thuyết minh (1)

TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Các thông số cho trước

 Thời hạn phục vụ: 8 (năm)

 Sai số vận tốc cho phÐp : 5%

Kngày = tp/24 = 0,3333 Knăm = a/365 = 0,6 Trong đó: tp : thời gian làm việc trong 1 ngày a: Số ngày làm việc trong 1 năm

Tải trọng va đập nhẹ

- Hiệu suất của bộ truyền xích : 1= 0,93

- Hiệu suất của các cặp bánh răng trụ : 2= 0,96 2 = 0,9216

- Hiệu suất của nối trục di động: 3= 0,99

- Hiệu suất của các cặp ổ lăn: 4= 0,99 4 = 0,9606

- Hiệu suất cuả toàn bộ hệ thống: =  1 x  2 x  3 x  4 = 0,815

1.1.2 Xác định công suất động cơ

- Công suất tính toán của động cơ :

- Vì tải thay đổi nên phải tính công suất tương đương trên trục công tác:

- Công suất cần thiết là:

- Tốc độ quay của trục làm việc: nlv = 60000.v πD = 60000.0,75 π.250 = 57,29 (v/phót)

- Chọn tỷ số truyền của hệ thống: ut = ux uhs = 3.8 = 24

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ là : nsb = nlv.ut = 57,29 24= 1374,96 (v/phót)

- Ta chọn đ-ợc động cơ điện theo sổ tay là :

Kiểu động cơ Công suất

Vận tốc quay (vòng/phút) cosφ T max /T dn T k /T dn

Ta thấy TK/Tdn= 2,0 > 1,4 ( yêu cầu của hộp giảm tốc) Vậy động cơ chọn thoả mãn về tính khởi động.

Phân phối tỷ số truyền và tính công suất, momen và số vòng quay trên các trục

* Ph©n phèi tû sè truyÒn:

- Tỷ số truyền của hệ thống : ut = n đc n lv = 1425

Với: uhs là tỷ số truyền của hộp giảm tốc ux là tỷ số truyền của xích dẫn động

- Hộp giảm tốc hai cấp nên uhs = un.uc

Với: un là tỷ số truyền của cấp nhanh uc là tỷ số truyền của cấp chậm

- Do hộp giảm tốc khai triển phân đôi cấp chậm (chọn theo kinh nghiệm) un = (1,2 ; 1,3) uc chọn u n = 1,3 uc

Ta cã uhs = un.uc = 1,3 (u c ) 2

* Tính công suất, mô men và số vòng quay của các trục:

- Đối với trục công tác ta có :

- Đối với trục thứ ba (III)

- Đối với trục thứ hai (II)

- Đối với trục thứ nhất (I)

- Đối với trục động cơ ta có :

Từ các kết quả trên ta có bảng

TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ CHO BỘ TRUYỀN NGOÀI- BỘ TRUYỀN XÍCH

Thiết kế bộ truyền xích

- Yêu cầu: + Bộ truyền làm việc 2 ca/ngày

+ Mỗi năm làm việc 219 ngày

+ Đặc tính làm việc : Va đập nhẹ

Các thông số cho trước:

Công suất trên trục 3 là P = 4,07 kW (lấy từ bảng thông số trên)

Số vòng quay của động cơ: n = 172,4 (v/ph)

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên ta chọn loại xích con lăn

2.1.2 Chọn số răng của đĩa xích

- Theo bảng 5.4 với u = u ng = 2,92 ta chọn số răng đĩa nhỏ là: z1 = 29 - 2u = 23,16

- Do đó số răng đĩa lớn xác định theo CT 5.1 là: z2 = u.z1 = 2,92.23,16 = 67,6272 răng < z max = 120

- Tỉ số truyền thực tế của bộ truyền là: u tt = z 2 z 1 = 67,6272

- Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích là:za

Pt , P, [P] lần l-ợt là công suất tính toán, công suất cần truyền và công suất cho phÐp kW; kz = z 01 z 1 = 25

23,16 = 1,08 - hệ số sè r¨ng kn = n 01 n 1 = 50

Hệ số số vòng quay được tính theo công thức k = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc, trong đó k0 = 1,25 là hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền Hệ số điều kiện sử dụng xích k được xác định từ các hệ số thành phần có trong bảng 5.6 Để tính toán, ta chọn n01 = 50 (v/p) và kết quả là 172,4 = 0,29.

(vì đ-ờng nối tâm hai đĩa xích nghiêng góc > 60 0 ) ka = 1 – hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích;

Khoảng cách trục giữa hai đĩa xích được xác định là a = (30 ~ 50p), với kđc = 1, là hệ số điều chỉnh lực căng xích Vị trí trục được điều chỉnh thông qua một trong các đĩa xích, và kbt = 1,3 là hệ số tính đến ảnh hưởng của bôi trơn.

(vì làm việc có bụi cấp II) kđ = 1 – hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng;

(vì tải trọng va đập nhẹ) kc = 1,25 – hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (vì làm việc 2 ca)

Vậy công suất tính toán là:

Theo bảng 5.5[1] với Pt = 2,59 ≤ [P] và n01 = 50 (v/ph), ta chọn bộ truyền xích 1 dãy có:

B-ớc xích: p = 25,4 (mm) (thỏa mãn điều kiện bền mòn) §-êng kÝnh chèt: dc = 7,95 (mm)

Công suất cho phép: [P] = 3,2 (kW)

2.1.4 Khoảng cách trục sơ bộ và số mắt xích

- Khoảng cách trục sơ bộ là: a = 40.p = 40 25,4 = 1016 (mm)

- Tính số mắt xích theo công thức 5.12 là : x = 2a p + z 1 + z 2

Lấy số mắt xích chẵn xc = 128

- Theo công thức 5.13, tính lại khoảng cách trục: a = p

- Để xích không phải chịu lực căng quá lớn, giảm a một l-ợng:

∆a = 0,002.a = 0,002 1033 ≈ 2 (mm) Vậy khoảng cách trục thực tế là : a = 1031 (mm)

- Số lần va đập của xích :

Theo công thức 5.14, ta có lần va đập I của bản lề xích trong 1 giây : i = z 1 n

2.1.5 Kiểm nghiệm xích và độ bền mòn

- Theo công thức 5.15 ta có S = Q k đ F t + F 0 + F v ≥ [S]

Q: tải trọng phá hỏng đ-ợc tra trong bảng 5.2

Theo bảng 5.2, xích con lăn 1 dãy với p = 25,4 có tải trọng phá hủy Q là 56,7 kN (56700 N) và khối lượng 1m xích là 2,6 kg Hệ số tải trọng động kđ được xác định là 1,2 do tải trọng va đập, với công thức tính là kđ = 1,2 và v = z 1 p.n.

Fv - lùc c¨ng do lùc li t©m sinh ra

F0 – lực căng do trọng l-ợng nhánh xích bị động gây ra, đ-ợc tính theo công thức 5.16:

F0 = 9,81.kf.q.a Trong đó: kf – Hệ số phụ thuộc độ võng f của xích, lấy kf = 2 q – Khối l-ợng 1m xích, q = 2,6 (kg) a – Khoảng cách trục a = 1,016 (m)

Theo bảng 5.10 với n1 = 50 (vg/ph) và p = 25,4 có [S] = 7

Vậy S > [S]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

2.1.6 Xác định các thông số của đĩa xích

Theo công thức 5.17 ta có:

- Đ-ờng kính vòng chia: d1 = p sin π z1

Vậy đ-ờng kính vòng chia của đĩa dẫn d1 = 187,8 (mm), đĩa bị dẫn d2 546,97 (mm)

- Đ-ờng kính vòng đỉnh răng của:

+ Đĩa dẫn: da1 = p.(0,5 + cot π z 1 ) = 25,4 (0,5 + cot π

23,16) = 198,8 (mm) + Đĩa bị dẫn : da2 = p.(0,5 + cot π z 2 ) = 25,4 (0,5 + cot π

Với d1 tra trong bảng 5.2 đ-ờng kính con lăn ta đ-ợc : d1 = 15,88 (mm) VËy : r = 0,5025 15,88 + 0,05 = 8,03 (mm)

+ Đĩa dẫn: df1 = da1 - 2.r = 198,8 - 2.8,03 = 182,74 (mm)

+ Đĩa bị dẫn : df2 = da2 - 2.r = 559,08 - 2.8,03 = 543,02 (mm)

- Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc σ H trên mặt răng đĩa xích :

Fvđ - Lực va đập trên m = 1 dãy xích, theo công thức 5.19:

E 1 + E 2 – vật liệu dùng làm con lăn và răng đĩa là thép có

E1 = E2 = E = 2,1.10^5 (Mpa) Hệ số tải trọng động kđ = 1,2 Hệ số kể đến số răng đĩa xích kr được xác định với z1 = 23,16 (răng), tra bảng trang 87 sách tttkhdđ 1 cho ra kr = 0,442 Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy (1 dãy) k d = 1 Theo bảng 5.12, với p = 25,4 và 1 dãy xích có A 0 (mm^2).

Theo bảng 5.11, với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210, ứng suất tiếp xúc cho phép là [σH] = 600 MPa, đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa xích 1 Tính toán cho thấy, 180.1 = 576,76 (MPa) cho thấy khả năng chịu lực tốt với cùng vật liệu và quy trình nhiệt luyện.

T-ơng tự với đĩa xích 2 do chọn cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện nên cũng có: σH ≤ [σH]

2.1.7 Xác định lực tác dụng lên trục

Fr = kx.Ft Trong đó: kx – Hệ số kể đến trọng l-ợng xích  bộ truyền đặt nằm nghiêng góc β > 40 0 , chọn kx = 1,05

Ft – Lực vòng, Ft = 2408,28 (N) VËy Fr = 1,05 2408,28 = 2528,7 (N)

2.1.8 Các thông số của bộ truyền xích

Thông số Ký hiệu Giá trị

Loại xích Xích ống con lăn

Số răng đĩa xích nhỏ z1 23,16

Số răng đĩa xích lớn z2 67,6272

Vật liệu đĩa xích Đ-ờng kính vòng chia đĩa xích nhỏ

(mm) d1 187,8 Đ-ờng kính vòng chia đĩa xích lớn

(mm) d2 546,97 Đ-ờng kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ

(mm) da1 198,8 Đ-ờng kính vòng đỉnh đĩa xích lớn

Bán kính đáy (mm) r 8,03 Đ-ờng kính chân răng đĩa xích nhỏ

(mm) df1 182,74 Đ-ờng kính chân răng đĩa xích lớn

Lực tác dụng lên trục (N) Fr 2528,7

Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ( cấp nhanh )

Hộp giảm tốc này được thiết kế cho công suất trung bình nhỏ, vì vậy vật liệu sử dụng là thép nhóm I với độ rắn HB < 350 Bánh răng được sản xuất theo tiêu chuẩn thường hoặc có thể được tôi cải thiện Với độ rắn thấp, nhóm I cho phép cắt răng chính xác sau quá trình nhiệt luyện, đồng thời đảm bảo bộ truyền có khả năng chạy mòn hiệu quả.

- Theo bảng 6.1-Tr 92, ta chọn :

Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền σ b (Mpa)

Giới hạn chảy σ ch (Mpa) Nhỏ 45 Tôi cải thiện HB241… 285 σ b1 = 850 σ ch1 = 580 Lớn 45 Tôi cải thiện HB192… 240 σ b2 = 750 σ ch2 = 450

- Theo bảng 6.2-Tr 94: với thép 45, tôi cải thiện, đạt độ rắn HB 180…350, ta cã:

+ ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở: σ H lim o = 2.HB + 70

Hệ số an toàn khi tính toán tiếp xúc được xác định là SH = 1,1, trong khi ứng suất uốn cho phép tương ứng với số chu kỳ cơ sở là σ F lim o = 1,8 HB Đối với tính toán uốn, hệ số an toàn được thiết lập là SF = 1,75.

- Chọn độ rắn bánh răng nhỏ: HB1 = 245

- Chọn độ rắn bánh răng lớn: HB2 = 230, ta có: σ H lim1 o = 2.HB1 + 70 = 2.245 +70 = 560 (Mpa) σ H lim2 o = 2.HB2 + 70 = 2.230 +70 = 530 (Mpa) σ F lim1 o = 1,8.HB1 = 1,8.245 = 441 (Mpa) σ F lim2 o = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414 (Mpa)

B: ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ]:

- ứng suất tiếp xúc cho phép đ-ợc tính theo công thức:

Hệ số ứng suất tiếp xúc cho phép σ Hlim o được tính dựa trên số chu kỳ cơ sở, cụ thể là σ Hlim1 o = 2.HB1 + 70 = 560 MPa và σ Hlim2 o = 2.HB2 + 70 = 530 MPa Ngoài ra, ZR là hệ số để xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.

+ ZV – Hệ số xét đến ảnh h-ởng của vận tốc vòng

+ KXH – Hệ số xét đến ảnh h-ởng của kích th-ớc bánh răng

+ KHL – Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh h-ởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng

 mH – bậc đ-ờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc (mH = 6 với HB

 NHO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

NHO = 30.H HB 2,4 , HHB - độ cứng Brixnen

 NHE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất t-ơng đ-ơng

NHE = N = 60cnt ∑ (1.22), trong đó c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, n là số vòng quay trong một phút, và t ∑ là tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng Với thời gian phục vụ 4 năm, mỗi năm làm việc 219 ngày, mỗi ngày 2 ca và mỗi ca 4 giờ, ta tính được t ∑ = 4.219.2.4 = 7008 giờ.

Do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh h-ởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KHL1 = 1

- Tính sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KXH = 1

- Từ (1.20) ta có ứng suất tiếp xúc cho phép:

- Ta sử dụng truyền động bánh răng trụ răng nghiêng với điều kiện:

2 = 495,46 (MPa) 1,25.[σ H ]min = 1,25 [σ H2 ] = 1,25.481,82 = 602,275 (MPa) Thỏa mãn điều kiện [σH] ≤ 1,25 [σH]min

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép là: [σH] = 495,46 (MPa)

C: ứng suất uốn cho phép [σ F ]:

- ứng suất uốn cho phép đ-ợc xác định theo công thức:

Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở được tính toán với σ F lim o Cụ thể, σ F lim1 o = 1,8.HB1 = 1,8.245 = 441 MPa và σ F lim2 o = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414 MPa Hệ số KFC được sử dụng để xem xét ảnh hưởng của tải trọng, trong trường hợp này do bộ truyền quay một chiều.

KFC = 1 + KXF – Hệ số xét đến kích th-ớc bánh răng ảnh h-ởng đến độ bền uèn

+ KFL – Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh h-ởng của thời hạn phục vụ và chế độ đặt tải trọng của bộ truyền

 mF – Bậc đ-ờng cong mỏi khi thử về uốn, với độ rắn mặt răng HB< 350 mF = 6

 NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn §èi víi thÐp 45: NFO = 4.10 6 (chu kú)

 NFE – Số chu kỳ thay đổi về ứng suất t-ơng đ-ơng

NFE = 60.c.n.t ∑ (1.26) Trong đó: c – số lần ăn khớp trong một vòng quay n – số vòng quay trong một phút t ∑ - tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng đang xét

Với thời gian phục vụ 4 năm, mỗi năm làm việc 219 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 4 giờ, ta có: t ∑ = 4.219.2.4 = 7008 (h)

 KFL = 1 + SF – Hệ số an toàn khi tính về uốn Theo bảng 6.2-Tr94, ta có SF = 1,75

- Khi tính sơ bộ ta lấy tích các hệ số YR.YS.KXF = 1

- Từ (1.24) ta có ứng suất uốn cho phép :

D: ứng suất cho phép khi quá tải:

- ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải, xác định theo:

- ứng suất uốn cho phép khi quá tải, xác định theo:

[σ F1 ]max = 0,8 σ ch1 = 0,8.580 = 464 (MPa) [σ F2 ]max = 0,8 σ ch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)

2.2.2 Tính toán bộ truyền cấp nhanh

A: Xác định sơ bộ khoảng cách trục: aw1 = Ka.(u1 + 1) √ [σ T 1 K Hβ1

Ka – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng

Ka = 43 (MPa 1/3 ) u1 – Tỉ số truyền

T1 – Momen xoắn trên trục bánh chủ động [σ H ] – ứng suất tiếp xúc cho phép

KH β1 – Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tÝnh vÒ tiÕp xóc

KH β 1 = 1,02 (Tra bảng 6.7-Tr98) Vậy khoảng cách trục sơ bộ là: aw1 = 43.(3,28 + 1) √ 31498 1,02

B: Xác định các thông số ăn khớp: a) Xác định mô đun m:

- Môđun đ-ợc xác định theo công thức: m1 = (0,01  0,02).aw1 = (0,01  0,02).94 = 0,94  1,88

- Theo bảng 6.8 – Tr99: chọn môđun pháp m1 = 1,5 b) Chiều rộng vành răng : bw1 = aw1  ba1 = 94.0,3 = 28,2 c) Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh :

+ Số răng bánh nhỏ xác định theo :

1,5.(3,28+1) = 28,84 chọn Z1 = 29 (răng) + Số răng bánh lớn xác định theo:

- Do đó tỉ số truyền thực là: un = Z 2

Việc không thực hiện dịch chỉnh và dịch chỉnh bánh răng trụ răng nghiêng có thể gây khó khăn và làm thay đổi khoảng cách trục Để đảm bảo hiệu suất, cần kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của răng bánh răng.

- ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện: σ H = ZM1.ZH1.Z1 √ 2.T b 1 K H1 (u n + 1) w1 u n d w1 2 ≤ [σH] (1.27) Trong đó:

+ ZM1 – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Tra bảng 6.5 – Tr 96: ta có ZM1 = 274 (Mpa 1/3 )

+ ZH1 – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :

Công thức tính ZH1 được xác định bởi √ 2.cos βb1 sin (2.α tw1 ) (1.28), trong đó βb1 là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở, được tính bằng tgβb1 = cosαt1.tgβ1 (1.29) Góc prophin răng αt1 được xác định qua công thức αt1 = arctg (tgα 1 cosβ 1 ) (1.30) Theo TCVN 1065-71, góc prophin gèc α1 được quy định là α1 = 20 0, và góc nghiêng bánh răng β1 là 4,44 0, tương đương với 4 0 26’21”, với cosβ1 là 0,997.

Tõ (1.30), ta cã: αt1 = arctg ( tg20 0

Tõ (1.29), ta cã : tgβb1 = cos(20,05 0 ).tg(4,44 0 ) = 0,07

Tõ (1.28), ta cã : ZH1 = √ 2.cos(4,17 0 ) sin (2.20,05 0 ) = 1,76 + Z1– Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc được xác định bằng công thức KH1 = KH β1.KH α1.KHv1 Trong đó, KH β1 là hệ số phản ánh sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng, với giá trị KH β1 = 1,02 theo bảng 6.7-Tr98.

KH α1 – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

Vận tốc vòng của bánh răng: v1 = π.d w1 n 1

Với dw1 - đ-ờng kính vòng lăn bánh nhỏ dw1 = 2.a w1 u n +1 = 2.94

3,28 + 1 = 43,9 (mm) Tra bảng 6.13-Tr 106: với v1 = 3,27 ≤ 4 (m/s) nên cấp chính xác của bánh răng là 9

Tra bảng 6.14-Tr 107: ta đ-ợc KH α1 = 1,13

KHv1 – Là hệ số kể đến tải trọng động suất điện trong vùng ăn khớp

Kết quả tính toán cho công thức Víi vH1 =  H1 g0.v1.√ a u w1 n = 0,002.73.3,27 √ 3,28 94 = 2,55 (m/s) cho thấy rằng hệ số  H1, đại diện cho ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, được xác định từ bảng 6.15-Tr 107 với giá trị H1 = 0,002 Hệ số g0, phản ánh ảnh hưởng của các bước răng 1 và 2, được lấy từ bảng 6.16-Tr 107 với giá trị g0 = 73.

Tõ (1.32), ta cã: KH1 = 1,02.1,13.1,59 = 2,78 Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: σ H = 274.1,76.0,82 √ 2.31498.2,78.(3,31 + 1)

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

[σH] CX = [σH].ZV.ZR.KxH (1.34) Trong đó : [σ H ] = 495,46 (MPa)

Với vận tốc v1 = 3,27 m/s, nhỏ hơn 5 m/s, chúng ta sử dụng hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng Zv = 1 Đồng thời, khi đường kính vòng đỉnh da nhỏ hơn 700 mm, hệ số KxH để tính đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng cũng được lấy là 1.

Khi lựa chọn cấp chính xác động học là 9 và cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, cần gia công đạt độ nhám Ra từ 2,5 đến 1,25 (μm) Do đó, hệ số ZR sẽ được lấy là 0,95, phản ánh độ nhám bề mặt răng làm việc.

Tõ (1.34), ta cã : [σH] CX = 495,46.1.0,95.1 = 470,69 (MPa) Chênh lệch H = | H − [ H ]

485,81 100% = 3,11% < 4% Nh- vậy H < [σ H ] CX do đó thỏa mãn độ bền tiếp xúc e) Kiểm nhiệm răng về độ bền uốn:

- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không đ-ợc v-ợt quá một giá trị cho phép: σ F1 = 2.T 1 K F1 Y 1 Y β1 Y F1 b w1 d w1 m 1 ≤ [σF1] (1.35) σF2 = σ F1 Y F2

+ T1 – momen xoắn trên bánh chủ động, T1 = 31498 ( Nmm) + m1 – mođun pháp, m1 = 1,5 (mm)

+ bw1 – chiều rộng vành răng, bw1 = 28,2 (mm) + dw1 - đ-ờng kính vòng lăn bánh chủ động, dw1 = 43,9 (mm) + Y 1 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, Y 1 = 1

+ Y β1 – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Y β1 = 1 - β 1

+ YF1, YF2 – Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 (phụ thuộc vào số răng t-ơng đ-ơng và hệ số dịch chỉnh)

Số răng t-ơng đ-ơng : Z V1 = Z 1 cos 𝛽1 3 = 29

(0,997) 3 = 96,01 Tra bảng 6.18 – Tr 109 ta có : Y F1 = 4

Hệ số tải trọng khi tính về uốn được xác định bằng công thức YF2 = 3,6 + KF1, trong đó KF1 = KF β 1.KF α 1.KFv1 (1.37) Với giá trị ψ bd1 = 0,53, ta có ψ ba1.(u1+1) = 0,53 0,3.(3,31 + 1) = 0,68 Theo bảng 6.7 – Tr98, hệ số KF β 1 được xác định là 1,025, phản ánh sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng.

Với vận tốc vòng 3,27 m/s và cấp chính xác 9, theo bảng 6.14 trang 107, hệ số KF α 1 được xác định là 1,37 Hệ số này phản ánh sự phân bố không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.

KFv1 – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khíp khi tÝnh vÒ uèn

Tõ (1.37), ta cã: KF1 = KF β 1.KF α 1.KFv1 = 1,025.1,37.1,106 = 1,55

- Từ (1.35), ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động là: σ F1 = 2.T 1 K F1 Y 1 Y β1 Y F1 b w1 d w1 m 1 = 2.31498.1,55.0,6.0,97.4

- Từ (1.36), ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động là: σF2 = σ F1 Y F2

- Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:

Víi m1 = 1,5 (mm)  YS1 = 1,08 – 0,0695.ln(2) = 1,032 (YS1

– hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất)

YR1 = 1 – Hệ số phụ thuộc độ nhám

KxF1 = 1 vì da < 400 (mm) – Hệ số xét đến kích th-ớc bánh r¨ng

[σ F1 ] CX = [σ F1 ].YR1.YS1.YxF1 = 252.1.1,032.1 = 260,064 (MPa) > σ F1 [σF2] CX = [σF2].YR1.YS1.YxF1 = 236,57.1.1,032.1 = 244,14 (MPa) > σF2

Vậy bánh răng thỏa mãn về điều kiện uốn f) Kiểm nghiệm về quá tải:

- Khi làm việc răng có thể bị quá tải ( ví dụ nh- lúc mở máy, hãm máy,…) với hệ số quá tải :

T = 1,3 Trong đó: + Tmax – momen xoắn cực đại, Nmm

+ T – momen xoắn danh nghĩa, Nmm Vì vậy, cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

- ứng suất tiếp xúc cực đại : σ H max = σ H √Kqt = 485,81 √1,3 = 553,9 (MPa) < [σ H ]max = 1260 (MPa)

 Thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng d- hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

- ứng suất uốn cực đại: σ F1 max = σ F1 Kqt = 122,41.1,3 = 159,133 (MPa) < [σ F1 ]max = 464 (MPa) σ F2 max = σ F2 Kqt = 110,17.1,3 = 142,221 (MPa) < [σ F2 ]max = 360 (MPa)

 Thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng d- hoặc phá hỏng tĩnh mặt l-ợn ch©n r¨ng

Vậy bánh răng đủ bền khi quá tải g) Các thông số cơ bản của bộ truyền nhanh:

Thông số Bánh chủ động Bánh bị động

Chiều rộng vành răng b w1 = 28,2 mm b w2 = 32,4 mm

Hệ số dịch chỉnh x 1 = 0 và x 2 = 0 Đường kính vòng chia lần lượt là d 1 = 43,63 mm và d 2 = 144,43 mm Đường kính vòng đỉnh được xác định là d a1 = 46,63 mm và d a2 = 147,43 mm Đường kính vòng chân răng có giá trị d f1 = 39,88 mm và d f2 = 143,68 mm Đường kính vòng lăn là d w 1 = 44,32 mm và d w2 = 146,74 mm Cuối cùng, đường kính vòng cơ sở là d b1 = 40,99 mm và d b2 = 135,71 mm.

Tính toán bộ truyền cấp chậm

Hộp giảm tốc với công suất trung bình nhỏ được chế tạo từ thép nhóm I có độ rắn HB < 350, giúp cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện Việc sử dụng bánh răng thường hóa hoặc tôi cải thiện cho phép bộ truyền hoạt động hiệu quả và giảm thiểu mài mòn.

- Theo bảng 6.1-Tr 92, ta chọn :

Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền σ b (Mpa)

Giới hạn chảy σ ch (Mpa) Nhỏ 45 Tôi cải thiện HB241- 285 σ b1 = 850 σ ch1 = 580 Lớn 45 Tôi cải thiện HB192- 240 σ b2 = 750 σ ch2 = 450

- Theo bảng 6.2-Tr 94: với thép 45, tôi cải thiện, đạt độ rắn HB 18 - 350, ta cã:

+ ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở: σ H lim o = 2.HB +

Hệ số an toàn khi tính toán tiếp xúc được xác định là SH = 1,1 Ứng suất uốn cho phép tương ứng với số chu kỳ cơ sở là σ F lim o = 1,8.HB Đồng thời, hệ số an toàn khi tính toán uốn được xác định là SF = 1,75.

- Chọn độ rắn bánh răng nhỏ: HB1 = 245

- Chọn độ rắn bánh răng lớn: HB2 = 230, ta có: σ H lim1 o = 2.HB1 + 70 = 2.245 +70 = 560 (Mpa) σ H lim2 o = 2.HB2 + 70 = 2.230 +70 = 530 (Mpa) σ F lim1 o = 1,8.HB1 = 1,8.245 = 441 (Mpa) σ F lim2 o = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414 (Mpa)

B: ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H ]:

- ứng suất tiếp xúc cho phép đ-ợc tính theo công thức:

Hệ số ứng suất tiếp xúc cho phép σ Hlim o được tính dựa trên số chu kỳ cơ sở, với σ Hlim1 o = 2.HB1 + 70 = 560 MPa và σ Hlim2 o = 2.HB2 + 70 = 530 MPa Đồng thời, ZR là hệ số xem xét độ nhám của mặt răng làm việc.

+ ZV – Hệ số xét đến ảnh h-ởng của vận tốc vòng

+ KXH – Hệ số xét đến ảnh h-ởng của kích th-ớc bánh răng

+ KHL – Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh h-ởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng

 mH – bậc đ-ờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc (mH = 6 với HB

 NHO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

NHO = 30.H HB 2,4 , HHB - độ cứng Brixnen

 NHE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất t-ơng đ-ơng

Trong bài viết này, chúng ta sẽ tính toán tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng dựa trên các thông số: c - số lần ăn khớp trong một vòng quay, n - số vòng quay trong một phút và t ∑ - tổng số giờ làm việc Với thời gian phục vụ 4 năm, mỗi năm làm việc 219 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 4 giờ, tổng số giờ làm việc được tính là t ∑ = 4.219.2.4 = 7008 giờ.

Do đó hệ số tuổi thọ xét đến ảnh h-ởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: KHL1 = 1

- Tính sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KXH = 1

- Từ (2.20) ta có ứng suất tiếp xúc cho phép:

- Ta sử dụng truyền động bánh răng trụ răng nghiêng với điều kiện:

2 = 495,46 (MPa) 1,25.[σH]min = 1,25 [σH2] = 1,25.481,82 = 602,275 (MPa) Thỏa mãn điều kiện [σ H ] ≤ 1,25 [σH]min

Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép là: [σH] = 495,46 (MPa)

C : ứng suất uốn cho phép [σ F ]:

- ứng suất uốn cho phép đ-ợc xác định theo công thức:

Ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở được xác định bằng σ F lim o Cụ thể, σ F lim1 o = 1,8.HB1 = 1,8.245 = 441 (Mpa) và σ F lim2 o = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414 (Mpa) Hệ số KFC được sử dụng để xét đến ảnh hưởng của tải trọng, do bộ truyền quay một chiều.

KFC = 1 + KXF – Hệ số xét đến kích th-ớc bánh răng ảnh h-ởng đến độ bền uèn

+ KFL – Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh h-ởng của thời hạn phục vụ và chế độ đặt tải trọng của bộ truyền

 mF – Bậc đ-ờng cong mỏi khi thử về uốn, với độ rắn mặt răng HB< 350 mF = 6

 NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn §èi víi thÐp 45: NFO = 4.10 6 (chu kú)

 NFE – Số chu kỳ thay đổi về ứng suất t-ơng đ-ơng

NFE = 60.c.n.t ∑, trong đó c là số lần ăn khớp trong một vòng quay, n là số vòng quay trong một phút, và t ∑ là tổng số giờ làm việc của cặp bánh răng Với thời gian phục vụ 4 năm, mỗi năm làm việc 219 ngày, mỗi ngày 2 ca và mỗi ca 4 giờ, ta có t ∑ = 4.219.2.4 = 7008 giờ.

 KFL = 1 + SF – Hệ số an toàn khi tính về uốn Theo bảng 6.2-Tr94, ta có SF = 1,75

- Khi tính sơ bộ ta lấy tích các hệ số YR.YS.KXF = 1

- Từ (2.24) ta có ứng suất uốn cho phép :

D : ứng suất cho phép khi quá tải:

- ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải, xác định theo:

- ứng suất uốn cho phép khi quá tải, xác định theo:

[σ F1 ]max = 0,8 σ ch1 = 0,8.580 = 464 (MPa) [σF2]max = 0,8 σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)

2.3.2 Tính toán bộ truyền cấp chậm

A : Xác định sơ bộ khoảng cách trục: aw2 = Ka.(u2 + 1) √ [σ T 2 K Hβ2

Ka – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng

Ka = 43 (MPa 1/3 ) u2 – Tỉ số truyền

T2 – Momen xoắn trên trục bánh chủ động [σ H ] – ứng suất tiếp xúc cho phép

KH β2 – Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tÝnh vÒ tiÕp xóc

KH β 2 = 1,07 (Tra bảng 6.7-Tr98) Vậy khoảng cách trục sơ bộ là: aw2 = 43.(2,52 + 1) √ (98083/2).1,07

B: Xác định các thông số ăn khớp: a) Xác định mô đun m:

- Môđun đ-ợc xác định theo công thức: m2 = (0,01  0,02).aw2 = (0,01  0,02).123 = 1  2

- Theo bảng 6.8 – Tr99: chọn môđun pháp m2 = 2 b) Chiều rộng vành răng : bw2 = aw2  ba2 = 123.0,3 = 36,9 c) Xác định số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh :

+ Số răng bánh nhỏ xác định theo :

2.(2,52+1) = 30,26 chọn Z1 = 31 (răng) + Số răng bánh lớn xác định theo:

- Do đó tỉ số truyền thực là: uc = Z 2

Việc dịch chỉnh và chỉnh sửa bánh răng trụ răng nghiêng gặp nhiều khó khăn và có thể làm thay đổi khoảng cách trục Để đảm bảo hiệu suất của bánh răng, cần kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của răng.

- ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện: σ H = ZM2.ZH2.Z2 √ 2.T b 2 K H2 (u c + 1) w2 u c d w2 2 ≤ [σH] (2.27) Trong đó:

+ ZM2 – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Tra bảng 6.5 – Tr 96: ta có ZM2 = 274 (Mpa 1/3 )

+ ZH2 – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :

Trong bài viết này, công thức tính ZH2 được đưa ra là ZH2 = √2.cos βb2 sin(2.α tw2) Góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở được xác định bởi tgβb2 = cosαt2.tgβ2 Đối với góc prophin răng, αt2 được tính bằng αt2 = arctg(tgα2 cosβ2) Theo TCVN 1065-71, góc prophin gèc α2 được quy định là α2 = 20 độ, trong khi góc nghiêng bánh răng β2 là 27,6 độ (27 độ 36’11”), với giá trị cosβ2 là 0,886.

Tõ (2.30), ta cã: αt2 = arctg ( tg20 0

Tõ (2.29), ta cã : tgβb2 = cos(22,32 0 ).tg(27,6 0 ) = 0,483

Tõ (2.28), ta cã : ZH2 = √ 2.cos(27,6 0 ) sin (2.22,32 0 ) = 1,58 + Z2– Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng

1,53 = 0,80 + KH2 – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH2 = KH β2.KH α2.KHv2 (2.32)

Trong đó: KH β2 – Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng, Theo bảng 6.7-Tr98: KH β2 = 1,07 (với sơ đồ 5)

KH α2 – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

Vận tốc vòng của bánh răng: v2 = π.d w2 n 2

Với dw2 - đ-ờng kính vòng lăn bánh nhỏ dw2 = 2.a w2 u c +1 = 2.123

2,51 + 1 = 70,08 (mm) Tra bảng 6.13-Tr 106: với v2 = 1,6 ≤ 4 (m/s) nên cấp chính xác của bánh răng là 9

Tra bảng 6.14-Tr 107: ta đ-ợc KH α2 = 1,13

KHv2 – Là hệ số kể đến tải trọng động suất điện trong vùng ăn khớp

Hệ số H2 được xác định là 0,002, phản ánh ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, theo bảng 6.15-Tr 107 Đồng thời, hệ số g0 là 73, thể hiện ảnh hưởng của các bước răng 1 và 2, dựa trên bảng 6.16-Tr 107.

Tõ (2.32), ta cã: KH2 = 1,11.1,13.1,04 = 1,3 Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: σ H = 274.1,58.0,8 √ 2.98083.1,3.(2,51 + 1)

- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :

[σ H ] CX = [σ H ].ZV.ZR.KxH (2.34) Trong đó : [σ H ] = 495,46 (MPa)

Khi v2 = 1,6 m/s, nhỏ hơn 5 m/s, ta áp dụng Zv = 1, với Zv là hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng Đối với đường kính vòng đỉnh của bánh răng nhỏ hơn 700 mm, hệ số KxH được lấy là 1, phản ánh ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

Để đạt được cấp chính xác động học 9, cần chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc 8, yêu cầu gia công đạt độ nhám Ra từ 2,5 đến 1,25 (μm) Do đó, hệ số ZR (kể đến độ nhám bề mặt răng làm việc) được xác định là 0,95.

Tõ (2.34), ta cã : [σH] CX = 495,46.1.0,95.1 = 470,69 (MPa) Chênh lệch H = | H − [ H ]

Nh- vậy H < [σH] CX do đó thỏa mãn độ bền tiếp xúc e) Kiểm nhiệm răng về độ bền uốn:

- Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân răng không đ-ợc v-ợt quá một giá trị cho phép: σ F1 = 2.T 2 K F2 Y 2 Y β2 Y F1 b w2 d w2 m 2 ≤ [σF1] (2.35) σ F2 = σ F1 Y F2

+ T2 – momen xoắn trên bánh chủ động, T2 = 98083 ( Nmm) + m2 – mođun pháp, m2 = 2 (mm)

+ bw2 – chiều rộng vành răng, bw2 = 36,9 (mm) + dw2 - đ-ờng kính vòng lăn bánh chủ động, dw2 = 70,08 (mm) + Y 2 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, Y 2 = 1

+ Y β2 – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Y β2 = 1 - β 2

+ YF1, YF2 – Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 (phụ thuộc vào số răng t-ơng đ-ơng và hệ số dịch chỉnh)

Số răng t-ơng đ-ơng : ZV1 = Z 1 cos 𝛽2 3 = 31

(0,886) 3 = 112,14 Tra bảng 6.18 – Tr 109 ta có : YF1 = 3,675

YF2 = 3,6 + KF2, trong đó KF2 = KF β 2.KF α 2.KFv2 (2.37) Với  bd2 = 0,53  ba2 (u2+1) = 0,53 0,3.(2,52 + 1) = 0,56 Theo bảng 6.7 – Tr98, ta có KF β 2 = 1,08 (sơ đồ 5), đây là hệ số thể hiện sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng.

Với vận tốc vòng là 1,6 m/s và cấp chính xác 9, theo bảng 6.14 trang 107, hệ số KF α 2 được xác định là 1,37 Hệ số này phản ánh sự phân bố không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.

KFv2 – Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khíp khi tÝnh vÒ uèn

Tõ (2.37), ta cã: KF2 = KF β 2.KF α 2.KFv2 = 1,08.1,37.1,07 = 1,58

- Từ (2.35), ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động là: σF1 = 2.T 2 K F2 Y 2 Y β2 Y F1 b w2 d w2 m 2 = 2.98083.1,58.0,65.0,802.3,675

- Từ (2.36), ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động là: σ F2 = σ F1 Y F2

- Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:

Víi m2 = 2 (mm)  YS2 = 1,08 – 0,0695.ln(2) = 1,032 (YS2 – hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất)

YR2 = 1 – Hệ số phụ thuộc độ nhám

KxF2 = 1 vì da < 400 (mm) – Hệ số xét đến kích th-ớc bánh r¨ng

[σ F1 ] CX = [σ F1 ].YR2.YS2.YxF2 = 252.1.1,032.1 = 260,064 (MPa) > σ F1 [σF2] CX = [σF2].YR2.YS2.YxF2 = 236,57.1.1,032.1 = 244,14 (MPa) > σF2

Vậy bánh răng thỏa mãn về điều kiện uốn f) Kiểm nghiệm về quá tải:

- Khi làm việc răng có thể bị quá tải ( ví dụ nh- lúc mở máy, hãm máy,…) với hệ số quá tải :

T = 1,3 Trong đó: + Tmax – momen xoắn cực đại, Nmm

+ T – momen xoắn danh nghĩa, Nmm Vì vậy, cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại

- ứng suất tiếp xúc cực đại : σH max = σH.√Kqt = 485,83 √1,3 = 553,94 (MPa) < [σH]max = 1260 (MPa)

 Thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng d- hoặc gẫy dòn lớp bề mặt

- ứng suất uốn cực đại: : σ F1 max = σ F1 Kqt = 229,61.1,3 = 298,5 (MPa) < [σ F1 ]max = 464 (MPa) σ F2 max = σ F2 Kqt = 224,93.1,3 = 292,4 (MPa) < [σ F2 ]max = 360 (MPa)

 Thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng d- hoặc phá hỏng tĩnh mặt l-ợn ch©n r¨ng

Vậy bánh răng đủ bền khi quá tải g) Các thông số cơ bản của bộ truyền chậm:

Thông số Bánh chủ động Bánh bị động

Chiều rộng vành răng b w1 = 36,9 mm b w2 = 36,9 mm

Hệ số dịch chỉnh là 1, với các thông số đường kính vòng chia lần lượt là d1 = 69,96 mm và d2 = 176,03 mm Đường kính vòng đỉnh được xác định là da1 = 73,96 mm và da2 = 180,03 mm Đối với đường kính vòng chân răng, ta có df1 = 64,96 mm và df2 = 172,03 mm Đường kính vòng lăn là dw1 = 71,24 mm và dw2 = 179,26 mm Cuối cùng, đường kính vòng cơ sở có giá trị là db1 = 62 mm và db2 = 156 mm.

(Theo TCVN 1065-71) α 2 = 20 0 Gãc profin r¨ng α t2 = 22,32 0 = 22 0 19’41”

TÍNH TOÁN TRỤC

Chọn vật liệu làm trục

- Đối với trục I: Chọn vật liệu chế tạo là thép 45 th-ờng hóa đạt độ cứng

Víi σ b = 850 (MPa); [τ] = 12  20 (MPa) σch = 580 (MPa)

Vì trục I chịu momen xoắn lớn nên chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện là hợp lý

- Đối với trục II và III

Do có vị trí ăn khớp lắp với ổ và các bánh răng trong hộp giảm tốc với băng tải

- Dùng vật liệu chế tạo là thép 45 th-ờng hóa đạt độ cứng HB = 241  285 Chọn HB = 245

Víi σb = 850 (MPa); [τ] = 12  20 (MPa) σ ch = 580 (MPa)

Xác định sơ bộ đường kính trục

- Tra bảng P.1.7 với loại động cơ 4A112M4Y3 đ-ợc đ-ờng kính của trục động cơ là: dđc = 32 (mm)

- Đ-ờng kính trục đ-ợc xác định chỉ bằng momen xoắn theo (10.9) d sb = 3 √ 0,2.[τ] 𝑇 (mm)

Trong đó: T- momen xoắn (Nmm)

[τ] – ứng suất xoắn cho phép (MPa) Với vật liệu trục là thép 45, thì [τ] = 12  30 (MPa)

- Ta dùng công thức thực nghiệm để xác định sơ bộ đ-ờng kính trục

Trục I là đường kính tối thiểu đầu vào của hộp giảm tốc khi lắp bằng khớp nối với trục động cơ, được xác định theo công thức thực nghiệm Để tính toán, chọn [τ] = 20 (MPa), từ đó tính được d1 sb ≥ 3 √ 0,2.[τ] 𝑇 1 = 3 √ 31498 0,2.20, kết quả cho thấy đường kính tối thiểu cần thiết khoảng 20 mm.

Chọn d 1 sb = 30 (mm) > 0,8.dđc = 0,8.32 = 25,6(mm)

+ Trục II: Chọn [τ] = 20 (MPa), T2 = 98083 (Nmm) d 2 sb ≥ √ 𝑇 2

+ Trục III: Chọn [τ] = 20 (MPa), T3 = 225456 (Nmm) d 3 sb ≥ 3 √ 0,2.[τ] 𝑇 3 = √ 255456

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và cách đặt tải trọng

3.3.1 Xác định chiều rộng ổ lăn

Chiều dài trục và khoảng cách giữa các gối đỡ cùng với các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài moay ơ của chi tiết máy quay, chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và các yếu tố khác.

- Từ đ-ờng kính d sb vừa tìm đ-ợc có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo theo bảng 10.2 nh- sau:

Trôc I II III §-êng kÝnh d (mm) 30 35 40

Bảng thông số ổ lăn xác định theo đ-ờng kính sơ bộ trục

3.3.2 Xác định chiều dài sơ bộ trên các đoạn trục

- Trục II: vì đây là hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm nên ta phải đi xác định ®-êng kÝnh trôc trung gian tr-íc

Sơ đồ tính khoảng cách trục II :

+ Chiều dài mayơ bánh răng trụ nghiêng: lm = (1,2  1,5) d2 = (1,2  1,5).35 = 1,2.35 = 42 (mm) + Chọn lm22 = lm24 = 42 mm, lm23 = 42 (cho phù hợp với bề rộng bánh răng) l 21 l 24 l 23 l 22 k 1 l m22 l m23 l m24

Theo bảng 10.3, chọn: k1 = 10 mm k2 = 12 mm

+ Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng trụ thứ nhất: l22 = 0,5.(lm22 + b02) + k1 + k2 = 0,5.(42 + 21) + 10 + 12 = 53,5 (mm) Chọn l22 = 54 (mm)

+ Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng trụ thứ hai: l23 = l22 + 0,5.(lm22 + lm23) + k1 = 54 + 0,5.(42 + 63) + 10 = 116,5 (mm) Chọn l23 = 117 (mm)

+ Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến bánh răng trụ thứ ba: l24 = 2.l23 - l22 = 2.117 - 54 = 180 (mm)

+ Khoảng cách giữa hai gối đỡ 0 và 3: l21 = 2.l23 = 2.117 = 234 (mm)

Sơ đồ tính khoảng cách trục III: l31 = l21 = 234 (mm) l32 = l22 = 54 (mm) l33 = l24 = 180 (mm)

+ Chiều dài moayơ bánh răng trụ: l c33 l 32 l 33 l 31 lm33 = (1,2  1,5).d3 = (1,2  1,5).40 = 1,2.50 = 48 (mm) Chọn lm33 = 48 (mm)

+ Khoảng cách từ giữa then đến tim ổ đỡ là: lc33 = 0,5.(lm33 + bo3) + k1 + k3 = 0,5.(48 + 23) + 10 + 15 = 60,5 (mm) Chọn lc33 = 61 (mm)

Sơ đồ tính khoảng cách trục I:

+ Chiều dài moayơ bánh răng trụ: lm13 = (1,2  1,5).d1 = (1,2  1,5).30 = 1,2.30 = 36 (mm) Chọn lm13 = 36 (mm)

+ Khoảng cách từ gối đỡ 1 đến bánh răng trụ: l11 = l21 = 234 (mm) l12 = l23 = 117 (mm)

+ Khoảng công-xôn trên trục I: lc13 = 0,5.(lm13 + b01) + k1 + k3 = 0,5.(36 + 19) + 10 + 15 = 52,5 (mm) Chọn lc13 = 53 (mm) l 12 l 11 l 13 l13 = l11+ lc13 = 234 +53 = 287 (mm)

Xác định tải trọng tác dụng lên trục

Fr12 = Fr23 = F t12 tgα tw1 cosβ 1 = 1421,4.tg(22,38) cos (4,44 o ) = 587,04 (N)

Fa12= Fa23 = Ft12.tg(β 1 ) = 1421,4.tg(4,44 0 ) = 110,37 (N) Trong đó:

Vì việc lắp khớp nối không thể đảm bảo độ đồng tâm tuyệt đối giữa trục động cơ và trục hộp giảm tốc, nên sẽ phát sinh lực phụ Frkn.

Frkn = 0,3.Ftkn ( Ftkn – Lực vòng của khớp nối)

Dt – Đ-ờng kính vòng tròn qua tâm các chốt của khớp nối

Frkn = 0,3 1000 = 300 (N) Để thuận tiện cho việc tính toán ta đặt hệ tọa độ cho các lực

+ Các lực vòng theo ph-ơng X

+ Các lực h-ớng tâm theo ph-ơng Y

+ Các lực dọc trục theo ph-ơng Z

+ Sơ đồ lực tác dụng lên trục I:

∑M2 = 0  -234.Fly11 + 117.Fr12 - Ma12 = 0 ( Ma12 = Fa12 dw1/2)

Từ kết quả trên ta vẽ biểu đồ mômen uốn Mx, My, trong các mặt phẳng xOz, yOz và biểu đồ mômen xoắn T đối với trục I:

Fr22 = Fr24 = Fr32 = Fr33 = F t22 tgα tw2 cosβ 2 = 1336,7.tg(24,46 o ) cos (27,6 o ) = 686,1 (N)

Fa22 = Fa24 = Fa32 = Fa33 = Ft22.tg(β 2 ) = 1336,7.tg(27,6 0 ) = 698,8 (N) + Sơ đồ lực tác dụng lên trục II:

∑X = 0  Flx21 + Flx22 - Ft22 - Ft24 - Ft23 = 0

∑M2 = 0  - 234.Fly21 + 180.Fr22 - 117.Fr23 +54.Fr24 - Ma22 + Ma24 -Ma23 = 0

∑Y = 0  Fly21 + Fly22 - Fr22 - Fr24 + Fr23 = 0

Từ kết quả trên ta vẽ biểu đồ mômen uốn Mx, My, trong các mặt phẳng xOz, yOz và biểu đồ mômen xoắn T đối với trục II:

+ Sơ đồ lực tác dụng lên trục III:

∑X = 0  - Flx31 - Flx32 + Ft32 + Ft33 + Fr= 0

∑M2 = 0  -(54 + 126 + 54).Fly31 + (126 + 54).Fr32 + 54.Fr33 - Ma32 + Ma33

Từ kết quả trên ta vẽ biểu đồ mômen uốn Mx, My, trong các mặt phẳng xOz, yOz và biểu đồ mômen xoắn T đối với trục III:

Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Để kiểm nghiệm các trục, chúng ta chỉ cần thực hiện kiểm nghiệm tại một số tiết diện nguy hiểm Cụ thể, dựa vào các biểu đồ mô men, các tiết diện cần kiểm nghiệm bao gồm: 1-2, 1-3, 2-2, 2-3, 3-3 và 3-5(x).

Tr-ớc khi tiến hành kiểm nghiệm trục tại các tiết diện nguy hiểm trên ta phải tính lại đ-ờng kính của trục tại các tiết diện đó:

3.4.1.Tính momen uốn tổng cộng Mj và momen tương đương M tdj tại các tiết diện nguy hiểm j trên chiều dài trục

Trong đó: Myj, Mxj – mômen uốn trong mặt phẳng yOz và xOz tại các tiết diện j;

- Tại bánh răng 2 ( tiết diện 1 )

- Tại khớp nối ( tiết diện 3):

- Tại ổ bánh răng 2 ( tiết diện 1):

- Tại bánh răng 3 ( tiết diện 2 ):

- Tại bánh răng 4 (tiết diện 3)

- Tại ổ bánh răng 2 ( tiết diện 1):

- Tại bánh răng 3 ( tiết diện 2 ):

- Tại đĩa xích (tiết diện 4)

Tính đường kính trục tại các tiết diện

ta sử dụng công thức:

- [𝜎] ứng suất cho phÐp của thÐp chế tạo trục dựa vào bảng tra (10.5)

Với đ-ờng kính sơ bộ d1 = 30mm, [𝜎] = 67 (Mpa) nên ta có d1 = 24 mm, d2 = 17 mm , d3 = 15,96 mm

Chọn đ-ờng kính các đ oạn trục theo tiêu chuẩn ta có: do = d2 = 25 mm (ổ lăn), d1 = 28 mm, d3 = 20 mm

Với đ-ờng kính sơ bộ d2 = 35mm, [𝜎] = 64 (Mpa) nên ta có d1 = 12,6 mm, d2 = 29,4 mm , d3 = 27,03 mm,

Chọn đ-ờng kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn ta có: do = d4 = 30 mm (ổ lăn), d1 = d3 = 35 mm, d2 = 40 mm

Với đ-ờng kính sơ bộ d2 = 40mm, [𝜎] = 61 (Mpa) nên ta có d0 = 29,8mm, d1 = 32 mm, d2 = 26,2 mm , d4 = 30 mm

Chọn đ-ờng kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn ta có: do = d3 = 35 mm (ổ lăn), d1 = d2 = 40 mm, d4 = 30 mm

3.5.1.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện:

[s] hệ số an toàn cho phép thông thường [s] =1,5… 2,5

𝑠 𝜎𝑗 , 𝑠 𝜏𝑗 hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất phép và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j :

Trong đã : 𝜎 −1 , 𝜏 −1 - giới hạn mỏi uốn và giới hạn mỏi xoắn ứng với chu k× đối xứng

Do ta sử dụng thÐp cacbon cã 𝜎 𝑏 = 850 (𝑀𝑝𝑎) => có thể lấy gần đóng:

𝜎 𝑎𝑗 , 𝜏 𝑎𝑗 , 𝜎 𝑚𝑗 , 𝜏 𝑚𝑗 biên độ và trị số trung bình của ứng suất phép và ứng xuất tiếp tại tiết diện j:

2 Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng:

Wj - là momen cản uốn tại tiết diện j

Ta thấy do ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng => 𝜎 𝑚𝑗 = 0

Vì trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu k× mạch động

Woj - là momen cản xoắn tại tiết diện j

Theo kết cấu và biểu đồ momen trục ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần kiểm tra về độ bền mỏi:

- Trục I: tại tiết diện 1( bánh răng 2) , tại tiết diện 3( khớp nối trục )

- Trục II: tại tiết diện 1,3( bánh răng 2,4), tại tiết diện 2( bánh răng 3)

- Trục III: tại tiết diện 1,2( bánh răng 2,3), tại tiết diện 4( đĩa xích)

Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, đĩa xích, khớp nối trục, bánh răng theo k6 kết hợp với lắp then

Moment cản uốn Wj đối với trục cã 1 then:

2𝑑 𝑗 Moment cản xoắn Woj đối với trục cã 1 then:

2𝑑 𝑗 Trong đã : b : chiều rộng then h : chiều cao then t1 : chiều sau rãnh then trên trục dj : đường kÝnh trục cã then

Kích thước then bằng, trị số moment cản uốn và xoắn ứng với các tiết diện trục như sau:

Trục Tiết diện Đường kÝnh trục (mm) bxh t1 Wj(mm 3 ) Woj(mm 3 ) 𝜎 𝑎𝑗 𝜏 𝑎𝑗

4 d4 = 30 8x7 5 2234 4484,77 49,23 12,56 b và h : tra trong bảng 9.1a trang 173

* Xác định các hệ số 𝐾 𝜎𝑑𝑗 và 𝐾 𝜏𝑑𝑗 đối với các tiết diện nguy hiểm:

𝜓 𝜎 , 𝜓 𝑡 – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung b×nh đến độ bền mỏi Khi 𝜎 𝑏 = 850 (𝑀𝑝𝑎) theo bảng (10.7) ta chọn 𝜓 𝜎 = 0,1 , 𝜓 𝑡 = 0,05

𝐾 𝜎𝑑𝑗 , 𝐾 𝜏𝑑𝑗 là các hệ số xác định theo công thức:

- Kx : là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt tra bảng 10.8

- Ky : là hệ số tăng bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tÝnh vật liệu tra trong bảng 10.9

- 𝜀 𝜎 , 𝜀 𝜏 :hệ số kÝch thước kể đến ảnh hưởng của kÝch thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi tra trong bảng 10.10

Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn (Kσ) và khi xoắn (Kτ) có giá trị phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất, được tra cứu trong bảng 10.11.

+ Các trục được gia công bằng máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt độ nhám Ra = 2,5 ữ 0,63.Theo bảng 10.8 trang 197 sách Trịnh Chất ta có

+ Hệ số tập trung ứng suất Kx = 1,1

+ Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên Ky = 1

+ Ta dung dao phay ngún để gia cụng rãnh then nên từ bảng 10.12 trang 199

Sách Trịnh Chất ta có 𝐾 𝜎 = 2,01 , 𝐾 𝜏 = 1,88

+ Theo bảng 10.10 trang 198 sách Trịnh Chất ta tra hệ số kích thước 𝜀 𝜎 và 𝜀 𝜏 ứng đường kÝnh d j của tiết diện nguy hiểm:

Trục Tiết diện Đường kÝnh trục (mm)

+ Từ bảng 10.11 trang 198 sách Trịnh Chất với 𝜎 𝑏 = 850 (𝑀𝑝𝑎), đường kính của tiết diện nguy hiểm ta tra được tỉ số 𝐾 𝜀 𝜎

𝜀 𝜏 do lắp căng tại các tiết diện này, trên cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị của 𝐾 𝜎

𝜀 𝜎 để tính 𝐾 𝜎𝑑 và dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị của 𝐾 𝜏

𝜀 𝜏 để tÝnh 𝐾 𝜏𝑑 kết quả được ghi trong bảng sau: (bảng kết quả tính hệ số an toàn tại cỏc tiết diện nguy hiểm trên 3 trục)

Trục Tiết diện Đường kÝnh

=> Ta thấy các tiết diện nguy hiểm trên cả 3 trục đều đảm bảo an toàn về mỏi.

Tính kiểm nghiệm độ bền của then

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then , ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghÐp về độ bền dập 𝜎 𝑑 và độ bền cắt 𝜏 𝑐

+ 𝜎 𝑑 , 𝜏 𝑐 : lần lượt là ứng suất dập và ứng suất cắt tÝnh tãan

+ T : là momen xoắn trên trục (N.mm)

+lt , b , h , t : là các kích thước tra bảng (9.1) và (9.2) trang 173

Với lt = (0,8 ÷ 0,9).lm lm là chiều dài mayơ

+[𝜎 𝑑 ], [𝜏 𝑐 ] : lần lượt là ứng suất dập và ứng suất cắt cho phÐp

Tính và chọn theo tiêu chuẩn ta có chiều dài then được cho trong bảng:

Ta cã bảng kiệm nghiệm then như sau:

Trục Tiết diện d lt bxh t1 T(Nmm) 𝜎 𝑑 (𝑀𝑝𝑎) 𝜏 𝑐 (𝑀𝑝𝑎)

Theo bảng 9.5 trang 178 sách Trịnh Chất tập 1 với tải trọng tĩnh dạng lắp cố định: [𝜎 𝑑 ] = 150 𝑀𝑝𝑎

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

TÍNH CHỌN Ổ LĂN

Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho trục I

Lực dọc trục do bánh răng tác dụng lên ổ Fa = Fa1= 110,37 N

Xét tỉ số Fa / Fr ta thấy Fa / Fr = 110,37 / 300 = 0,37 > 0,3 nên ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ - chặn một dãy với góc tiếp xúc 𝛼 = 12°

Dựa vào đường kính ngõng trục d = 25 mm tra bảng 2.12 chọn loại ổ bi đỡ - chặn cỡ trung hẹp

Trong đó: - d : đường kính trong

4.1.2 kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

Xác đinh tải trọng quy ước Q được tính theo công thức:

- Frvà Fa lần lượt là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục

-V : là hệ số kể đến vòng nào quay ; khi vòng trong quay thì V=1 ; khi vòng ngoài quay thì V=1,2(ở đây V=1 do vòng trong quay)

-Kđ : hệ số kể đến đặc tính tải trọng tra bảng 11.3 ta có Kđ = 1 ( tải trọng tĩnh)

- Kt : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ(t° < 100° ) , Kt = 1

-X, Y : lần lượt là hệ số tải trọng hướng tâm, hệ số tải trọng dọc trục

𝑉.𝐹 𝑟 > 𝑒 => X = 0,45, Y = 1,62 i : số dãy con lăn thay số ta có : Q = (0,45 1.1007,6 + 1,62.406,18).1.1 = 1111,43 N

Khả năng tải động Cd được tính theo công thức:

- Q là tải trọng quy ước , kN

- L tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

Nếu gọi Lh là tuổi thọ tính bằng giờ thì ta có :

- m bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn , m=3 đối với ổ bi

=> 𝐶 𝑑 = 𝑄 √𝐿 𝑚 = 1111,43 √539 3 = 9,045 𝑘𝑁 < C = 14 kN vì vậy nên ta chọn cỡ trung hẹp theo bảng P2.12 ta chọn:

Vậy khả năng tải động của ổ được đảm bảo

+ Tải trọng tĩnh quy ước:

- X0 , Y0 : Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục tra bảng 11.6 ta có với góc 𝛼 = 12° ta chọn X0 = 0,5 , Y0 = 0,47

Ta thấy Qt < Fr nên ta chọn Qt = Fr = 300 N

Vậy ổ đã chọn thỏa mãn khả năng tải tĩnh

4.1.3 Kiểm nghiệm khả năng quay nhanh của ổ

Nhằm đảm bảo tuổi thọ của ổ nên phải đảm bảo ổ làm việc với số vòng quay thấp hơn số vòng quay tới hạn nth

Số vòng quay tới hạn nth tính theo công thức: nth = [dmn].k1.k2.k3 / dm trong đó:

Thông số vận tốc quy ước [dmn] (mm vg/ph) phản ánh độ quay nhanh tới hạn của ổ, và nó phụ thuộc vào loại ổ, độ chính xác, cấu trúc vòng cách và loại chất bôi trơn Theo bảng 11.7, giá trị [dmn] được xác định là 4,0 x 10^5 mm vg/ph.

-dm đường kính vòng tròn qua tâm các con lăn dm = d + (D-d)/2 = 25 + (62 – 25) / 2 = 43,5 mm

- k1 hệ số kích thước ; k1 = 1 (dm < 100 mm)

- k2 hệ số cỡ ổ tra bảng 11.8 cỡ nhẹ , k2 = 1

- k3 hệ số tuổi thọ k3 = 0,9 do Lh < 20000 giờ

Với tốc độ quay trục I là : n1= 1425 ( v/ph ) < nth vậy ổ đã chọn thoả mãn.

Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho trục II

Lực dọc trục do bánh răng tác dụng lên ổ Fa = Fa3 = 698,8 N

Xét tỉ số Fa / Fr ta thấy Fa / Fr = 698,8/ 2091,5 = 0,33 > 0,3 nên ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ chặn

Dựa vào đường kính ngõng trục d = 30 mm tra bảng 2.12 chọn loại ổ bi đỡ chặn một dãy cỡ trung hẹp

- Kt : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ (t° < 100° ), Kt = 1

𝑉.𝐹 𝑟 ≤ 𝑒 => X = 1, Y = 0 i : số dãy con lăn thay số ta có : Q = (1 1.2091,5 + 0).1.1 = 2091,5 N

- X0 , Y0 : Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục tra bảng 11.6 với ổ bi đỡ một dãy ta chọn X0 = 0,5 , Y0 = 0,47

Ta thấy Qt < Fr nên ta chọn Qt = Fr = 2091,5 N

Thông số vận tốc quy ước [dmn] (mm vg/ph) thể hiện độ quay nhanh tới hạn của ổ, phụ thuộc vào loại ổ, độ chính xác, kết cấu vòng cách và loại chất bôi trơn Theo bảng 11.7, giá trị của [dmn] được xác định là 4,5 x 10^5 mm vg/ph.

-dm đường kính vòng tròn qua tâm các con lăn dm = d + (D - d)/2 = 30 + (72-30) / 2 Q mm

- k2 hệ số cỡ ổ tra bảng 11.8 cỡ trung , k2 = 0,9

Với tốc độ quay trục I là : n2= 434,45 ( v/ph ) < nth vậy ổ đã chọn thoả mãn.

Chọn và kiểm nghiệm ổ lăn cho trục III

Lực dọc trục do bánh răng tác dụng lên ổ Fa = 0 N ( lực dọc trục trên bánh 2 và bánh

Xét tỉ số Fa / Fr ta thấy Fa / Fr = 0/ 4755,3 = 0 < 0,3 nên ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ một dãy

Dựa vào đường kính ngõng trục d = 35 mm tra bảng 2.12 chọn loại ổ bi đỡ một dãy cỡ nặng

- Kt : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ (t° < 100° ), Kt = 1

Ta có Fa =0 => X = 1, Y = 0 i : số dãy con lăn thay số ta có : Q = (1 1 4755,3 + 0).1.1 = 4755,3N

- X0 , Y0 : Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục tra bảng 11.6 với ổ bi đỡ một dãy ta chọn X0 = 0,6 , Y0 = 0,5

Ta thấy Qt < Fr nên ta chọn Qt = Fr = 4755,3 N

Thông số vận tốc quy ước [dmn] (mm vg/ph) thể hiện độ quay nhanh tới hạn của ổ, phụ thuộc vào loại ổ, độ chính xác, cấu trúc vòng cách và loại chất bôi trơn Theo bảng 11.7, giá trị của [dmn] được xác định là 4,5.10^5 mm vg/ph.

-dm đường kính vòng tròn qua tâm các con lăn dm = d + (D - d)/2 = 35 + (100 – 35) / 2 = 67,5 mm

- k2 hệ số cỡ ổ tra bảng 11.8 cỡ trung , k2 = 0,8

Với tốc độ quay trục I là : n3= 172,4 ( v/ph ) < nth vậy ổ đã chọn thoả mãn.

THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP

Các kích thước của vỏ hộp giảm tốc

𝛿 0 = 0,03.a + 3 = 0,03.123 + 3 = 6,69 (mm) a: khoảng cách trục lớn nhất

Lấy 𝛿 2 = 8 mm b Gân tăng cứng

- Bulông ghép nắp bích và thân: d 3 = (0,8  0,9)d 2 = 9,6  10,8

- Vít ghép nắp cửa thăm: d 5 = (0,50,6)d 2 = 6 7,2

Lấy d 5 = 6 mm d Mặt bích ghép nắp và thân

- Chiều dày bích thân hộp

- Chiều dày bích nắp nắp hộp

S 4 = (0,9  1)S 3 = 14,4  18 mm Lấy S 3 = 17 mm a Khe hở giữa các chi tiết

- Bánh răng,với thành trong của hộp:

- Đỉnh bánh răng lớn tới đáy

𝛥 2 ≥ (3 ÷ 5)𝛿 0 = 27 ÷ 35 Lấy 𝛥 1 = 30 mm b Mặt đế hộp

- Bề rộng mặt đế hộp:

S 1 = (1,31,5)d 1 = 23,427 Lấy S 1 = 24 mm c Kích thước gối trục

- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ

=> K 3 = 35 mm d Số lượng bulông nền

Một số chi tiết khác

Cửa thăm được sử dụng để kiểm tra và quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép, cũng như để đổ dầu vào hộp Nắp cửa thăm được đậy kín và có gắn nút thông hơi Kích thước của cửa thăm được quy định cụ thể để đảm bảo hiệu quả sử dụng.

Các ký hiệu của kích thước như trong bảng 18.5[2]

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, do đó cần sử dụng nút thông hơi để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Nút thông hơi được lắp đặt trên cửa thăm, và kích thước của nút thông hơi được chọn dựa theo bảng 18.6.

Ký hiệu các kích thước như hình vẽ trong bảng 18.6[2]

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn hoặc biến chất, do đó cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, hộp có lỗ tháo dầu ở đáy, được bịt kín bằng nút tháo dầu trong quá trình làm việc Theo bảng 18.7, cần chọn nút tháo dầu với kích thước phù hợp để đảm bảo hiệu quả tháo dầu.

Ta sử dụng que thăm dầu có kết cấu kích thước như hình vẽ để kiểm tra mức dầu ỉ5 ỉ 12 ỉ 18 ỉ6 l

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm của trục 3, với lỗ trục được gia công đồng thời trên nắp và thân hộp Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước, trong và sau khi gia công, ta sử dụng 2 chốt định vị Chốt định vị giúp ngăn chặn biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bulông, loại trừ nguyên nhân gây chóng mỏi Theo bảng 18.4b, chốt định vị hình côn được chọn với hình dạng và kích thước cụ thể: l d c x 45 d 1 d c l.

Cốc lót hỗ trợ cặp ổ kép, giúp dễ dàng lắp ghép và điều chỉnh bộ phận lót ổ, đồng thời cải thiện sự ăn khớp của trục vít Ống lót được chế tạo từ gang xám.

GX 15-32 với các kích thước :

Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp

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

Với vận tốc vòng của bánh răng và vận tốc trượt của trục vít đều dưới 12 m/s, phương pháp bôi trơn ngâm dầu được áp dụng Vì tâm con lăn dưới cùng nằm dưới ren của trục vít, chúng ta cần lắp thêm vòng vung dầu trên trục vít để dầu có thể bắn lên bánh vít, đảm bảo bôi trơn hiệu quả cho khu vực tiếp xúc.

Ta có vận tốc vòng của bánh răng là v 1 = 4,033 m/s, vận tốc trượt của trục vít là v 2 = 2,12 m/s, theo bảng 18.11[2] và 18.12[2] ta chọn dầu có độ nhớt 80

Theo bảng 18.13[2] ta chọn dầu công nghiệp 50 Engle 11 a) Bôi trơn ổ lăn

Khi ổ được bôi trơn đúng cách, nó sẽ giảm mài mòn nhờ vào việc ngăn chặn tiếp xúc trực tiếp giữa các chi tiết kim loại, từ đó giảm ma sát và tăng khả năng chống mòn Việc sử dụng mỡ bôi trơn thay vì dầu giúp giữ mỡ trong ổ lâu hơn, bảo vệ ổ khỏi tạp chất và độ ẩm, đồng thời mỡ có thể duy trì hiệu suất trong khoảng một năm mà không bị thay đổi độ nhớt nhiều Mỡ bôi trơn được khuyến nghị là loại LGMT2 của hãng SKF, chiếm khoảng 1/2 thể tích của bộ phận ổ Để bảo vệ ổ khỏi bụi bẩn và các tạp chất khác, hai vòng phớt được sử dụng ở đầu vào và đầu ra của hộp giảm tốc, với kích thước được chỉ định trong bảng 15.17.

5.3.2 Điều chỉnh ăn khớp a) Cặp bánh răng

Sai số trong chế tạo các chi tiết về kích thước chiều dài và lắp ghép có thể khiến vị trí bánh răng trên trục không chính xác Để khắc phục sai số này, cần tăng chiều rộng bánh răng nhỏ lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn.

Bảng kê kiểu lắp và dung sai lắp ghép

Kiểu lắp ghép H7/k6 là lựa chọn lý tưởng cho những mối ghép không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, giúp tránh tình trạng tháo gỡ khó khăn hoặc gây hư hại cho các chi tiết Mối ghép này đảm bảo khả năng định tâm cao hơn khi chiều dài mayơ l ≥

Khi lắp ráp các chi tiết như bánh răng, vòng trong ổ lăn, đĩa xích lên trục, cốc lót, và tang quay, cần chú ý đến đường kính trục (d) với tỷ lệ (1,2 1,5)d để đảm bảo sự chính xác Đối với những kiểu lắp cần đề phòng quay và di trượt, một số trường hợp đặc biệt yêu cầu sử dụng kiểu lắp lỏng D8/k6, chẳng hạn như khi lắp bạc lót với trục.

Bảng dung sai lắp bánh răng, ổ lăn, bạc lót và phớt chắn dầu

Mối ghép Kiểu lắp Trị số sai lệch(𝜇𝑚) Dung sai𝜇𝑚) Đĩa xích lắp trên trục III

Bánh răng chủ động lắp trên trục I

Bánh răng bị động lắp trên trục II

Bánh răng chủ động lắp trên trục

Bánh răng bị động lắp trên trục III

Khớp nói lắp ở đầu trục I

Vòng trong ổ lăn lắp trên trục I k6 +2…+18 +2…+18

Vòng trong ổ lăn lắp trên trục II k6 +2…+21 +2…+21

Vòng trong ổ lăn lắp trên trục III k6 +2…+21 +2…+21

Vòng ngoài ổ lăn trục I lắp trên vỏ

Vòng ngoài ổ lăn trục II lắp trên vỏ

Vòng ngoài ổ lăn trục III lắp trên vỏ

Nắp ổ lăn trục I lắp với vỏ H7 Nắp ổ lăn trục II lắp với vỏ

Nắp ổ lăn trục III lắp với vỏ

Bạc lót nắp lên trục D11/k6

Phớt chặn dầu lắp trên trụ

Bảng dung sai lắp ghép then

Kích thước tiết diện then b.h

Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then

Trên trục Trên bạc Sai lệch giới hạn trên trục t1

Sai lệch giới P9 D10 hạn trên bạc

Định dạng
Số trang	76
Dung lượng	2,52 MB