Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp côn trụTính toán thiết kế dẫn động cơ khí là nội dung quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư. Với em là một sinh viên cơ điện tử, đồ án Thiết kế máy là môn giúp em có thể hệ thống hóa lại kiến thức của các môn học như: chi tiết máy, sức bền vật liệu, vẽ kĩ thuật…. Đồng thời giúp em có kĩ năng về làm đồ án hỗ trợ cho việc làm đồ án tốt nghiệp sau này.Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động cơ khí gồm có: Hộp giảm tốc hai cấp côn trụ, tính chọn động cơ điện và bộ truyền đai dẹt. Yêu cầu có bản thuyết minh và bản vẽ lắp hộp giảm tốc được vẽ trên giấy A0. Do lần đầu tiên làm quen với thiết kế và phải thực hiện một khối lượng kiến thức tổng hợp, tuy đã cố gắng tham khảo các sách và tài liệu có liên quan, cùng bài giảng của các thầy cô và sự nỗ lực của bản thân nhưng em vẫn không thể tránh được những sai sót. Vậy kính mong quý thầy cô giáo giúp đỡ em, chỉ bảo thêm cho em để em có thể nắm vững hơn kiến thức mà mình học được
Tính động lực học hệ dẫn động
Chọn động cơ
Công suất động cơ phải lớn hơn công suất cần thiết: dc ct
Công suất trên trục công tác: 6500.1, 4
Trường này tải trọng thay đổi theo bậc, ta xác định công suất tương đương:
Hiệu suất chung của hệ thống được tính bằng công thức:
. ch ol br br nt
ch = Công suất cần thiết trên trục động cơ: 7, 98 9, 58 ( W)
= = Suy ra ta chọn động cơ có công suất: P dc ( W)k P ct =9,58 ( W)k
Số vòng quay trên trục xích tải:
= = = = Ta lập bảng chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền:
Bảng 1 1 Bảng chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền Động cơ
Số vòng quay động cơ (vg/ph)
Số vòng quay trục công tác (vg/ph)
Tỉ số truyền chung uch
Với uđ = 2÷5, ta chọn động cơ 1 với n = 2935 (vg/ph); Pdc = 11 (kW) Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 2-
Phân phối tỉ số truyền
Hộp giảm tốc: tỉ số truyền chọn sơ bộ là u h
= u = Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc: Theo tiêu chí độ bền đều và đảm bảo điều kiện bôi trơn, tra đồ thị hình 3.3 [1] ta được:
Tỉ số truyền cuối cùng của hộp giảm tốc: u h =u 12 u 34 =2,8.3,55=9,94
Tỉ số truyền cuối cùng của bộ truyền đai: 21, 95 2, 208
Tính toán các thông số động học
Tính toán công suất trên các trục:
= = Số vòng quay trên các trục:
II III br n n vg ph
=u = 133, 7( / ) ct III n =n = vg ph Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 3-
= n = Bảng 1 2 Động cơ và phân phối tỉ số truyền
Thông số Động cơ I II III Công tác
Số vòng quay (vg/ph) 2935 1329,3 474,7 133,7 133,7 Công suất (kW) 10,93 10,38 9,87 9,47 9,19 Momen xoắn (Nm) 35,56 74,57 198,56 672,41 652,52 Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 4-
Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài
Khoảng cách trục a
Đường kính bánh đai nhỏ:
Chọn d 1 0 (mm) theo tiêu chuẩn
= = Chọn hệ số trượt tướng đối =0, 01 Đường kính bánh đai bị dẫn:
2 1.(1 ) d 180.(1 0, 01).2, 208 393,5 (mm) d =d − u = − Chọn d 2 = 400 (mm) theo tiêu chuẩn
Tỉ số truyền chính xác:
Chênh lệch tỉ số truyền:
Chọn khoảng cách trục a theo điều kiện:
Chiều dài dây đai L
Độ dài dây đai nhỏ nhất: L min 00 / (3 5)v U32 9220 (mm) Độ dài dây đai:
= + + Chọn L = 5700 (mm) Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 5-
Số vòng chạy i của đai trong 1s:
Góc ôm đai 1
= − − = − − = Chiều dày đai thỏa điều kiện:
Ứng suất có ích cho phép
Tính các hệ số Ci:
C - hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm đai
C = − − = − − C v - hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc
C = do bộ truyền nằm ngang r 0,8
C = làm việc ở chế độ dao động nhẹ Ứng suất có ích cho phép:
Chiều rộng b của đai
Chọn chiều rộng bánh đai B = 80 (mm)
Xác định các lực
Lực căng đai ban đầu:
F = b = Lực tác dụng lên trục:
= = Lực vòng tác dụng lên bánh đai:
= v = Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 6-
Tính toán tuổi thọ đai
Ứng suất lớn nhất trong dây đai:
Tính toán tuổi thọ đai:
= = Tuổi thọ tính được quá thấp (hơn 10 ngày làm việc) do đó nên thay đai dẹt bằng đai thang
Bảng 2 1 Các thông số của bộ truyền đai
Dạng đai Đai dẹt – vải cao su
Số vòng chạy đai trong 1s (s -1 ) 5,01 Đường kính bánh dẫn d1 (mm) 180 Đường kính bánh bị dẫn d2 (mm) 400 Ứng suất lớn nhất 𝜎 𝑚𝑎𝑥 (MPa) 6,67
Lực căng đai ban đầu F0 (N) 575,1
Lực tác dụng lên trục Fr (N) 1148,9
Tuổi thọ đai Lh (h) 163,3 Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 7-
Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc
Tính toán cấp nhanh
Công suất bánh dẫn: P1 = 10,38 (kW)
Vận tốc bánh dẫn: n1 = 1329,3 (vg/ph)
Tỉ số truyền: uđ = 2,8 a) Ứng suất cho phép:
• Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở: lim1 2 70 770 (MPa) oH HB
= + Số chu kì làm việc tương đương:
Số chu kì làm việc cơ sở:
Vì N HE N HO =N HE =N HO
Hệ số tuổi thọ: HL m H HO 1
Hệ số an toàn sH tra bảng 5.3 [1]: sH = 1,1 Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 8- Ứng suất cho phép sơ bộ của từng bánh răng:
Vì đây là cặp bánh răng côn, nên:
• Ứng suất uốn cho phép: lim1 lim 2
Số chu kì cơ sở: N FO = 5.10 (ck) 6
Số chu kì làm việc tương đương:
Vì N FE N FO = N FE = N FO = 5.10 ( 6 ck )
Hệ số tuổi thọ: FL 6 FO 1
Hệ số an toàn sF tra bảng 5.3 [1]: sF = 1,75 Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:
= s = b) Xác định các thông số ăn khớp:
Chọn hệ số chiều rộng vành răng be =0, 285
Hệ số tải trọng tĩnh: K H = K H = 1, 6708 (tra bảng 6.19 [2]) Đường kính
= = Chọn số răng z1p theo bảng 5.10 [1]: z1p = 21 Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 9-
Tính lại tỉ số truyền: 12( ) 2
= z = Sai số tỉ số truyền: 2,81 2,8 0, 4% 2%
Xác định thông số hình học bộ truyền bánh răng: Đường kính vòng chia ngoài:
2 2 4.59 236 ( ) e e d =m z = = mm Đường kính vòng chia trung bình:
1 1.(1 0,5 ) 84.(1 0,5.0, 285) 72, 03 (mm) m e be d =d − = − 2 2.(1 0,5 ) 236.(1 0,5.0, 285) 202,37 (mm) m e be d =d − = − Chiều dài côn ngoài: 1
= = Chiều dài côn trung bình: 1
= = Chiều rộng vành răng: b=R e be 5, 27.0, 285 35, 7 (= mm)
= z = = Chọn m m = 3, 5( mm ) Vận tốc theo đường kính vòng chia trung bình:
= = Tra bảng 6.3 [2], chọn cấp chính xác bằng 7
Xác định các lực tác dụng lên bộ truyền: Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 10-
Tra bảng 6.18 [2], chọn K HV =K FV =1, 05
6.19 [2], chọn K H =1, 6708;K F = +1 (K H −1).1, 5=2, 0062 c) Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
Xác định ứng suất 𝜎 𝐻 theo công thức 3.85 tài liệu [3]:
= + Ứng suất tiếp xúc cho phép:
= = = d) Kiểm nghiệm ứng suất uốn:
= = = = Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 11-
Y F Ta có các tỉ số: 1 2
Suy ra tiến hành kiểm nghiệm độ bền uốn theo bánh răng 1 Độ bền uốn tính toán:
= Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức:
Hệ số kích thước: Y x =1, 05 0, 005− m=1, 05 0, 005.4 1, 03− Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:
Y = − m= − Suy ra: F 1 = F 1 Y Y Y K R x FC 60.1.1, 03.0, 9784.1 362, 79 (MPa) >= F 1 Vậy cặp bánh răng cấp nhanh thỏa độ bền uốn và tiếp xúc e) Đường kính vòng ngoài bánh răng:
2 .cos 236 2.4.cos 70, 41 238, 68( ) ae e e ae e e d d m mm d d m mm
Y = + z = + Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 12- f) Tính toán thiết kế:
Bảng 3 1 Tính toán thiết kế bộ truyền cấp nhanh
Thông số Giá trị Thông số Giá trị
Chiều dài côn ngoài Re, mm 125,27 Đường kính vòng chia ngoài:
Bánh dẫn de1, mm Bánh bị dẫn de2, mm
Modun vòng chia ngoài me, mm
Dạng răng Đường kính vòng đỉnh:
Bánh dẫn dae1, mm Bánh bị dẫn dae2,mm
Chiều rộng vành răng b,mm 36
Bánh dẫn dfe1,mm Bánh bị dẫn dfe2,mm Góc mặt côn chia:
19,59 70,41 Đường kính vòng chia tb:
Bánh dẫn d1, mm Bánh bị dẫn d2,mm
72,03 202,37 Lực tác dụng bánh dẫn
Lực tác dụng bánh bị dẫn Lực hướng tâm Fr2, N 252,7 Lực vòng Ft1, N 2070,5 Lực vòng Ft2, N 2070,5 Lực dọc trục Fa1, N 252,7 Lực dọc trục Fa2, N 710,0
Bảng 3 2 Tính toán kiểm nghiệm bộ truyền cấp nhanh
Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét Ứng suất tiếp xúc 𝜎 𝐻 ,
642,54 615,39 Thỏa mãn Ứng suất uốn 𝜎 𝐹1 , MPa 362,79 144,75 Thỏa mãn
𝜎 𝐹2 , MPa 342,06 144,75 Thỏa mãn Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 13-
Tính toán cấp chậm
Công suất bánh dẫn: P1 = 9,87 (kW)
Vận tốc bánh dẫn: n1 = 477,5 (vg/ph)
Tỉ số truyền: uđ = 3,55 a) Ứng suất cho phép: Tính toán tương tự như cặp bánh răng cấp nhanh
• Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Ta có ứng suất cho phép sơ bộ của từng bánh răng:
Vì là cặp bánh răng nghiêng nên:
Thỏa điều kiện: H min H 1, 25 H min (785, 45 838, 59 981,81)
• Ứng suất uốn cho phép:
Ta có ứng suất cho phép sơ bộ của từng bánh răng:
= s = b) Xác định các thông số ăn khớp:
= + Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 14-
Chọn a w = 160( mm ) Đối với răng nghiêng: m n =0, 016 0, 0315 a w =2,56 5, 04( mm)
Tỉ số truyền thực tế: 34( ) 2
= z = Sai số tỉ số truyền: 3,5652 3,55
/ cos 3.82 249, 90( ) cos10,14 d = m z n = = mm Đường kính vòng đỉnh:
2 2 2 249,90 2.3 255,9( ) a n d =d + m = + = mm Đường kính vòng đáy:
Vận tốc theo đường kính vòng chia:
Suy ra cấp chính xác là 9
Lực tác dụng lên bánh răng:
Lực vòng: Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 15-
F =F =F = = N c) Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc:
Ta có: - Z M = 190 MPa 1/ 2 do vật liệu là thép
= = = với w 1 w 1 tan tan 20 tan tan 20, 29 cos cos 10,14 t
= − + = Ứng suất tiếp xúc tính toán:
= s Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 16-
= = d) Kiểm nghiệm ứng suất uốn:
Y = + z = + Suy ra được tỉ số F / Y F :
Suy ra tiến hành kiểm nghiệm độ bền uốn theo bánh răng 1
Ta có: K F = 1; K FV = 1, 0939; K F = 1, 0933 = K F = 1,1960 Ứng suất uốn tính toán:
= Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 17- Ứng suất uốn cho phép tính theo công thức:
Hệ số kích thước: Y x =1, 05 0, 005− m=1, 05 0, 005.3 1, 035− Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất:
Y = − m= − Suy ra: F 1 = F 1 Y Y Y K R x FC 14, 29.1.1, 035.0, 9999.1 325, 26 (MPa) >= F 1 Vậy cặp bánh răng cấp nhanh thỏa độ bền uốn và tiếp xúc e) Tính toán thiết kế:
Bảng 3 3 Tính toán thiết kế bộ truyền cấp chậm
Thông số Giá trị Thông số Giá trị
Khoảng cách trục aw, mm 160 Góc nghiêng răng 𝛽, độ 10,14
Modun m, mm 3 Đường kính vòng chia
Bánh dẫn d1, mm Bánh bị dẫn d2, mm
52 Đường kính vòng đỉnh Bánh dẫn da1, mm Bánh bị dẫn da2, mm
82 Đường kính vòng đáy Bánh dẫn df1, mm Bánh bị dẫn df2, mm
Lực hướng tâm Fr, N Vận tốc vòng bánh răng 1,75 Lực vòng Ft, N 5632,8
Bảng 3 4 Tính toán kiểm nghiệm bộ truyền cấp chậm
Thông số Giá trị cho phép Giá trị tính toán Nhận xét Ứng suất tiếp xúc 𝜎 𝐻 ,
805,43 543,43 Thỏa mãn Ứng suất uốn 𝜎 𝐹1 , MPa 325,26 81,80 Thỏa mãn
𝜎 𝐹2 , MPa 325,26 81,80 Thỏa mãn Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 18-
Kiểm nghiệm bôi trơn
Bảng 3 5 Kiểm nghiệm bôi trơn
Cấp nhanh Cấp chậm Đường kính vòng chia : Bánh dẫn (mm)
𝑑 2 = 249,9 Đường kính vòng đỉnh :Bánh dẫn (mm)
𝑑 𝑎2 = 255,9 Đối với hộp giảm tốc hai cấp côn trụ
2 0,5 sin 2 0,5.36.sin 70, 41 16,96( ) h = b = = mm Để đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thỏa mãn bất đẳng thức:
Do đó, hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện bôi trơn Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 19-
Tính toán thiết kế trục
Thông số thiết kế
Số vòng quay n, vg/ph 1329,3 474,7 133,7
Qui ước các kí hiệu:
- k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc, k = 1, t, với t là số trục của hộp giảm tốc ( t = 3 đối với hộp giảm tốc hai cấp)
- i: số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng:
- lk1: khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k
- lki: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k
- lmki: chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i trên trục thứ k
- lcki: khoảng côngxôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết quay thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ
- bki: chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục thứ k.
Chọn vật liệu
Chọn vật liệu làm trục là thép hợp kim 40Cr có các ứng suất theo bảng 7.1[3]:
𝜎 𝑏 = 883 MPa; 𝜎 𝑐ℎ = 883; 𝜏 𝑐ℎ = 883; 𝜎 −1 = 883; 𝜏 −1 = 883; [𝜎] = 95, 80 hoặc 75 MPa ứng với đường kính trục có đường kính lần lượt 30, 50 hoặc 100 mm
Chọn [𝜏] = 40 MPa đối với trục đầu vào và ra; [𝜏] = 20 MPa đối với trục trung gian.
Xác định sơ bộ đường kính trục
= => Chọn d2 = 40 mm Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 20-
Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
Từ dk và phụ lục tài liệu tham khảo [4] ta xác định chiều rộng b0 của ổ lăn: d1 = 35 mm => b0 = 22,75 mm d2 = 35 mm => b0 = 22,75 mm d3 = 50 mm => b0 = 27 mm
- k1 = 10 (mm): khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.
- k2 = 5 (mm): khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.
- k 3 = 10 (mm) : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ.
- h n = 15 (mm) : chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông.
Kích thước các trục theo chiều dài:
= 0,5(71 + 36.cos70,41 + 24,25) +10 + 5 = 68,66 mm l23 = l22 + 0,5lm23 + k1 = 68,66 + 0,5.60 + 10 = 108,66 mm Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 21- l21 = lm22 + lm23 + b0 + 3k1 + 2k2 = 60 + 71 + 24,25 + 30 + 10 5,25mm Trục III: l33 = l23 = 107,91 mm l31 = l21 = 193,75 mm l32 = k3 + 0,5(b0 + lm32) = 10 + 0,5(20 + 50) = 48,5 mm
Xác định trị số và chiều các lực của chi tiết quay tác dụng lên trục
Hình 4 1 Sơ đồ phân tích lực
Cặp bánh răng cấp nhanh:
Fa1 = Fr2 = 252,7 N Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 22-
Cặp bánh răng cấp chậm:
Fnt = (0,2 0,3).2T3/Dt với Dt = 160 mm(tra bảng 15.10 [1])
Vẽ biểu đồ momen uốn M x , M y và momen xoắn T cho 3 trục
Lực tác dụng lên bánh răng côn dẫn:
Lực tác dụng lên bánh đai:
Để xác định các lực tác dụng lên trục, chúng ta áp dụng phương trình cân bằng momen và phương trình cân bằng lực, với giá trị Frđ là 1148,9 N Các chiều của lực được thể hiện rõ trong biểu đồ.
FC1x = 1506,9 (N); FC1y = 2687,9 (N) Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 23-
Vẽ biểu đồ momen cho trục I:
Hình 4 2 Biểu đồ momen trục I Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 24-
Dựa vào biểu đồ nội lực tính momen uốn tổng hợp tại từng tiết diện theo công thức:
Suy ra: MA1 = 9,097 Nm; MB1 = 140,683 Nm;
Momen tương đương tính theo công thức:
Suy ra: MtdA1 = 65,217 Nm; MtdB1 = 154,797 Nm
MtdC1 = 119,968 Nm; MtdD1 = 64,580 Nm Đường kính các tiết diện (với [𝜎] = 80MPa):
Theo tiêu chuẩn và yêu cầu kết cấu ta chọn các tiết diện có giá trị sau:
Hình 4 3 Phác thảo sơ bộ trục I b) Trục II:
Lực tác dụng lên bánh răng:
Ta xác định được lực của các ổ tác dụng lên trục:
FD2x = 4535,8 (N); FD2y = 1905 (N) Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 25-
Hình 4 4 Biểu đồ momen trục II Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 26-
Tương tự như trục I ta tính toán được momen tương đương:
MtdC2 = 346,939 Nm; MtdD2 = 0 Nm Đường kính các tiết diện (với [𝜎] = 80MPa):
Theo tiêu chuẩn và yêu cầu kết cấu ta chọn các tiết diện có giá trị sau:
Hình 4 5 Phác thảo sơ bộ trục II c) Trục III:
Lực tác dụng lên bánh răng:
Lực tác dụng lên nối trục:
Ta xác định được lực của các ổ tác dụng lên trục:
FD3x = 4606,6 (N); FD3y = 787,7 (N) Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 27-
Hình 4 6 Biểu đồ momen trục III
Tương tự như trục I ta tính toán được momen tương đương:
MtdC3 = 688,648 Nm; MtdD3 = 0 Nm Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 28- Đường kính các tiết diện (với [𝜎] = 80MPa):
Theo tiêu chuẩn và yêu cầu kết cấu ta chọn các tiết diện có giá trị sau:
Hình 4 7 Phác thảo trục III
Chọn then cho các tiết diện trục:
Tiết diện Đường kính, mm Loại then, b x h x t
Kiểm nghiệm độ bền trục
Chúng tôi tiến hành kiểm nghiệm tất cả các tiết diện có đường kính đã được xác định qua tính toán Hai tiết diện lắp ổ trên cùng một trục có đường kính giống nhau, vì vậy chỉ cần kiểm tra tiết diện ổ chịu tải trọng lớn hơn trong hai ổ.
Hệ số an toàn của trục truyền được xác định theo công thức:
Giá trị s s , được xác định theo công thức:
+ Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 29-
- Giới hạn mỏi của vật liệu khi thử nghiệm với mẫu thử :
- Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất:
- Do trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:
= = M = với W là momen cản uốn
- Ứng suất tiếp thay đổi theo chu kì mạch động khi trục quay một chiều:
= = = với W0 là momen cản xoắn
- Momen cản uốn và momen cản xoắn của các tiết diện:
Dạng trục Momen cản uốn W Momen cản xoắn W0
2𝑑 Với: t: chiều sâu rãnh then; b: chiều rộng rãnh then; i: số then trên mối ghép
Bảng 4 1 Momen cản uốn và momen cản xoắn của các tiết diện
Tiết diện Đường kính, mm b x h (mm x mm) t, mm W (mm 3 ) W0 (mm 3 )
- Biên độ và giá trị trung bình các ứng suất:
Bảng 4 2 Biên độ và giá trị trung bình các ứng suất
Tiết diện 𝜎 𝑎 , MPa 𝜎 𝑚 , MPa 𝜏 𝑎 = 𝜏 𝑚 , MPa
D1 0 0 13,7 Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 30-
- Hệ số , xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi và phụ thuộc vào cơ tính vật liệu tra ở bảng 7.4 [3]:
= - Hệ số K K , xét đến ảnh hưởng của tập trung ứng suất đên độ bền mỏi tra bảng 7.7 [3]:
K = K - Theo bảng 7.6 [3], hệ số tăng bền bề mặt ứng với kiểu tăng bền thấm cacbon: 𝛽 = 1,5
Chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các tiết diện lắp ổ Đối với tiết diện lắp bánh răng, bánh đai và nối trục, nên sử dụng lắp then kết hợp với lắp trung gian có độ dôi.
Kết quả tính toán đối với tiết diện ba trục:
Bảng 4 3 Các hệ số tính toán đối với tiết diện ba trục
Tiết diện d, mm Tỉ số 𝐾 𝜎 /𝜀 𝜎 Tỉ số 𝐾 𝜏 /𝜀 𝜏 𝐾 𝜎
C3 60 2,9 2,67 1,93 1,78 10,45 13,58 8,28 Theo bảng trên ta thấy các tiết diện đều thỏa điều kiện bền theo hệ số an toàn Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 31-
Kiểm nghiệm then
Các trường hợp hỏng hóc có thể xảy ra là dập các bề mặt và bị cắt Do đó ta kiểm nghiệm sức bền đập và sức bền cắt
Kiểm nghiệm độ bền dập:
Kiểm nghiệm độ bền cắt:
Trong đó: ll: chiều dài làm việc của then, mm t2: chiều cao chịu tải của rãnh mayơ, mm Được tính bằng công thức
[𝜎 𝑑 ], [𝜏 𝑐 ]: ứng suất dập cho phép tra bảng 7.12 [3], MPa
Tra bảng 7.13 [3], ta được: [𝜎 𝑑 ] = 100 MPa, [𝜏 𝑐 ] = 90 MPa
Giá trị ứng suất dập và cắt của then trên các trục:
Bảng 4 4 Giá trị ứng suất dập và cắt của then trên các trục
C3 672,41 60 18x11x63 7 5,38 83,32 24,90 Theo số liệu ở bảng trên ta thấy tất cả tiết diện lắp then đều thỏa độ bền dập và sức bền cắt Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 32-
Chọn ổ lăn
Trục I
Số vòng quay : n = 1329,3 vg/ph
Thời gian làm việc : L = 14400 h Đường kính ngõng trục : d = 35 mm
Tính sơ bộ tỉ số 2 2 252, 7 2 2 0, 08 0,3
Do trục đầu vào lắp bánh răng côn, yêu cầu về độ cứng vững của ổ phải cao để đảm bảo điều kiện ăn khớp chính xác Vì vậy, ổ đũa côn được lựa chọn cho trục đầu vào.
Chọn sơ đồ bố trí ổ theo kiểu “O”
Chọn ổ 7507 cỡ nhẹ rộng theo phụ lục ổ lăn P9.4 với kích thước: d = 35 mm, D = 72 mm, B = 23 mm, T = 24,25 mm, C = 53,000 N, C0 = 40,000 N, e = 0,35 Tiến hành xác định các phản lực tác dụng lên ổ thông qua sơ đồ phân tích lực như hình vẽ.
Hình 5 1 Sơ đồ phân tích lực trục I
+ Lực hướng tâm tác dụng lên ổ:
Ta thấy S1 > S2 nên theo bảng 8.1[3], ta có:
F = +S F = N Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 33-
Do số vòng quay n = 1329,3 > 10 vg/ph nên ta chọn ổ theo khả năng tải động: Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ:
Trong đó: V = 1 do vòng trong quay
Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ:
Q C = + Vì Q B Q C nên ta tính toán ổ theo thông số tại B
Thời gian làm việc tương đương tính bằng triệu vòng quay:
Khả năng tải động tính toán của ổ:
Suy ra ổ đã chọn đảm bảo bền
Tính toán lại tuổi thọ thực sự của ổ:
Kiểm tra số vòng quay tới hạn của ổ:
Số vòng quay tới hạn của ổ được tính theo công thức:
= = = Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 34-
Nên n gh =3.10 1.0, 95.0, 99 5 =2,8.10 5 > n 29,3 (vg/ph) nên thỏa.
Trục II
Số vòng quay : n = 474,7 vg/ph
Thời gian làm việc : L = 14400 h Đường kính ngõng trục : d = 35 mm
Tương tự trục I, ta cũng chọn ổ đũa côn cho trục II
Chọn sơ đồ bố trí ổ theo kiểu “O”
Chọn ổ lăn 7507 cỡ nhẹ với kích thước d = 35 mm, D = 72 mm, B = 23 mm, T = 24,25 mm, C = 53000 N, C0 = 40000 N và e = 0,35 theo phụ lục P9.4 Cần xác định các phản lực tác dụng lên ổ bằng cách sử dụng sơ đồ phân tích lực tương ứng.
Hình 5 2 Sơ đồ phân tích lực trục II
+ Lực hướng tâm tác dụng lên ổ:
Ta thấy S1 < S2 và Fa < S2 – S1 nên theo bảng 8.1[3], ta có:
F aD =S = N Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 35-
Do số vòng quay n = 474,7 > 10 vg/ph nên ta chọn ổ theo khả năng tải động: Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ:
Trong đó: V = 1 do vòng trong quay
Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ:
Q D = + Vì Q A Q D nên ta tính toán ổ theo thông số tại B
Thời gian làm việc tương đương tính bằng triệu vòng quay:
Khả năng tải động tính toán của ổ:
Suy ra ổ đã chọn đảm bảo bền
Tính toán lại tuổi thọ thực sự của ổ:
Kiểm tra số vòng quay tới hạn của ổ là cần thiết, đặc biệt khi so sánh với trục I Nếu số vòng quay của trục nhỏ hơn, điều kiện số vòng quay tới hạn sẽ được thỏa mãn.
Trục III
Số vòng quay : n = 133,7 vg/ph
Thời gian làm việc : L = 14400 h Đường kính ngõng trục : d = 50 mm Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 36-
Tính sơ bộ tỉ số
Ta chọn ổ bi đỡ chặn có góc 𝛼 = 12 °
Chọn sơ bộ ổ 46310 cỡ trung, theo phụ lục ổ lăn P9.3 [5]: d = 50(mm), D 110(mm), B = 27(mm), C = 56300 (N), C0 = 44800(N)
Xác định các phản lực tác dụng lên ổ với sơ đồ phân tích lực như hình vẽ:
Hình 5 3 Sơ đồ phân tích lực trục III
+ Lực hướng tâm tác dụng lên ổ:
Ta có F /C 0 =0, 0225tra bảng 8.2[3] ta được e = 0,3226
Ta thấy S1 < S2 và Fa > S2 – S1 nên theo bảng 8.1[3], ta có:
Do số vòng quay n = 1329,3 > 10 vg/ph nên ta chọn ổ theo khả năng tải động: Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ:
Trong đó: V = 1 do vòng trong quay
K = ; K t = 1 Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 37-
Tải trọng động quy ước tác dụng lên ổ:
Q D = + Vì Q B Q D nên ta tính toán ổ theo thông số tại B
Thời gian làm việc tương đương tính bằng triệu vòng quay:
Khả năng tải động tính toán của ổ:
Suy ra ổ đã chọn đảm bảo bền
Tính toán lại tuổi thọ thực sự của ổ:
= n = = (giờ) Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 38-
Chọn và kiểm nghiệm nối trục
Nối trục vòng đàn hồi có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy, do đó được dùng rộng rãi
Trong bài viết, trục nối vòng đàn hồi kết nối trục đầu ra của hộp giảm tốc (trục III) với trục công tác có công suất P = 9,47 kW và số vòng quay n = 133,7 vg/ph Vật liệu chốt được chọn là thép C45 với ứng suất uốn cho phép [𝜎 𝑢] = 75 MPa.
Momen danh nghĩa truyền qua nối trục:
Hệ số chế độ làm việc k = 1,2
Từ momen xoắn ta tra bảng 9.10 [3] ta có: d = 50mm; D = 210mm; dm = 95mm;
L = 175mm; l = 110mm; d1 = 90mm; D0 = 160mm; Z = 8; nmax = 2850; B 6mm; B1 = 70mm; l1 = 40mm; D3 = 36mm; l2 = 40mm Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:
= zD d = = Điều kiện sức bền uốn của chốt:
Vậy trục nối vòng đàn hồi đã chọn thỏa kiểm nghiệm sức bền uốn và sức bền dập
Hình 6 1 Nối trục vòng đàn hồi Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 39-
Kết cấu vỏ hộp giảm tốc
Chiều dày
Gân tăng cứng
Đường kính bulông
- Bulông ghép mặt bích nắp và thân: d 3 =(0,8 0,9) d 2 , 2 12, 6
3 12 mm d - Vít ghép nắp ổ: d 4 = 10 mm
- Vít ghép nắp cửa thăm: d 5 =8 mm
Mặt bích ghép nắp và thân
- Chiều dày mặt bích thân hộp: S 3 mm
- Chiều dày mặt bích nắp hộp: S 4 = 14 mm
- Bề rộng mặt bích nắp và thân: K 3=K 2− =(3 5) 34 mm
Kích thước gối trục
- Đường kính ngoài và tâm lỗ vít:
D= mmD = mm D = mm Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 40-
- Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ: K 2 =E 2 +R 2 + =(3 5) 38 mm
- Khoảng cách từ tâm bu lông đến mép lỗ: k 1, 2d 2 =1, 2.14 16,8 mm26 mm k - Chiều cao h: Xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bu lông và kích thước mặt tựa.
Mặt đế hộp
+ Khi không có phần lồi: S 1 =(1,3 1,5) d 1 % mm
+ Khi có phần lồi: Dd xác định theo đường kính dao khoét
S = - Bề rộng mặt đếp hộp:
Khe hở giữa các chi tiết
- Giữa bánh răng với thành trong hộp: 10 mm
- Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: 40 mm
Số lượng bu lông nền
Các thông số của một số chi tiết phụ khác
Nắp quan sát được sử dụng để kiểm tra và quan sát các chi tiết máy bên trong hộp khi lắp ghép, cũng như để đổ dầu vào hộp từ trên đỉnh Để thực hiện điều này, cần thiết phải làm cửa thăm với nắp quan sát, theo kích thước được chỉ định trong bảng 18.5 và hình vẽ trên trang 92.
A = 150; B = 100; A1 = 190; B1 = 140; C = 175; K = 120; R = 12; Vít M8x20, số lượng 4 Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 41-
Theo bảng 18.7 [2], ta có hình dạng và các kích thước của nút tháo dầu trụ M20x2:
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, do đó cần thiết phải lắp nút thông hơi để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Hình dạng và kích thước của nút thông hơi được xác định theo bảng 18.6, và chúng ta chọn loại M27x2 cho các kích thước cần thiết.
Tra bảng 18.4b [2], ta có hình dạng và kích thước chốt định vị hình côn: d 6 mm; c = 1 mm; l = 20 110 mm Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 42-
Hình 7 3 Que thăm dầu Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 43-
Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp
Điều chỉnh ăn khớp trong các bộ truyền : Chọn chiều rộng bánh răng trụ nhỏ tăng 10% so với chiều rộng bánh răng lớn
Bôi trơn các bộ truyền trong hộp :
Để bôi trơn bánh răng với thép 40Cr, cần chọn độ nhớt của dầu ở 50 oC (100 oC) theo bảng 18.11 Với vận tốc vòng là 5,01 m/s cho bánh răng bộ truyền cấp nhanh và 1,75 m/s cho bánh răng cấp chậm, chúng ta sử dụng chung một loại dầu trong hệ thống HGT Do đó, có thể lựa chọn độ nhớt theo bảng cho thép có giới hạn bền σb = 470.
1000 MPa, độ nhớt Centistoc là 57 (hay độ nhớt Engle là 8)
Tiếp tục tra bảng, với độ nhớt đã chọn, ta tìm được loại dầu bôi trơn bánh răng: Dầu tuabin 57, với các độ nhớt ở 50 o C là 57 Centistoc
Bôi trơn ổ lăn đúng cách giúp ngăn chặn mài mòn bằng cách tạo lớp bảo vệ giữa các chi tiết kim loại, giảm ma sát và tăng khả năng chống mài mòn Quá trình này cũng cải thiện khả năng thoát nhiệt, bảo vệ bề mặt khỏi han gỉ và giảm tiếng ồn hiệu quả.
Tất cả các ổ lăn đều cần được bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ, và loại chất bôi trơn được lựa chọn dựa trên nhiệt độ làm việc cũng như số vòng quay của vòng ổ.
Mỡ bôi trơn giữ ổ dễ dàng hơn so với dầu, đồng thời bảo vệ ổ khỏi tạp chất và độ ẩm Mỡ có thể sử dụng cho ổ lâu dài khoảng 1 năm và độ nhớt ít thay đổi với nhiệt độ Dầu bôi trơn được khuyến khích cho các ứng dụng có số vòng quay lớn, nhiệt độ cao, hoặc khi cần tỏa nhiệt nhanh Các catalog của ổ lăn ghi rõ số vòng quay tới hạn cho từng loại bôi trơn bằng mỡ hoặc dầu Tốc độ vòng của bánh răng 1 là 5,01 m/s.
> 3m/s nên ta chọn cách bôi trơn ổ lăn bằng dầu Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 44-
Bảng kê các kiểu lắp, trị số sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép
Kiểu lắp ghép H7/k6 được lựa chọn cho các mối ghép không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, giúp đảm bảo độ định tâm cao hơn khi chiều dài mayơ l đạt từ 1,2 đến 1,5 lần đường kính trục d Kiểu lắp này thích hợp cho các chi tiết như bánh răng, vòng trong ổ lăn, đĩa xích trên trục, cốc lót và tang quay, đặc biệt là những chi tiết cần phòng tránh quay và di trượt Đối với một số kiểu lắp khác, kiểu lắp lỏng D8/k6 được sử dụng, như trong trường hợp bạc lót với trục.
Bảng kê các kiểu lắp ghép tra theo bảng 4.5 [4] cho H7, D8, P9; 4.4 [4] cho d11, k6 :
Bảng 10 1 Bảng kê các kiểu lắp ghép
Trục I Trục II Trục III
- 61 Đồ án Thiết kế – Đề số 16 - 45-