiết truyền động ở mức tối ưu và dễ bảo trì hơn so với truyền động bằng xích Bên cạnh đó, khả năng điều chỉnh tỉ lệ truyền động bằng cách thay đổi kích thước pulleys cho phép tối ưu hoá hiệu suất và chi phí vận hành.

Bộ truyền động bằng xích truyền công suất dựa vào sự ăn khớp giữa xích và đĩa nhông, nên góc ôm không đóng vai trò quyết định như ở bộ truyền đai Nhờ đặc tính này, hệ truyền động xích có thể truyền công suất và chuyển động cho nhiều đĩa xích đồng dẫn, mang lại sự linh hoạt và hiệu quả cho các hệ thống có nhiều trục dẫn động.

Bộ truyền xích gồm hệ thống nhông đĩa xích và xích có nhược điểm theo nguyên lý cấu tạo là sự phân bố các điểm bố trí xích – nhánh xích trên hệ thống truyền động xích với đĩa xích không theo đường tròn, đặc biệt khi hệ thống có 3 nhông đĩa xích trở lên Sự phân bố này gây mòn không đồng đều giữa nhông và xích, tăng lực căng xích, tạo rung và làm giảm hiệu suất truyền động Để tối ưu vận hành, cần chú ý đến thiết kế nhông đĩa, kiểm soát căng xích và căn chỉnh hệ thống cho nhiều nhông đĩa xích nhằm đạt hiệu quả truyền động cao và độ tin cậy ổn định.

Khi vào khớp và ra khớp, các mắt xích quay tương đối với nhau khiến bản lề xích bị mòn, sinh ra tải trọng phụ thụ động và tiếng ồn trong quá trình làm việc Sự mòn này làm tỉ số truyền tức thời thay đổi, khiến vận tốc tức thời của xích và bánh xích bị dẫn động thay đổi theo thời gian Do đó cần bôi trơn thường xuyên và có bộ phận điều chỉnh xích để duy trì sự ăn khớp giữa các mắt xích và bánh xích, giảm tải trọng phụ và tăng hiệu quả truyền động của hệ xích-bánh xích.

1.3.2 Bộ truyền đai Ưu điểm:

Bộ truyền lực có tính đàn hồi, có kết cấu đơn giản, dễ chế tạo, giá thành thấp

Bộ truyền đai có khả năng truyền chuyển động giữa hai trục khá xa nhau.mà kích thước của bộ truyền không lớn lắm

Bộ truyền hoạt động êm ái, ít tiếng ồn và chịu sốc tốt, giảm rung động và mài mòn Thiết kế không cần bôi trơn liên tục giúp giảm chi phí bảo dưỡng và thời gian bảo trì Nhờ đó, bộ truyền đảm bảo an toàn cho động cơ khi có quả tải, duy trì hiệu suất và độ tin cậy của hệ thống ở mọi điều kiện làm việc.

Bộ truyền đai có trượt qua sư giãn nở của dây đai, nên tỉ số truyền và số vòng quay không ổn định, khả năng tải không cao

Kích thước của bộ truyền lớn hơn bộ truyền khác, làm việc với tải trọng lực kéo như nhau

Tuổi thọ của bộ truyền tương đối thấp, đặc biệt khi làm với vận tốc cao

Lực tác dụng lên trục và ổ lớn, có thể gấp 2-3 lần so với các bộ truyền khác

Thêm tải trọng lên ở trục do lực căng cần thiết của dây đai Nhiệt đô ứng dụng bị giới hạn

Bộ truyền bánh rằng có kích thước nhỏ gọn hơn các bộ truyền khác, khi làm việc với công suất, số vòng quay và tỷ số truyền như nhau

Bộ truyền bánh răng có khả năng tải cao hơn so với các bộ truyền khác, khi có cùng kích thước

Tỷ số truyền không thay đổi, số vòng quay n2 ổn định– Hiệu suất truyền động cao hơn các bộ truyền khác

Làm việc chắc chắn, có độ bền cao

Bộ truyền bánh răng yêu cầu gia công chính xác cao, cần phải có dao chuyên dù giá thành tương đối đắt

Bộ truyền làm việc có nhiều tiếng ồn, nhất là khi vận tốc làm việc cao

Khi sử dụng cần phải chăm sóc, bôi trơn đầy đủ

Các dạng hộp số

1.4.1 Bánh răng trụ một cấp Được sử dụng khi tỉ số truyền u ≤ 7÷ 8 (nếu dùng bánh răng trụ răng thẳng thì u ≤5) Nếu dùng tỉ số truyền lớn hơn, kích thước và khối lượng hộp giảm tốc một cấp sẽ lớn hơn so với hộp giảm tốc hai cấp

1.4.2 Bánh răng côn một cấp

Hộp giảm tốc bánh răng được sử dụng để truyền momen xoắn và chuyển động quay giữa các trục giao nhau, với góc giữa các trục thường là 90° Khi tỉ số truyền u ≤ 3, nên dùng bánh răng côn răng thẳng; với tỉ số truyền lớn hơn (u ≤ 6), thường sử dụng bánh răng côn răng nghiêng hoặc răng cung tròn.

1.4.3 Bánh răng trụ hai cấp Được sử dụng nhiều nhất, tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc thường bằng từ 8 đến 40 Chúng được bố trí theo ba sơ đồ sau đây: a) Sơ đồ khai triển b) Sơ đồ phân đôi c) Sơ đồ đồng trục Ưu điểm:

− Tải trọng phân bố đều cho các ổ

− Giảm được sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng nhờ các bánh răng được bố trí đối xứng với các ốc

− Tại các tiết diện nguy hiểm của trục dẫn (trục 2) momen xoắn chỉ tương ứng với một nửa công suất được truyền tới trục

Chiều rộng của hộp tăng, cấu tạo bộ phân ổ phức tạp hơn, số lượng chi tiết và khối lượng gia công tăng

Hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ hai cấp thường được bố trí theo sơ đồ thiết kế, các đường tâm trục được sắp xếp trên mặt phẳng nằm ngang; cũng có thể sử dụng hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ có trục nhanh nằm ngang và hai trục chậm thẳng đứng, hoặc hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ có trục nhanh thẳng đứng được dẫn động bởi động cơ có hai trục nằm ngang.

Giá thành chế tạo bánh răng côn đắt hơn do cần sử dụng dao và máy chuyên dụng để gia công, ngoài việc kiểm soát dung sai về kích thước và răng còn phải đảm bảo dung sai về góc giữa hai trục.

Việc lắp ghép bộ truyền bánh răng côn gặp nhiều khó khăn vì hệ truyền động này rất nhạy với sự không trùng đỉnh giữa các côn Sai số chế tạo và sai số lắp ghép làm tăng lệch tâm và mòn răng, trong khi biến dạng của trục khi chịu tải và biến dạng nhiệt càng làm tăng sự sai lệch này, ảnh hưởng đến độ chính xác, hiệu suất và tuổi thọ của hệ truyền động.

Khối lượng và kích thước lớn hơn so với hộp giảm tốc bánh răng trụ

Dù có những nhược điểm nhất định, hộp giảm tốc bánh răng côn và hộp giảm tốc côn–trụ vẫn được sử dụng trong thực tế bởi nhiều kết cấu máy yêu cầu các trục vào và trục ra phải được bố trí thẳng góc với nhau, nhằm đảm bảo truyền động ổn định và tối ưu hóa không gian lắp đặt.

Hộp giảm tốc trục vit được dùng để truyển chuyển động và xoắn giữa các trục chéo nhau

− Hộp giảm tốc trục vit một cáp

− Hộp giảm tốc bánh rằng – trục vit và hớp giảm tốc trục vit – bánh răng

− Hộp giảm tốc trục vit hai cấp Ưu điểm:

Với khuôn khổ và kích thước nhỏ có thể thực hiện được tỉ số truyền lớn, làm việc êm

Hiệu suất của hộp giảm tốc trục vít thường thấp, và khi vận hành lâu dài có thể gây quá tải đỉnh và mòn răng do bánh vít được chế tạo bằng kim loại hiếm và đắt tiền Vì vậy nên dùng hộp giảm tốc trục vít cho các khoảng thời gian làm việc ngắn; nếu cần làm việc lâu dài thì chỉ nên truyền công suất dưới khoảng 40–50 kW bằng hộp giảm tốc trục vít.

1.5 Các đặc trưng truyền động quay

Hiệu suất chung của máy bằng tích hiệu suất các bộ truyền tạo ra truyền động

Tỉ số truyền của máy tính bằng tích tỉ số truyền của các bộ truyền tạo nên truyền động

CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN - PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

2.Xác định công suất cần thiết

Công suất làm việc trên trục công tác, được tính theo công thức 2.11, tr.20 [1]:

1000 = 4.05(𝑘𝑤) Trong đó: 𝑃 𝑐𝑡 – hiệu suất cần thiết trên trục động cơ

Ta tính 𝜂 theo sơ đồ nguyên ký đã chọn sau:

Các số liệu lấy từ bảng 2.3 trang 19 Tính toán hệ dẫn động cơ khí, tập I (TTHDĐCK)

𝜂 đ = 0,95 : hiệu suất bộ truyền đai

𝜂 𝑏𝑟 = 0,97 : hiệu suất một cặp bánh rang trong hộp giảm tốc

𝜂 𝑜𝑙 = 0,94 : hiệu suất một cặp ổ lăng

Công suất tính toán trên trục công tác (trường hợp tải trọng thay đổi), được tính theo công thức 3.10, tr.96 [3]:

Công suất làm việc của động cơ:

1000 × 0,84 = 4,34(𝑘𝑊) Phân phối tỉ số truyền:

+ Số vòng quay của trục máy công tác

Do hộp giảm tốc cấp 2 đồng trục :𝑈 ℎ = 8

Ta chọn động cơ thỏa điều kiện sau:

Tra bảng P1.3./trang 238 [1] ta chọn động cơ 𝑃 𝑑𝑐 =5,5 ; 𝑛 𝑑𝑐 = 716 ( vòng/phút)

+ Tỉ số truyền tính lại: 𝑢 𝑡 ′ = 𝑛 ⅆ𝑐

Do hộp giảm tốc là loại hộp cấp 2 đồng trục

THỎA ĐIỀU KIỆN SAI SỐ

Công suất trên các trục:

Số vòng quay trên các trục:

2,82 = 52,48 (𝑣/𝑝) Momen xoắn trên các trục:

Thông số Động cơ Trục I

Bộ Truyền Ngoài Hộp Số

Nêu các yêu cầu chọn đai

Điều kiện làm việc gồm không gian đặt máy khô ráo và thoáng mát, cho phép làm việc theo 2 ca, với tải va đập nhẹ được kiểm soát; Đai thang có ưu điểm dẻo dai, bền bỉ, khi sử dụng cho hiệu suất làm việc êm ái và không ồn.

Kết cấu vận hành đơn giản, giá thành rẻ

⇒ Ta chọn loại đai thang

Tính toán đai

+ Số vòng quay của động cơ: 𝑛 𝐼 = 417,39 𝑣/𝑝ℎ

+ Công suất trên bánh đai nhỏ: 𝑃 𝑑 = 𝑃 𝑑𝑐 = 4,52 𝑘𝑤

⇒ Ta sử dụng đai hình thang loại B ( Tra theo hình 4.1, TTHDĐCK)

Tra bảng 4.3, GTCSCTM, với loại đai thang B, ta có: Đường kính bánh đai tối thiểu: 𝑑 𝑚𝑖𝑛 = 125 (𝑚𝑚) Đường kính bánh đai nhỏ: 𝑑 1 = 1,2 𝑑 𝑚𝑖𝑛 = 1,2.140 = 168 (𝑚𝑚)

⇒ Chọn theo tiêu chuẩn 𝑑 1 = 180 (𝑚𝑚) ( Trang 60 - TTHDĐCK )

⇒ Nên ta chọn đai thang thường loại B

Theo công thức 4.2 (TTHDĐCK), ta chọn hệ số trượt 𝜀 = 0,02, đường kính bánh đai lớn:

⇒ Chọn theo tiêu chuẩn 𝑑 2 = 400 (𝑚𝑚) ( Tra bảng 4.21 – TTHDĐCK)

Tỷ số truyền tính lại:

Giới hạn khoảng cách trục:

Chọn sơ bộ khoảng cách trục: 𝑎 𝑠𝑏 = 𝑑 2 = 400 (𝑚𝑚)

• Chiều dài đai được tính theo công thức (4.4)

⇒ Ta chọn 𝑙 = 1800 (𝑚𝑚) theo tiêu chuẩn

+ Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1𝑠 :

• Tính khoảng cách trục a chính xác theo chiều dài tiêu chuẩn 𝑙 = 1600 (𝑚𝑚):

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

⇒ Thoả điều kiện góc ôm

Với 𝑡 = 25,5(𝑚𝑚), 𝑒 = 17(𝑚𝑚), ℎ 𝑜 = 5,7(𝑚𝑚) ( bảng 4.21, TTHDĐCK) với loại đai thang B:

Tính lực căng dây ban đầu:

Chọn ứng suất ban đầu 𝜎 0 = 1,5𝑀𝑃𝐴

Lực căng của mỗi dây đai:

4 = 1130 𝑁 Lực vòng trên mỗi nhánh đai:

Tính lực tác dụng lên ổ trục:

Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn

Hệ số ma sát thay thế:

Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn

𝑓 𝑚𝑖𝑛 = 𝑓 ′ 𝑠𝑖𝑛20 ° = 0,24 𝑠𝑖𝑛20 ° = 0,08 Tính ứng suất lớn nhất trong dây đai Ứng suất lực căng ban đầu gây nên: 𝜎 0 = 1,5𝑀𝑃𝐴 Ứng suất cho lực căng dây phụ:

𝜎 𝑣 = 𝑝 𝑣 2 10 −6 = 565 4 2 10 −6 = 0,05 𝑀𝑃𝑎 Ứng suất có ích sinh ra trong đai: 𝜎 𝑖 = 𝐹 𝑡

180 100 = 4,4𝑀𝑃𝑎 Với 𝑦 0 = 4 ( Tra bảng 4.3, Cơ sở thiết kế chi tiết máy)

𝜎 𝑚𝑎𝑥 ) 𝑚 10 7 2.3600 𝑖 Tra bảng trang 156, Cơ sở thiết kế chi tiết máy: 𝑖 = 4,97 ; 𝑚 = 8; 𝜎 𝑟 = 9

Vậy tuổi thọ đai là:

BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

A Bộ truyền bánh rang trụ hai cấp

3.1 Sơ đồ động và kí hiệu các bánh rang

Hình 3.1: Sơ đồ kí hiệu các bánh răng

Tra bảng 6.1/ Trang 92 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí - tập 1 - Trịnh Chất - Lê Văn Uyển

- Thép 45, tôi cải thiện, độ cứng 𝐻𝐵 1 = 𝐻𝐵 2 + (30 ÷ 50) = 230 + 30 =

245 𝐻𝐵, giới hạn bền 𝜎 𝑏 1 = 850 𝑀𝑃𝑎, giới hạn chảy 𝜎 𝑐ℎ 1 = 580 𝑀𝑃𝑎

- Thép C45, tôi cải thiện, độ cứng 𝐻𝐵 2 = 230 𝐻𝐵, giới hạn bền 𝜎 𝑏 2 = 750 𝑀𝑃𝑎, giới hạn chảy 𝜎 𝑐ℎ 2 = 450 𝑀𝑃𝑎

3.3 Tính cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 𝒁 𝟏 ′ − 𝒁 𝟐 (cấp nhanh)

3.3.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [𝝈 𝑯 ] và ứng suất uốn cho phép [𝝈 𝑭 ]

- Ứng suất tiếp xúc cho phép [𝝈 𝑯 ]

𝑆 𝐻 (6.33) – Trang 220 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc + 𝑆 𝐻 = 1,1 (Tra bảng 6.13/Trang 223 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc + 𝑚 𝐻 = 6:Bậc đường cong mỏi

- Ứng suất uốn cho phép [𝝈 𝑭 ]

𝑆 𝐹 (6.47) – Trang 226 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc

𝑆 𝐹 = 1,75 Bảng 6.13/249 − Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc

+ Chu trình làm việc cơ sở

+ Chu kì làm việc tương đương:

Tính theo độ bền tiếp xúc:

3.3.2 Chọn ứng suất tiếp xúc theo bánh bị dẫn [𝝈 𝑯 ]

3.3.3 Chọn hệ số chiều rộng vành răng 𝝍 𝒃𝒂 theo tiêu chuẩn

− Tra bảng 6.15/Trang 231 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc Chọn 𝜓 𝑏𝑎 = 0,25

− Tính và chọn sơ bộ 𝐾 𝐻 = 𝐾 𝐻𝛽 theo bảng 6.4/Trang 209 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc

− Chọn 𝑎 𝑤 = 194 (𝑚𝑚) theo tiêu chuẩn ở trang 229 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc

− Tính chiều rộng bánh đai:

Chọn m= 2theo tiêu chuẩn trang 195-Cơ sở thiết kế máy–Nguyễn Hữu Lộc

3.3.7 Xác định lại tỉ số truyền

3.3.8 Xác định các kích thước bộ truyền

- Đường kính vòng chân răng d f1 ′ = d 1 ′ − 2,5m = 102 − 2,5.2 = 97 𝑚𝑚

- Đường kính vòng cơ sở d b1 ′ = d w1 ′ 𝑐𝑜𝑠𝛼 𝑤 = 102 𝑐𝑜𝑠20 ° = 102,29𝑚𝑚

Công thức ở bảng 6.2/Trang 196 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc

3.3.9 Tính v và chọn cấp chính xác:

60.1000 = 0,85(𝑚/𝑠) Chọn cấp chính xác là 9 Theo bảng 6.3 / trang 204- Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc

3.3.10 Xác định giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

3.3.11 Chọn hệ số tải động

Tra bảng 6.5 -6.6/ Trang 210- Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc

Công thức (6.39) trang 106 – tài liệu [1]

Công thức 6.63/Trang 228-229-230 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc

𝑍 𝑀 = 274𝑀𝑃𝑎 : do vật liệu chế tạo cặp bánh răng đều bằng thép

Theo bảng 6.1 – TKDĐCK1, với V = 0,53 m/s (nhỏ hơn 5 m/s) và Z_v = 1; cấp động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 Khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra từ 2,5 µm đến 1,25 µm, do đó Z_R = 0,95; với d_a < 700 mm và K_xH = 1, theo 6.1 và 6.1a các điều kiện gia công được xác lập.

⇒ Điều kiện bền tiếp xúc thỏa mãn

- Công thức 6.80/Trang 236 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc

⇒Bánh bị dẫn có độ bền kém hơn

- Tính kiểm nghiệm cho bánh răng có độ bền kém hơn

Công thức (6.78) trang 235 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc

3.4 Tính cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 𝒁 𝟐 ′ − 𝒁 𝟑 (cấp chậm)

3.4.1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [𝝈 𝑯 ] và ứng suất uốn cho phép [𝝈 𝑭 ]

- Ứng suất tiếp xúc cho phép [𝝈 𝑯 ]

𝑆 𝐻 (6.33) – Trang 220 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc + 𝑆 𝐻 = 1,1 (Tra bảng 6.13/Trang 223 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc + 𝑚 𝐻 = 6:Bậc đường cong mỏi

- Ứng suất uốn cho phép [𝝈 𝑭 ]

𝑆 𝐹 (6.47) – Trang 226 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc

𝑆 𝐹 = 1,75 Bảng 6.13/249 − Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc

+ Chu trình làm việc cơ sở

+ Chu kì làm việc tương đương:

Tính theo độ bền tiếp xúc:

3.4.2 Chọn ứng suất tiếp xúc theo bánh bị dẫn [𝝈 𝑯 ]

3.4.3 Chọn hệ số chiều rộng vành răng 𝝍 𝒃𝒂 theo tiêu chuẩn

− Tra bảng 6.15/Trang 231 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc Chọn 𝜓 𝑏𝑎 = 0,4

− Tính và chọn sơ bộ 𝐾 𝐻 = 𝐾 𝐻𝛽 theo bảng 6.4/Trang 209 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc

− Chọn 𝑎 𝑤 = 200 (𝑚𝑚) theo tiêu chuẩn ở trang 229 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc

− Tính chiều rộng bánh đai:

Chọn m= 2 theo tiêu chuẩn trang 195-Cơ sở thiết kế máy–Nguyễn Hữu Lộc

3.4.7 Xác định lại tỉ số truyền

3.4.8 Xác định các kích thước bộ truyền

- Đường kính vòng chân răng d f2 ′ = d 2 ′ − 2,5m = 102 − 2,5.2 = 97,52 𝑚𝑚

- Đường kính vòng cơ sở d b2 ′ = d w2 ′ 𝑐𝑜𝑠𝛼 𝑤 = 102 𝑐𝑜𝑠20 ° = 95,84 𝑚𝑚

Công thức ở bảng 6.2/Trang 196 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc

3.4.9 Tính v và chọn cấp chính xác:

Chọn cấp chính xác là 9 Theo bảng 6.3 / trang 204- Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc

3.4.10 Xác định giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

3.4.11 Chọn hệ số tải động

Tra bảng 6.5 -6.6/ Trang 210- Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc

Công thức 6.63/Trang 228-229-230 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc

𝑍 𝑀 = 274𝑀𝑃𝑎 : do vật liệu chế tạo cặp bánh răng đều bằng thép

Theo bảng 6.1 – TKDĐCK1, với V = 0,53 m/s (nhỏ hơn 5 m/s) và Z_v = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 Khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 … 1,25 μm, do đó Z_R = 0,95 Với d_a < 700 mm và K_xH = 1, theo 6.1 và 6.1a:

⇒ Điều kiện bền tiếp xúc thỏa mãn

- Công thức 6.80/Trang 236 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc

⇒Bánh bị dẫn có độ bền kém hơn

- Tính kiểm nghiệm cho bánh răng có độ bền kém hơn

Công thức (6.78) trang 235 – Cơ sở thiết kế máy – Nguyễn Hữu Lộc

3.4.14 Tính ứng suất uốn tại đáy răng

+ ứng suất uốn chân răng bánh nhỏ

Khoảng cách trục: 𝑎 𝑤 = 200𝑚𝑚 Khoảng cách trục: 𝑎 𝑤 = 200𝑚𝑚

Chiều rộng vành răng: 𝑏 𝑤 = 48,5𝑚𝑚 Chiều rộng vành răng: 𝑏 𝑤 = 78𝑚𝑚

Tỉ số truyền: U=2,82 Tỉ số truyền: U=2,82

Số răng:Z19; Z20 Số răng :𝑍 2 ′ = 51 ; Z33 Đường kính vòng chia 𝐷 1 = 102𝑚𝑚

TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

4.1 Chọn vật liệu làm trục

- Chọn vật liệu làm trục: Thép C45, tôi cải thiện có 𝜎_𝑏 = 600𝑀𝑃𝑎; 𝜎_𝑐ℎ =

580𝑀𝑃𝑎, ứng suất xoắn cho phép [𝜏] = 15 ÷ 30 𝑀𝑃𝑎 lấy trị số nhỏ đối với trục vào hộp hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra

4.2 Xác định chiều dài trục

4.2.1 Tính giá trị đường kính đầu ngõng trục và chiều dài các mayơ

Công thức 10.9/Trang 188 – TKHDĐCK1 Đường kính ngõng trục lấy theo tiêu chuẩn để lắp ổ lăn

- Chọn sơ bộ bề rộng ổ lăn b theo Bảng 10.2/ trang 189 – TKHDĐCK1

- Các trị số khoảng cách ( Tra bảng 10.3/trang 189) – TKHDĐCK1

+ khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến hành trong của hộp

+Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăng đến thành trong của hộp

+ Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

𝐾 3 = 10 .20 𝐶ℎọ𝑛 𝐾 3 = 20 + Chiều cao nắp và đầu bu lông

4.2.3 Xác định các kích thước

- Chiều dài may ơ ( Công thức 10.10 /trang 189) – TKHDĐCK1

4.3 Tính phản lực tại các gối đỡ

+ Biểu đồ nội lực trục I:

- Tính momen tại các mặt cắt nguy hiểm

Theo công thức 10.15 và 10.16/ trang 194 - TKHDĐCK

≫ 𝑀 𝑡𝑑𝑗 = √𝑀 𝑦𝑗 2 + 𝑀 𝑥𝑗 2 + 0,75 𝑇 𝑗 2 (công thức 10,15/399) [1] Trong đó:𝑴 𝒚𝒋 , 𝑴 𝒙𝒋 – momen trong mặt phẳng Oxz và Oyz tại các tiết diện j

- Đường kính trục chính xác tại mặt cắt

+ Biểu đồ nội lực trục II:

Trong đó:𝑴 𝒚𝒋 , 𝑴 𝒙𝒋 – momen trong mặt phẳng Oxz và Oyz tại các tiết diện j

- Kiểm nghiệm bền tĩnh σ td = √45,5 2 + 3 32,35 2 = 72,17 𝑀𝑃𝑎 Trong đó:

- Tính ứng suất kiểm nghiệm

+ Biểu đồ nội lực trục III:

Trong đó:𝑴 𝒚𝒋 , 𝑴 𝒙𝒋 – momen trong mặt phẳng Oxz và Oyz tại các tiết diện j

Kiểm nghiệm bền tĩnh σ td = √33,43 2 + 3 20,64 2 = 49 𝑀𝑃𝑎 Trong đó:

- Chọn mối ghép then bằng

- Chọn vật liệu chế tạo then

Có [𝜏 𝐶 ] = 60 90 MPa, khi chịu tải va đập nhẹ lấy giảm đi 1/3 vậy [𝜏 𝐶 ] = 40 60 MPa Chọn [𝜏 𝐶] = 40 MPa ( Trang 174 trong [1])

- Kích thước then trên có tiết diện lắp ghép

Kiểm nghiệm độ bền dập theo

𝑑 𝑙 𝑡 (ℎ − 𝑡 1 ) ≤ [𝜎 𝑑 ] Kiểm nghiệm độ bền cắt theo

Giá trị ứng suất dập và cắt của then tại các tiết diện trên các trục:

Tiết diện Đường kính , mm Loại then, b × h × l T, Nmm t 1 , mm σ d , MPa τ c , MPa

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

4.5 Tính kiểm ngiệm độ bền trục

Hệ số an toàn theo công thức (10.19), Tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1

𝑠 𝜎 , 𝑠 𝜏 cHệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp theo công thức (10.20),(10.21), Tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1

• Vì trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng nên giá trị trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j là: 𝜎 𝑚𝑗 = 0

• Biên độ ứng suất pháp tại tiết diện j là: : 𝜎 𝑎𝑗 = : 𝜎 𝑚𝑎𝑥𝑗 = 𝑀 𝑗

❖ 𝑊 𝑗 : Momen cản uốn, được tính theo bảng 10.6, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1,trục có 2 rãnh then:

𝑑 𝑗 Với giá trị b, 𝑡 1 được tra theo 𝑑 𝑗 trong bảng 9.1a, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1

• Hệ dẫn động băng tải thiết kế quay một chiều nên giá trị ứng suất pháp tại tiết diện j:

𝑇 𝑗 là momen xoắn tại tiết diện J

𝑊 𝑜𝑗 : momen cản xoắn, được tính theo bảng 10.6, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1, trục có 2 rãnh then:

𝑑 𝑗 Với giá trị b, 𝑡 1 được tính theo 𝑑 𝑗 trong bảng 9.1a, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1

• Hệ số 𝜓 𝜎 ,𝜓 𝜏 : Hệ số ảnh hưởng của giá trị trung bình đến độ bền mõi, tra theo bảng 10.7, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1

• Hệ số 𝐾 𝜎𝑑𝑗 , 𝐾 τ𝑑𝑗 được tính theo công thức (10.25), (10.26), Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1

• Với hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt 𝐾 𝑥 = 1,12 do trục được gia công bằng tiện độ nhám 𝑅 𝑎 = 2,5 ÷ 0,63 𝜇𝑚 ứng với giới hạn bền

𝜎 𝑏 = 850 𝑀𝑝𝑎 ( Tra bảng 10.8, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập

• Hệ số tăng bền 𝐾 𝑦 = 1,5 bề mặt trục được thắm cacbon, tra bảng 10.9, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1

• Trị số của hệ số 𝐾 𝜎 , 𝐾 𝜏 tra theo bảng 10.12 [1], ứng với các rãnh then được cắt bằng dao phay ngón, ta có:𝐾 𝜎 = 2,07; 𝐾 𝜏 = 1,965

Trong thiết kế hệ dẫn động cơ khí được trình bày ở Tập 1, các hệ số εσ và ετ được dùng để kể đến ảnh hưởng của kích thước các chi tiết trên diện tích cắt tới độ bền mỏi, được thể hiện tại bảng 10.10 Theo đó, εσ = 0,85 và ετ = 0,78, cho phép hiệu chỉnh giá trị độ bền mỏi của chi tiết theo kích thước thực tế Việc áp dụng các hệ số này vào tính toán thiết kế giúp đảm bảo an toàn, đúng chuẩn và tối ưu hiệu suất của hệ dẫn động. -**Support Pollinations.AI:**🌸 **Quảng cáo** 🌸 Khám phá [Pollinations.AI free text APIs](https://pollinations.ai/redirect/kofi) giúp tối ưu hóa nội dung chuẩn SEO cho thiết kế hệ dẫn động cơ khí!

⇒Tất cả hệ số an toàn đều: 𝑠 ≥ [𝑠] = 2,5 .3 , như vậy toàn bộ trục đều thỏa mãn điều kiện bền mỏi

• Vì trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng nên giá trị trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j là: 𝜎 𝑚𝑗 = 0

• Biên độ ứng suất pháp tại tiết diện j là: : 𝜎 𝑎𝑗 = : 𝜎 𝑚𝑎𝑥𝑗 = 𝑀 𝑗

Với giá trị b, 𝑡 1 được tra theo 𝑑 𝑗 trong bảng 9.1a, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1

𝑑 𝑗 ;Với giá trị b, 𝑡 1 được tính theo 𝑑 𝑗 trong bảng 9.1a,

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1

Các hệ số εσ và ετ kể đến ảnh hưởng của kích thước các chi tiết diện trục tới độ bền mỏi theo bảng 10.10; ta có εσ = 0,77 và ετ = 0,74, các giá trị này được dùng trong tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1.

⇒ 9Tất cả hệ số an toàn đều: 𝑠 ≥ [𝑠] = 2,5 .3 , như vậy toàn bộ trục đều thỏa mãn điều kiện bền mỏi

𝑑 𝑗 Với giá trị b, 𝑡 1 được tra theo 𝑑 𝑗 trong bảng 9.1a, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1

Với giá trị b, 𝑡 1 được tính theo 𝑑 𝑗 trong bảng 9.1a, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1

• 𝜀 𝜎 , 𝜀 𝜏 hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước các chi tiết diện trục tới độ bền mỏi bảng 10.10,ta có:𝜀 𝜎 = 0,745, 𝜀 𝜏 = 0,72 Tính toán thiết kế hệ dẫn

⇒Tất cả hệ số an toàn đều: 𝑠 ≥ [𝑠] = 2,5 .3 , như vậy toàn bộ trục đều thỏa mãn điều kiện bền mỏi

V.TÍNH TOÁN VÀ CHỌN Ổ LĂN:

5.Tính toán và chọn ổ lăn cho trục I:

Với điều kiện làm việc của trục I, để thuận tiện cho việc tháo lắp cũng như giá thành rẻ, độ cứng cao, ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy

➢ Tra bảng Phụ lục P2.7, tr.255[1] ta chọn kiểu ổ cỡ nhẹ, kiểu ổ 206: d mm

B mm r mm Đường kính bi

5.1.2 Xác định phản lực tổng cộng

⇒ Chọn ổ chịu lực lớn hơn

Chọn hệ số cần thiết

Tra bảng 11.2, tr.444[3], ta chọn được các hệ số:

K𝜎 = 1,3 - máy làm việc 2 ca, không đủ tải

K t - 1 - hệ số ảnh hướng nhiệt độ đến tuổi thọ

V = 1 – hệ số tính đến vòng trong quay

Khả năng tải dộng tính toán (𝑪 𝒕𝒕 )

+ Hệ số tải hướng tâm 𝑋 0 = 0.6

+ Hệ số tải trọng dọc trục 𝑌 0 = 0,5

Tính toán và chọn ổ lăn cho trục II:

Với điều kiện làm việc của trục II, để thuận tiện cho việc tháo lắp cũng như giá thành rẻ, độ cứng cao, ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy

Tra bảng Phụ lục P2.7, tr.255[1] ta chọn kiểu ổ cỡ nhẹ, kiểu ổ

5.2.5Chọn hệ số cần thiết

5.4 Tính toán và chọn ổ lăn cho trục III:

Với điều kiện làm việc của trục III, để thuận tiện cho việc tháo lắp cũng như giá thành rẻ, độ cứng cao, ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy

Tra bảng Phụ lục P2.7, tr.255[1] ta chọn kiểu ổ cỡ nhẹ, kiểu ổ 211: d mm

5.4.3 Chọn hệ số cần thiết

VỎ HỘP, BÔI TRƠN VÀ CÁC CHI TIẾT TIÊU CHUẨN KHÁC

Vỏ hộp giảm tốc được thiết kế với chỉ tiêu độ cứng cao và khối lượng nhỏ để tối ưu độ bền và hiệu suất làm việc Để đúc vỏ hộp giảm tốc, vật liệu được lựa chọn là gang xám có ký hiệu GX 15-32.

Chúng ta chọn mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp sao cho các đường tâm trục được đảm bảo, giúp căn chỉnh các chi tiết khi lắp ráp dễ dàng và chính xác hơn Việc đi qua đường tâm trục của mặt ghép cho phép thao tác tháo lắp diễn ra nhanh chóng, thuận tiện và giảm thiểu sai số khi ghép giữa nắp và thân hộp Thiết kế này tăng cường tính đồng bộ giữa các thành phần, nâng cao độ bền liên kết và thuận lợi cho công tác bảo trì Nhờ bố trí mặt ghép theo đường tâm trục, quá trình sản xuất và bảo dưỡng hộp được tối ưu hóa, tiết kiệm thời gian lắp ráp và nâng cao hiệu suất làm việc.

6.1.2 Xác định kích thước cơ bản của vỏ hộp

Bảng 6.1 Kích thước cơ bản của vỏ hộp

Tên gọi Biểu thức tính toán và kết quả

- Độ dốc e = (0,8 ÷ 1) 𝛿 = (7,2 ÷ 9) Chọn e=8 Khoảng 2 ° Đường kính:

- Bulông ghép bích nắp và thân, 𝑑 3

- Vít ghép nắp cửa thăm, 𝑑 5

Mặt bích ghép nắp và thân:

- Chiều dày bích thân hộp, 𝑆 3

- Chiều dày bích thân hộp, 𝑆 4

- Bề rộng bích nắp và thân, 𝐾 3

- Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: 𝐷 3 , 𝐷 2

- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: 𝐾 2

𝐸 2 và 𝐶 (k là khoảng cách từ tâm bulông đếp mép ổ)

𝐶 ≈ 𝐷 3 /2 h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa

- Bề rộng mặt đế hộp,

Khe hở giữa các chi tiết:

- Giữa đỉnh bánh răng lớn với thành trong hộp

- Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

- Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

𝐿, 𝐵: chiều dài và chiều rộng của hộp

Chốt định vị là chi tiết đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép Trong thiết kế này, ta dùng hai chốt định vị hình côn có đường kính d để định vị chính xác các phần, giúp căn chỉnh nắp với thân và tăng độ ổn định trong quá trình ghép và vận hành.

Hình 6.1 Chốt định vị hình côn

Trong quá trình lắp ghép và khi đổ dầu vào hộp, cần kiểm tra và quan sát các chi tiết máy bên trong thông qua cửa thăm đặt ở đỉnh hộp Cửa thăm được đậy kín bằng nắp, trên nắp có thể lắp thêm nút thông hơi Kích thước của cửa thăm có thể chọn theo bảng 18-5 trang 92 [2].

Bảng 6.2 Kích thước cửa thăm

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên khiến áp suất không khí bên trong tăng Để giảm áp suất và cân bằng lưu thông khí giữa bên trong và bên ngoài hộp, ta sử dụng nút thông hơi Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp, giúp thông khí và điều hòa áp suất hiệu quả.

Bảng 6.3 Kích thước nút thông hơi

Sau một thời gian vận hành, dầu bôi trơn bên trong hộp số có thể bị bẩn hoặc biến chất, vì vậy cần thay dầu mới để đảm bảo hoạt động ổn định và tuổi thọ của thiết bị Để tháo dầu cũ, tìm lỗ tháo dầu ở đáy hộp và thực hiện theo đúng quy trình Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu ảnh hưởng đến quá trình xả dầu, vì vậy nên tra bảng 18-7 trang để tham khảo các thông số kỹ thuật liên quan.

Bảng 6.4 Kích thước nút tháo dầu d b m f L c q D S D o

Khi bánh răng ngâm trong dầu theo điều kiện bôi trơn, để kiểm tra chiều cao mức dầu trong ta dùng que thăm dầu Chọn kiểu que thăm dầu như hình 18-11c trang 96 [2], với kích thước que thăm dầu được mô tả như trong hình vẽ Các cạnh vát 1x45, các góc được làm tròn với bán kính R=1.

Nắp ổ chế tạo bằng gang xám GX15-32.Theo bảng 18-2 trang 88 [2]

D2 – Đường kính đường tâm qua các bulông ghép nắp ổ

D3 – Đường kính ngoài của nắp

Bảng 6.6 Các thông số nắp vỏ hộp giảm tốc

Trục 1 62 75 90 Lựa chọn theo kết cấu

Trong đó Dn: Đường kính ngoài ổ lăn

6.1.9 Vòng chắn dầu Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp thường dùng các vòng chắn dầu Kích thước vòng chắn dầu chọn trên hình 6.7 Kích thước b lấy theo kết cấu, a = ( 6÷ 9), t = (2÷ 3).Vòng gồm từ 2 đến 3 rãnh tiết diện hình tam giác Khe hở giữa vỏ

(hoặc ống lót) với mặt ngoài của vòng ren lấy khoảng 0.4 mm theo hình 15-22 trang

Hình 6.7Vòng chắn dầu Bảng 6.6 Kích thước vòng chắn dầu

Vòng phớt được dùng khá rộng rãi do kết cấu đơn giản, dễ thay thế Làm bằng cao su, theo bảng 15-17 trang 50 [2]

Trục D 1 (mm) b 1 (mm) d 1 (mm) Số lượng

6.1.11 Vòng móc Đường kính d và chiều dày S của vòng móc được chọn theo công thức trang 271

Dùng vật liệu thép CT3

Bảng 6.8 Kích thước ống lót d(mm) D(mm) L(mm)

Hình 6.14 Ống lót 6.2 Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp

6.2.1 Bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc

Để giảm mất mát công suất do ma sát, hạn chế mài mòn răng và đảm bảo thoát nhiệt tốt, cần bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc Việc bôi trơn đều đặn giúp giảm ma sát, tăng tuổi thọ các bánh răng và ngăn ngừa han gỉ, từ đó duy trì hiệu suất truyền động ở mức tối ưu Hệ thống bôi trơn được thiết kế để thoát nhiệt hiệu quả, giúp các bộ truyền hoạt động ổn định và bền bỉ trong thời gian dài.

-Các phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc: chọn phương pháp ngâm dầu

Cách bôi trơn ngâm dầu cho các chi tiết máy như bánh răng, bánh vít, trục vít và các phụ kiện liên quan là ngâm các chi tiết này trong dầu chứa ở hộp, tạo lớp dầu bôi trơn phủ lên bề mặt và giảm ma sát Phương pháp này thường được áp dụng khi vận tốc vòng của các chi tiết ở mức thấp, cụ thể với bánh răng là v ≤ 12 m/s và với trục vít là v ≤ 10 m/s.

-Khi vận tốc nhỏ (0,8~1,5 𝑚/𝑠), lấy chiều sâu ngâm dầu bằng 1

6 bán kính bánh răng cấp nhanh, còn bánh răng cấp chậm khoảng 1

-Lượng dầu bôi trơn thường vào khoảng 0,4 đến 0,8 lít cho 1kW công suất truyền

Bảng 6.8 Công suất các trục

-Lượng dầu bôi trơn là: (0,4 ÷ 0,8)𝑃 = (0,4 ÷ 0,8) 12,086 = (4,83 ÷ 9,66)lít

-Dầu bôi trơn hộp giảm tốc:

⇒ Độ nhớt của dầu ở 50°𝐶 (100°)𝐶 là 186(11)

-Trong đó: từ số chỉ độ nhớt Centistoc, mẫu chỉ độ nhớt Engle Trong ngoặc chỉ độ nhớt trương ứng ở 100°𝐶

Bảng 6.9 Các thông số dầu bôi trơn hộp giảm tốc

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

- Dùng mở để bôi trơn ổ lăn

6.2.3 Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp

-Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then và chọn kiểu lắp là 𝐻7

𝑘6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ

Bảng 6.10 Thống kê các kiểu lắp, trị số của sai lệch giới hạn và dung sai các kiểu lắp

Kiểu lắp Trục I Trục II Trục III

Bảng 6.11 Dung sai lắp ghép then

Kích thước tiết diện then b x h

Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then

Trên trục Trên bạc Sai lệch giới hạn trên trục t 1

Sai lệch giới hạn trên trục t 2

Tiêu đề	Tính toán thiết kế hộp giảm tốc
Tác giả	Nông Quốc Tuấn
Người hướng dẫn	Th.s Ngô Văn Cường
Trường học	Đại học Công nghiệp Thành phố Hồ Chí Minh
Chuyên ngành	Công nghệ Cơ khí
Thể loại	Đồ án môn học thiết kế cơ khí
Năm xuất bản	2025
Thành phố	TP. Hồ Chí Minh

Định dạng
Số trang	92
Dung lượng	2,33 MB