HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG ĂN KHỚP RĂNG NGHIÊNG ĐƯỜNG KÍNH TRỤC DẪN O42 BÁCH KHOA HÀ NỘI, bánh răng nghiêng, hộp giảm tốc đồng trục, khai triển, thuyết minh hộp giảm tốc

MỤC LỤC

                                                                                               Trang

Phần 1.               Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền

            I. Chọn động cơ............................................................................................... 4

            II. Phân phối tỷ số truyền............................................................................... 6

           III. Xác định công xuất, momen, số vòng quay trên các trục.................... 6

Phần 2.                             Thiết kế các bộ truyền

1. Thiết kế bộ truyền đai .......................................................................... 8

            1.    Chọn loại đai ........................................................................................... 8

             2.   Xác định một số thông số bộ truyền..................................................... 8

             3.   Xác đinh tiết diện đai.............................................................................. 9

             4.   Xác định lực căng ban đầu và lực tác dung lên trục........................ 10

            5.   Thống kê các thông số bộ truyền......................................................... 10

2. .Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc.......................... 11

            1.   Chọn vật liệu .......................................................................................... 11

            2.   Xác định ứng xuất cho phép................................................................. 11

             1.   Tính chọn một số thông số bộ truyền cấp nhanh............................. 14

             a.  Xác định khoảng cách trục................................................................... 14

             b.  Xác định một số thông số ăn khớp...................................................... 15

             c.   Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc................................................ 16

            d.   Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn........................................................ 18

             e.   Kiểm nghiệm quá tải............................................................................. 20

             f.   Các thông số bộ truyền cấp nhanh...................................................... 20

            4.   Tính chọn một số thông số bộ truyền cấp nhanh.............................. 22

              a.  Xác định khoảng cách trục.................................................................. 22

              b.  Xác định một số thông số ăn khớp..................................................... 23

              c.   Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc............................................... 24

             d.   Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn....................................................... 26

              e.   Kiểm nghiệm quá tải............................................................................ 28

             f.   Các thông số bộ truyền cấp chậm........................................................ 29    

Phần 3.                   Tính thiết kế trục, then, ổ, khớp nối.

            I. Thiết kế trục............................................................................................... 34

1. Vật liệu chế tạo trục .............................................................................. 34
2. Thiết kế trục............................................................................................ 34
3. Kiểm nghiệm trục................................................................................... 43

           II. Tính chọn then.......................................................................................... 48

1. Chọn then................................................................................................ 48
2. Kiểm nghiệm mối ghép then……………………………………...... 49

           III. Tính chọn ổ............................................................................................... 50

1. Chọn ổ lăn……………………………………………………........... 51
2. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ ...…………………………............. 51

         IV. Tính chọn khớp nối................................................................................... 52

             1. Chọn nối trục vòng đàn hồi................................................................... 52

              2. Kiểm nghiệm đIều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt..................... 54

Phần IV.              Kết cấu vỏ hộp và các chi tiết HGT.

 I. Vỏ hộp giảm tốc............................................................................................ 55

1. Vật liệu........................................................................................................... 55

2. Kết cấu và kích thước cơ bản...................................................................... 55

II. Các chi tiét trong HGT................................................................................. 59

Phần V.                 Lắp gép, bôi trơn, điều chỉnh.

I. Lắp gép............................................................................................................. 62

1.Xác định và chọn kiểu lắp............................................................................. 62

2.phương pháp lắp ráp HGT.............................................................................. 63

II. Bôi trơn............................................................................................................ 63

1. BôI trơn trong HGT........................................................................................ 65

2.BôI trơn ổ lăn................................................................................................... 66

3.  Chọn chi tiết bôI trơn.................................................................................... 66

III. Điều chỉnh..................................................................................................... 67

1. ĐIều chỉnh ăn khớp bánh răng..................................................................... 67

2. ĐIều chỉnh khe hở ổ lăn................................................................................ 68

Tài liệu tham khảo.................................................................................................... 68

     

Phần I      Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền .

I- Chọn động cơ.

1-xác định công suất động cơ.

    Công suất cần thiết trên trục động cơ được xác định theo công thức:

                                              P_ct=

Trong đó:           

                   P là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW).

               P là công suất tính toán trên trục máy công tác (kW).

     h là hiệu suất truyền động của bộ truyền.

• Xác định P_ct :

Tải trọng thay đổi theo chu kỳ nhưng do thời gian làm việc tương đối:

                        ts = .100 = .100 = 75% > 60%

nên động cơ dẫn động dược xem như làm việc trong chế độ dài hạn với tải trọng thay đổi và P_t được tính theo P_tđ

                                              P_t = P_tđ

                                       P_td =                              

  P₀ : công suất trục tang lớn nhất :

                                    P₀ =

Với :  F_max lực kéo lớn nhất trên dây cáp ; F_max = 5500 [N]

      V vận tốc kéo cáp ; V = 0,9 [m/s] .

• P₀ = 4,950 [Nmm]

   P₀₁ : Công suât trục tang trong thời gian t₁ = 15 [ph].

               Do T₁ = T_max nên :

• P₀₁ = P₀ = 4,940 [Nmm]

   P₀₂ : Công suất trục tang trong thời  gian t₂ = 15 [ph]

               Do T₂ = 0,3T₁ nên :

• P₀₂ = 0,3P₀₁= 1,485 [Nmm].

  Thay vào CT trên ta có : P₁ = P_tđ = 3,6542 [Nmm]

                               

• Xác định h :

Hiệu suất truyền động:   h =

Trong đó:       h_D là hiệu suất của bộ truyền Đai.

                                         h_OL là hiệu suất của một cặp ổ lăn.

                                         h_BR là hiệu suất của bộ truyền HGT răng trụ 2 cấp.

                                                h_N là hiệu suất của khớp nối.

Tra bảng 4.2/T1 ta chọn :

 

Bộ truyền	hD	hOL	hBR	hN
Hiệu suất	0,95	0,99	0,96	0,99

Thay vào công thức trên :               h = 0,95 . 0,99. 0,96­­² . 0,99 = 0,8410

• P= 4,3451 [kW]

 

2- Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ.

• Xác định số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện.

                                             n = n. U

      Trong đó : n: số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ

                 n: số vòng quay của trục tang kéo

                  U: tỉ số truyền toàn bộ hệ thống

• Xác định n:

                                     n_lv=

• Xác định U:

            - Tỉ số truyền của cơ cấu : U_t = U_D.U_h

                                         

       Với :   U_h tỉ số truyền của đai.

                    U_D tỉ số truyền của HGT.       

Theo bảng 2.4/T1 chọn : U_D= 2,24, bảng 3.1/T1 chọn U_h = 12 

•  U_t = 26,880

Vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ: n = 1443,240 [v/ph]

 

3-Chọn quy cách động cơ.

Tra bảng P.3.1 với  P= 4,3451 [kW] và n = 1443,240 [v/ph]

Chọn động cơ :     

Ký hiệu	4A112M4Y3
Công suất động cơ	Pđc=5,5 [kW]
Vận tốc quay	nđc=1425 [v/ph]
Tỷ số

II- Phân phối tỷ số truyền .

 1-Tỷ số truyền U của hệ thống dẫn động .

                                             U­_t =  

Thay số :                   U_t  =  = 26,5290

2- Phân phối tỷ số truyền của hệ  dẫn động U cho các bộ truyền .

                                                U=U­_D.U   

             Chọn U_h = 12  U_D= =  = 2,210

Từ bảng 3.1 phân phối tỉ số truyền cho các cấp bánh răng trong hộp giảm  tốc :

Tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh  U = 4,32                                          

Tỷ số truyền của bộ truyền cấp chậm U= 2,78

 

III- Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục.

       Dựa vào công suất cần thiết P_ct của động cơ và sơ đồ của hệ thống dẫn động ta tính được trị số công suất ,mômen và số vòng quay trên các trục.

P_I= P_ct.h_kn.h_ôl

P_I= 4,3451.0,99.0,99 = 4,0866  [kw].

n_I = = 645,092  [v/ph].

T_I = 9,55.10⁶.= 60498,39[N.mm]

P_II= P_I.h_br.h_ôl

P_II = 4,0866.0,96.0,99 = 3,8839[kw].

n_II= =  149,32[v/ph]

T_II = 9,55.10⁶.= 248389,73[N.mm]

P_III= P_II.h_br.h_ôl

P_III=3,8839.0,96.0,99 = 3,6202[kw].

n_III= = 53,714 [v/ph].

T_III = 9,55.130⁶.= 656262,81  [N.mm]

Dựa vào kết quả tính toán ở trên ta có bảng sau:

Trục   Thông số	Động cơ		1		2		3
Công suất P	4,3451		4,0866		3,8839		3,6912
Tỷ số truyền U		2,210		4,320		2,780
Số vòng quay n	1425		645,090		149,330		53,720
Mô men xoắn T(Nmm)	29119,8		60498,4		248389,7		656262,8

Phần II                     thiết kế các bộ truyền.

I-Thiết kế bộ truyền đai.

1-Chọn loại đai.

       Căn cứ vào yêu cầu của bộ truyền, chon loại đai vải cao su vì các đặc tính : có độ bền mỏi và bền mòn cao, đàn hồi tốt, ít bị ảnh hưởng của độ ẩm và sự thay đổi của nhiệt độ, …

2-Xác định các thông số của bộ truyền .

a-Đường kính bánh đai:

• Bánh đai nhỏ :

                                d₁ = (5,2…6,4).

   Với T₀ là mô men xoắn trên trục động cơ : T₀ = 29.119,8 Nmm

                           d₁= ( 159,980…196,90 )

   Theo Tiêu Chuẩn ta chọn: d₁ = 160 (mm).

• Bánh đai lớn:

                                d₂ = d₁U_D.(1-)

   Với  là hệ số trượt của đai, với đai dẹt vải cao su  0,01.            

                             d₂ = 350,064

   Theo Tiêu Chuẩn chọn: d₂ = 355 (mm).

    Tỉ số truyền thực tế :

                                  U_D = d₂/[d₁.(1-.....)]

• U_D = 2,2410

    Sai số % U_D :          %U_D = 1,33% < 4%

b-Khoảng cách trục:

    Với đai vải cao su truyền vận tốc trung bình :

     Khoảng cách trục :       a = 2(d₁+d₂)

• a = 1030 [mm]

c-Chiều dài đai:

     Chiều dài đai được tính :

                                       L=2a+0,5p(d₁+d₂)+.......

     Thay số ta có :   L = 2878,189 [mm].

     Vận tốc truyền đai :      v=

•  v = 11,9380 [m/s]

 Nghiệm số  vòng chạy của đai trong l(s) :

                             i = = 4,263 <5  thoả mãn.

Tăng chiều dài đai lên: 200[mm] dể nối đai.

c-Góc ôm a₁:

Theo công thức góc ôm :a₁=180^o-57^o­_­­­­_­­­­­­­.

• a₁=169,2087^o

3-Xác định tiết diện đai.

a- Chiều dày đai :

Để hạn chế ứng suất cuốn sinh ra trong đai và tăng tuổi thọ cho đai thì :

                 d/d₁ (d/d₁ )_Max

Tra bảng 4.8 với đai vảI cao su :

                           (d/d₁ )_Max­ = 1/40

•  d/d₁  1/40
• d  40[mm]

Trong bảng 4.1 chon loại  đai :bKHP-65 có 4 lớp không có lớp lót với :

                                    d =  40[mm]

 

b-chiều rộng đai:

Theo công thức:               b =

• F_t : Lực vòng :

                                  Với : P₁ = 4,0866[kw] ; V= 11,9380 [m/s]

• F_t =363,972 [N]

• K_đ : Hệ số tảI trọng động :

Từ bảng 4.7/T1 với thiết bị dẫ động quay hai chiều :

                                    K_đ = 1,25 + 0,1 = 1.35 (+0,1 do làm việc 2 ca)

• [s_F] :ứng suất cho phép .

                                           [s_F] = [s_F]_o.C_a.C_v. C_o

-[s_F]_o : ứng suất cho phép , được xác định bằng thực nghiêm:

                                     [s_F]_o = k₁-k₂.d/d₁

ở đây sử dung bộ truyền đặt nằm ngang và đIều chỉnh định kỳ thì ứng suất ban đầu :  [s_F]_o = 1,8 [MPa] tra bảng 4.9/T1 ta chon đươc : k₁= 2,5 ;k₂= 10

Do dó :  [s_F]_o = 2,25 [MPa]

-C_a: Hệ số ảnh hưởng của góc ôm a₁ tren bánh đai nhỏ đén khả năng kéo của đai :          C_a = 1- l.0,03(180- a₁ )

• C_a = 0,9696

-C_v: Hệ số ảnh hưởng của lực ly tâm đến độ bám của đai :

                                              C_v = 1- k_v.(0,01v²-1)

Với đai vảI cao su :  k_v = 0,04 

• C_v = 0,9829

-C_o : Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền trong không gianvà phương pháp căng đai. Bảng 4.12/T1 với đai thường đặt nằm ngang chon : C_o = 1

Thay các giá trị vào công thức trên ta có :

                     [s_F]_o = 2,1442

•  b =57,2897

Theo tiêu chuẩn bảng 4.1/T1 chọn : b =50 [mm].

c-Tiết diện đai :

A = b.d = 200 [mm].

d-chiều rộng đai :

Tra bảng 26.16/T2 chọn được B = 63 [mm].

4-Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục .

a-Lực căng ban đầu:

    Được tính theo công thức :   F_o = d₀. b.d

•          F_o = 360 [N]

b-Lực tác dụng lên truc:

 Được tính theo công thức :       F_r=2.F₀.sin(a₁/2 )

Với a₁=169,2087^o           Þ      F_r= 717,2026 [N].

5-Bảng tóm tắt các thông số của bộ truyền đai .

Thông số	Giá trị
Đường kính bánh đai nhỏ (d1,mm)	160
Đường kính bánh đai lớn (d2,mm)	355
Chiều rộng bánh đai (B, mm)	63
Chiều dàI đai (L,mm)	2878,189
Tiết diện đai(A, mm)	4´50
Lực tác dung lên trục (Fr,mm)	717,2026

 

II. Thiết kế bộ truyền bánh răng trong HGT.

1-Chọn vật liệu.

Để thuận tiện cho việc cung cấp vật liệu ta chọn vật liệu hai bánh là như nhau,vì ở đây tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu như sau.

a-Chọn vật liệu bánh nhỏ:

Chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn mặt răng HB₁ = 241..285

                        Có  s_b1= 850 [Mpa].

                               s_ch1= 580 [Mpa].

b-Chọn vật liêu bánh lớn :

Để tăng khả năng chạy mòn của răng ,nên nhiệt luyện bánh lớn có 

độ rắn mặt răng thấp hơn bánh nhỏ từ 10 đến 15 HB.

Chọn thép 45tôi cải thiện đạt độ rắn mặt răng HB₂= 192...240

                           Có s_b2= 750 [Mpa].

                                s_ch2= 450[Mpa].

2- Xác định ứng suất cho phép.

Ứng suất tiếp xúc cho phép [s_H] và ứng suất uốn cho phép  [s_F] được xác định theo công thức sau .

[s_H] =

[s_F ] = .

Trong đó :      Z_R- Hệ số xêt đến độ nhám của mặt răng làm việc.

                        Z_v- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

                        K_xH- Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

                        Y_R- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân

                               răng.

                        Y_s- Hệ số xét đến ảnh hưởng của vật liệu đối với tập chung

                               ứng suất .

                        K_xF- Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đến

                                độ bền uốn.

                        K_Fc- Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải vì bộ truyền quay một 

                                 Chiều nên K_Fc = 1.

                        K_HL,K_FL-Hệ số tuổi thọ.

                        S_H,S_F- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.

                        s⁰_Hlim­- ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở.

                        s⁰_Flim­- ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở.

Khi thiết kế sơ bộ lấy Z_R.Z_v.K_xH = 1 và Y_R.Y_sK_xF = 1, do đó công thức ứng suất  cho phép là:

                                                  [s_H] =

[s_F ] = .

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ   HB₁=245 Mpa

Chọn độ rắn bánh răng nhỏ   HB₂=230 Mpa

tra bảng 6.2/1/ được.

                                             s⁰_Hlim = 2.HB +70 và S_H=1,1.

s⁰_Flim = 1,8.HB  và S_F=1,75.

• s⁰_Hlim1 = 2.HB ₁+70 = 2.245 + 70 = 560  [Mpa].
•     s⁰_Hlim2 = 2.HB ₂+70 = 2.230 + 70 =530 [Mpa].
• s⁰_Flim1 = 1,8.HB₁ = 1,8.245 =441 [Mpa]
• s⁰_Flim2 = 1,8.HB₂ = 1,8.230 =414 [Mpa]

•     Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc là:

N_HO = 30.H^2,4_1H.

• N_H0­1 = 30.245^2,4 =1,6 .10⁷.
• N_H0­2 = 30.230^2,4 =1,39.10⁷.

•       Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn đối với mọi loại thép

N_Fo = 4.10⁶.

Vì bộ truyền chịu tải trọng động nên chu kỳ tương đương là:

                                        N_HE  = 60.c.S(T_i/T_Max)³.n_i.t_i  

N_HE2  = 60.c.n₁/u₁.St_i.(S(T_i/T_Max)³.

Với c, n, t_å lần lượt là số lần ăn khớp trong một phút, số vòng quay trong một phút, tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.

Thay số tính ra ta có:

     N_HE1 > N_HO1 nên lấy hệ số tuổi thọ K_HL1 = 1.

N_{HE 2}> N_HO2 nên lấy hệ số tuổi thọ K_HL2 = 1.

N_{FE 1}> N_FO1 nên lấy hệ số tuổi thọ K_FL1 = 1.

N_{FE 2}> N_FO2 nên lấy hệ số tuổi thọ K_FL2 = 1.

Từ các số liệu trên ta xác định được ứng suất cho phép.

[s_H]’ =

•    [s_H]’₁= ==509 [Mpa].
•    [s_H]’₂== = 481,8 [Mpa].

Với bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong hai giá trị  [s_H]₁’ và  [s_H]₂’ .vậy ứng suất tiếp xúc cho phép là:  [s_H]  = 481,8 [Mpa].

Với bộ truyền cấp chậm dùng bánh răng trụ răng thẳng, do đó :

              [s_H] = 1/2([s_H]’₁ +[s_H]’₂) = 495,4 [MPa]

•     xác định ứng suất quá tải cho phép.

Với bánh răng được tôi cải thiện thì :

[s_H]_max= 2,8.s_ch2 = 2,8.450 =1260  [Mpa].

[s_F1]_max= 0,8.s_ch1 = 0,8.580 = 464  [Mpa].

[s_F2]_max= 0,8.s_ch2 = 0,8.450 = 360  [Mpa].

3-Tính bộ truyền cấp nhanh.

a-xác định sơ bộ khoảng cách trục a_w:

Ta có :  

a_w1 = K_a.(U₁+1).

Trong đó :   K_a- Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng tra

                              bảng 6.5/1/ trang 96 được K_a= 49,5.MPa^1/3

                        U₂- tỷ số truyền của cặp bánh răng ,  U₂ = 4,32 (tính ở trên).

                        T_I- Momen xoắn trên trục bánh chủ động, T_I = 60498,3 [Nmm]                                  K_Hb- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều                                      rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, nó phu thuộc vào vị                                        trí của bánh răng đối với ổ và hệ số y_1d.

                                    y_1d= 0,53.y_ba.(U₁+1).

                                    Tra bảng 6.6/1/ ta chọn y_ba = 0,3

• y_bd = 0,53.0,3(4,32+1) = 0,8458

Tra bảng 6.7/T1/ trang 98 được K_Hb= 1,1268 (Nội suy).

• a_w2 = 160,5464[mm]

Chọn : a_w2 = 160[mm]

b-xác định các thông số ăn khớp:

m= (0,01¸0,02)a_w2 = (0,01¸0,02).160= 1,6 ¸ 3,2.

Theo bảng 6.8/T1/ chọn môđun pháp m = 2,5.

•     xác định số răng bánh nhỏ.

Vì răng thẳng nên ta có : Z₁= = 24,06

Chọn Z₁ = 24 răng .

Do đó Z₂= u₁.z₁ = 4,32..24 = 103,68      Chọn Z₂=103 răng.

Tính lại khoảng cách trục :

a_w1 = = 158,75 [mm].

Với Z_t là tổng số răng .

Tính lại tỷ số truyền :

U₁=  = 4,291

+Xác định hệ số dịch chỉnh để đảm bảo  a_w=160  ( mm)

Hệ số dịch tâm:  y=  ==0,5

Hệ số :    k_y==3,9370

Tra bảng 6.10a/T1/ ta được:  k_x=0,1183

            Hệ số giảm đỉnh răng :    ry =

                 Tổng hệ số dịch chỉnh:    x_t=y+ry=0,5+0,015=0,515

Hệ số dich chỉnh bánh 1:

x₁=0,5[x_t-(z₂-z₁)]=0,5[0,515-(103-24)]=0,102

Hệ số dịch chỉnh bánh 2:   x₂=x_t-x₁=0,515- 0,102= 0,4130

•     xác định góc ăn khớp a_tw.

Cosa_tw= .

• a_tw= 21,1956⁰

c-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:

s_H = Z_M.Z_H.Z_e.[s_H].

Trong đó : Z_M- Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp                                                     tra bảng 6.5/1/ ta được Z_M= 274 Mpa^1/3.

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

Z_H = = = 1,7639 .

Z_e - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với răng thẳng e_b =0 ta có.

Z_e = .

Với = 1,748

• Z_e = =0,866 .

K_H­- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc .

K_H = K_Hb.K_Ha.K_Hv

K_Hb- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng tra bảng 6.7/T1/  với y_1d = 0,8458

(tính ở trên ) tra được K_Hb=1,12

K_Ha- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với răng thẳng K_Ha=1.

K_Hv­- Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp trị số của K_Hv tính theo công thức sau.

K_Hv= 1 + .

d_w1­: Đường kính vòng lăn bánh nhỏ.

d_w1= = 60,480 [mm].

b_w:Chiều rộng vàng răng .

                       b_w= y_ba.a_w1 = 0,3.160 = 60 [mm]

                      V_H = d_H..g₀.v.

Với V là vận tốc vòng :V= = 0,2025 [m/s].

Với V= 0,2025 < 2 m/s tra bảng 6.13/1/ ta chọn cấp chính xác về mức làm việc êm là 9.

Với cấp chính xác làm việc êm là 9 tra bảng 6.16/1/ ta chọn được trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước răng g₀= 73.

Với HB₂= 230< 350 tra bảng 6.15/1/ tra được hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp  d_H= 0,006.

• V_H = d_H..g₀.v. = 0,006.73.0,2025.= 0,5397 [m/s]
• K_Hv= 1 + = 1 + 1,013
• K_H = K_Hb.K_Ha.K_Hv = 1,04.1.1,013= 1,054.

s_H = Z_M.Z_H.Z_e.

• s_H =  274.1,72.0,876.=428,2 [Mpa].

Với v= 0,2025 m/s <5 m/s lấy Z_v= 1, với cấp chính xác tiếp xúc là 9, chọn cấp chính xác động học là 9 khi đó cần gia công răng đạt độ nhám R_z=10 ..40 mm do đó Z_R= 0,9 . với d_a < 700 mm lấy K_xH= 1.

[s_H] = [s_H]’.Z_v.Z_R.K_xH =481,8.1.0,9.1=433,26 [Mpa].

Vậy s_H= 428,2< [s_H] =433,62 [Mpa].

Tính sự chênh lệch ứng suất .

Ds =

d-Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt quá một trị số cho phép:

Trong đó : T_II- Momen xoắn trên trục bánh chủ động 3.

                  m- môđun pháp.

                   b_w­- Chiều rộng vành răng.

                    Y_e- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng .

                     Y_e = .              (e_a= 1,7 tính ở trên ).

               Y_b- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, vì răng thẳng nên Y_b = 1.

               Y_F1,Y_F2- Hệ số biên dạng răng của bánh 3 và 4, tra bảng 6.18/1/ 

                        trang 109 với số răng tương đương Z_v1= Z₃ =22,  Z_v2= Z₄=80

      và hệ số dịch chỉnh x₁= 0,1,   x₂=0,344  tra được Y_F1 = 3,82 , Y_F2 = 3,53

               K_F- Hệ số tuổi thọ khi tính về uốn.

K_F= K_Fb. K_Fa. K_Fv.

                        K _Fb- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều                                   rộng vành răng khi tính về uốn tra bảng 6.7/1/ trang 98

                                    được K _Fb = 1,176

                        K_Fa- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi

                                 răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, vì răng thẳng

                                    nên K_Fa = 1.

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

khi tính về uốn.

K_Fv = 1 +

Với V_F = d_F.g₀.V.

Theo bảng 6.15/1/ trang 107 tra được hệ số kể đến ảnh hưởng

của sai số ăn khớp  d_F = 0,016 ,

v= 0,36 [m/s] (tính ở trên) và g₀ = 73  (tra ở trên).

• V_F = d_F.g₀.V.= 0,016.73.0,26.=2,136.
• K_Fv = 1 + =1+= 1,029.
• K_F = K_Fb. K_Fa. K_Fv   =  1,176.1.1,029  = 1,2     .

  Vậy ứng suất uốn trên bánh 3

= 48,38 [Mpa].

•     Xác định ứng suất uốn trên bánh 4.

s_F2 = = 44,7 [Mpa].

•     Xác định ứng suất uốn cho phép khi kể đến các nhân tố khác .

[s_F] = [s_F]’.Y_R.Y_s.K_xk.

Trong đó : Y_R- Hệ số kể đến ảnh hưởng mặt lượn chân răng thông

thường lấy Y_R= 1.

Y_s- Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với sự tập trung ứng

suất lấy Y_s =1,08-0,0695.ln3,5=0,99

K_xF- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ

bền uốn với d_a < 400 mm lấy K_xF = 1.

• [s_F1] = [s_F1]’.Y_R.Y_s.K_xk = 525.1.0,99.1 =519,75 [Mpa].
• [s_F2] = [s_F2]’.Y_R.Y_s.K_xk = 236,5.1.0,99.1 =234,135 [Mpa].

Vậy        s_F1= 48,38 < [s_F1] =519,75 [Mpa].

               s_F2= 44,7 < [s_F1] =234,135 [Mpa].

e-Kiểm nghiệm quá tải:

Khi làm việc bánh răng có thể quá tải khi mở máy vì vậy ta cần phải kiểm nghệm quá tải khi nở máy, với hệ số quá tải là:

K_qt = .

Cần kiểm nghiệm răng về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại.

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc  cực đại không vược ứng suất  suất cho phép .

s_Hmax= s_H. [s_H]_max.

s_Hmax= s_H.= 428,2.=506,6 [Mpa].

Vậy s_Hmax= 506,6 < [s_Hmax]=1260 [Mpa].

Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất  cực đại  s_Fmax tại mặt chân răng không được vượt quá một trị số cho phép .

s_Fmax = s_F.K_qt  [s_F]_max.

s_F1max = s_F1.K_qt = 48,38.1,4 =67,7 [Mpa].

s_F2max = s_F2.K_qt = 44,7.1,4 = 62,6 [Mpa].

Vậy    s_F1max = 67,7 < [s_F1]_max = 360 [Mpa].

    s_F2max = 62,6< [s_F2]_max = 464[Mpa].

g-Xác định các thông số bộ truyền :

- Số răng bánh răng .

Z₁= 24 răng , Z₂ =103 răng.

- Xác định tỷ số truyền U.

U₁= = 4,291

-Xác định khoảng cách trục a_w.

a_w1= [mm].

lấy a_w= 160 mm.

-Xác định đường kính chia d.

d₁= m.z₁ = 2,5.24 =60 [mm]

d₂= m.z₂ = 2,5.103 =257,50 [mm].

-Xác định đường kính vòng lăn d_w.

d_w1 = 60,480 [mm]

d_w2 = d_w1.u =60,480.4,32 =259,520 [mm]

-Xác định đường kính đỉnh răng d_a.

d_a1 = d₁ + 2(1+x₁-DY).m = 60+2.(1+0,102-0,015)2,5 =62,717 [mm]

d_a­2 = d₂ + 2(1+x₂-DY).m = 257,5+2.(1+0,413-0,015)2,5 = 264,49  [mm].

- Xác định đường kính đáy răng d_f.

d_f1 = d₁- (2,5 - 2.x₁).m = 60- (2,5-2.0,102).2,5 =54,26[mm]

d_f2 = d₂- (2,5 - 2.x₂).m = 257,5-( 2,5-2.0,413).2,5 = 253,315 [mm]

-Xác định góc ăn khớp a_tw.

Cosa_tw= .

• a_tw= 21,1956⁰

- Đường kính cơ sở d₁.

d₁₁= d₁.cosa_tw = 60.cos20⁰ =  56,381 [mm].

d₁₂= d₂.cosa_tw = 257,5.cos20⁰ = 241,97 [mm].

Bảng thống kê các thông số

Thông số	Ký hiệu	Trị số	đơn vị
Môđun pháp	M	M=2,5	mm
Số răng bánh răng	Z	Z3 = 24 Z4= 103	răng
Tỷ số truyền	U	U1= 4,32
Khoảng cách trục	aw	aw= 160	mm
Chiều rộng vành răng	bw	bw=54	mm
Góc ăn khớp	atw	atw= 21,19560	độ
Đường kính cơ sở	d1	d11= 56,381 d12= 241,97	mm
Hệ số dịch chỉnh	x	X1=0,102    X2=0,413	mm
đường kính chia	d	d1= 60 d2= 257,50	mm
Đường kính lăn	dw	dw1= 60,480 dw2= 257,520	mm
Đường kính đỉnh răng	da	da1= 62,717 da2= 264,49	mm
Đường kính chân răng	df	df1= 54,26 df2= 253,315	mm

 

4- Tính bộ truyền cấp chậm.

a-xác định sơ bộ khoảng cách trục a_w:

Ta có :  

a_w1 = K_a.(U₂+1).

Trong đó :   K_a- Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng tra

                              bảng 6.5/1/ trang 96 được K_a= 43.MPa^1/3

                        U₂- tỷ số truyền của cặp bánh răng ,  U₂ = 2,78(tính ở trên).

                        T_II- Momen xoắn trên trục bánh chủ động, T_I = 248389,73 [Nmm]                            K_Hb- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều                                      rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, nó phu thuộc vào vị                                        trí của bánh răng đối với ổ và hệ số y_1d.

                                    y_1d= 0,53.y_ba.(U₂+1).

                                    Tra bảng 6.6/1/ ta chọn y_ba = 0,3

• y_bd = 0,53.0,3(2,78+1) = 0,8013

Tra bảng 6.7/T1/ trang 98 được K_Hb= 1,0501(Nội suy).

• a_w2 = 160,1064[mm]

Chọn : a_w2 = 160[mm]

b-xác định các thông số ăn khớp.m= (0,01¸0,02)a_w2 = (0,01¸0,02).160= 1,6 ¸ 3,2.

Theo bảng 6.8/T1/ chọn môđun pháp m = 2,5.

•     xác định số răng bánh nhỏ.

Chọn mô dun pháp :b = 10⁰

Ta có : Z₃= = 33,34

Chọn Z₃ = 33 răng .

Do đó Z₄= u₁.z₃ = 2,78.24 = 92,70      Chọn Z₄=92 răng.

Tính lại tỷ số truyền :

U₂=  = 2,7878

Tính lại góc b :    Cos b = m(z₁+z₂)/2a_w = 2,5(33+92)/2.160  = 0,97656

                                              Þ  b = 12,42⁰

c-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau:

s_H = Z_M.Z_H.Z_e.[s_H].

Trong đó : Z_M- Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp                                                     tra bảng 6.5/1/ ta được Z_M= 274 Mpa^1/3.

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

Z_H =

                                                  tgb_b = cosa_t.tg b

                                                   tg b_b = cos a_t.tgb

                      a_t = arctg(tga/cosb) = arctg( tg20/cos12,429) = 20,440

                                                tg b_b= cos20,440. tg12,838 = 0,2135

                                                      b_b= 12,0517⁰

                                                         Z_H = 1,727

Z_e - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với răng thẳng e_b =0 ta có.

Z_e = .

Với = 1,748

• Z_e = =0,866 .

K_H­- Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc .

K_H = K_Hb.K_Ha.K_Hv

K_Hb- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng tra bảng 6.7/T1/  với y_1d = 0,8458

(tính ở trên ) tra được K_Hb=1,12

K_Ha- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với răng thẳng K_Ha=1.

K_Hv­- Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp trị số của K_Hv tính theo công thức sau.

K_Hv= 1 + .

d_w1­: Đường kính vòng lăn bánh nhỏ.

d_w1= = 60,480 [mm].

b_w:Chiều rộng vàng răng .

                       b_w= y_ba.a_w1 = 0,3.160 = 60 [mm]

                      V_H = d_H..g₀.v.

Với V là vận tốc vòng :V= = 0,2025 [m/s].

Với V= 0,2025 < 2 m/s tra bảng 6.13/1/ ta chọn cấp chính xác về mức làm việc êm là 9.

Với cấp chính xác làm việc êm là 9 tra bảng 6.16/1/ ta chọn được trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước răng g₀= 73.

Với HB₂= 230< 350 tra bảng 6.15/1/ tra được hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp  d_H= 0,006.

• V_H = d_H..g₀.v. = 0,006.73.0,2025.= 0,5397 [m/s]
• K_Hv= 1 + = 1 + 1,013
• K_H = K_Hb.K_Ha.K_Hv = 1,04.1.1,013= 1,054.

s_H = Z_M.Z_H.Z_e.

• s_H =  274.1,72.0,876.=428,2 [Mpa].

Với v= 0,2025 m/s <5 m/s lấy Z_v= 1, với cấp chính xác tiếp xúc là 9, chọn cấp chính xác động học là 9 khi đó cần gia công răng đạt độ nhám R_z=10 ..40 mm do đó Z_R= 0,9 . với d_a < 700 mm lấy K_xH= 1.

[s_H] = [s_H]’.Z_v.Z_R.K_xH =481,8.1.0,9.1=433,26 [Mpa].

Vậy s_H= 428,2< [s_H] =433,62 [Mpa].

Tính sự chênh lệch ứng suất .

Ds =

d-Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt quá một trị số cho phép:

Trong đó : T_II- Momen xoắn trên trục bánh chủ động 3.

                  m- môđun pháp.

                   b_w­- Chiều rộng vành răng.

                    Y_e- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng .

                     Y_e = .              (e_a= 1,7 tính ở trên ).

               Y_b- Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, vì răng thẳng nên Y_b = 1.

               Y_F1,Y_F2- Hệ số biên dạng răng của bánh 3 và 4, tra bảng 6.18/1/ 

                        trang 109 với số răng tương đương Z_v1= Z₃ =22,  Z_v2= Z₄=80

      và hệ số dịch chỉnh x₁= 0,1,   x₂=0,344  tra được Y_F1 = 3,82 , Y_F2 = 3,53

               K_F- Hệ số tuổi thọ khi tính về uốn.

K_F= K_Fb. K_Fa. K_Fv.

                        K _Fb- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều       rộng vành răng khi tính về uốn tra bảng 6.7/1/ trang 98

                                    được K _Fb = 1,176

                        K_Fa- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi

                                 răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, vì răng thẳng

                                    nên K_Fa = 1.

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

khi tính về uốn.

Với V_F = d_F.g₀.V.

Theo bảng 6.15/1/ trang 107 tra được hệ số kể đến ảnh hưởng

của sai số ăn khớp  d_F = 0,016 ,

v= 0,36 [m/s] (tính ở trên) và g₀ = 73  (tra ở trên).

• V_F = d_F.g₀.V.= 0,016.73.0,26.=2,136.
• K_Fv = 1 + =1+= 1,029.
• K_F = K_Fb. K_Fa. K_Fv   =  1,176.1.1,029  = 1,2     .

   Vậy ứng suất uốn trên bánh 3

•     Xác định ứng suất uốn trên bánh 4.

s_F2 = = 44,7 [Mpa].

•     Xác định ứng suất uốn cho phép khi kể đến các nhân tố khác .

[s_F] = [s_F]’.Y_R.Y_s.K_xk.

Trong đó : Y_R- Hệ số kể đến ảnh hưởng mặt lượn chân răng thông

thường lấy Y_R= 1.

Y_s- Hệ số kể đến độ nhạy của vật liệu đối với sự tập trung ứng

suất lấy Y_s =1,08-0,0695.ln3,5=0,99

K_xF- Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ

bền uốn với d_a < 400 mm lấy K_xF = 1.

• [s_F1] = [s_F1]’.Y_R.Y_s.K_xk = 525.1.0,99.1 =519,75 [Mpa].
• [s_F2] = [s_F2]’.Y_R.Y_s.K_xk = 236,5.1.0,99.1 =234,135 [Mpa].

Vậy        s_F1= 48,38 < [s_F1] =519,75 [Mpa].

               s_F2= 44,7 < [s_F1] =234,135 [Mpa].

e-Kiểm nghiệm quá tải.

Khi làm việc bánh răng có thể quá tải khi mở máy vì vậy ta cần phải kiểm nghệm quá tải khi nở máy, với hệ số quá tải là:

K_qt = .

Cần kiểm nghiệm răng về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cực đại.

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc  cực đại không vược ứng suất  suất cho phép .

s_Hmax= s_H. [s_H]_max.

s_Hmax= s_H.= 428,2.=506,6 [Mpa].

Vậy s_Hmax= 506,6 < [s_Hmax]=1260 [Mpa].

Để tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất  cực đại  s_Fmax tại mặt chân răng không được vượt quá một trị số cho phép .

s_Fmax = s_F.K_qt  [s_F]_max.

s_F1max = s_F1.K_qt = 48,38.1,4 =67,7 [Mpa].

s_F2max = s_F2.K_qt = 44,7.1,4 = 62,6 [Mpa].

Vậy    s_F1max = 67,7 < [s_F1]_max = 360 [Mpa].

    s_F2max = 62,6< [s_F2]_max = 464[Mpa].

g-Xác định các thông số bộ truyền .

- Số răng bánh răng .                      Z₃= 33 răng , Z₄ =92 răng.

- Xác định tỷ số truyền U.

U₁= = 2,7878

-Xác định khoảng cách trục a_w.

a_w1= [mm].

lấy a_w= 160 mm.

-Xác định đường kính chia d.

d₁= m.z₁ /cosb= 2,5.33 /0,9779= 84,364[mm]

d₂= m.z₂ /cosb= 2,5.92/0,9779 =235,198 [mm].

-Xác định đường kính vòng lăn d_w.

d_w3 = 84,656[mm]

d_w4 = d_w3.u =84,656.2,78=235,427[mm]

-Xác định đường kính đỉnh răng d_a.

d_a3 = d₃ + 2(1+x₁-DY).m = 89,364[mm]

d_a­4 = d₄ + 2(1+x₁-DY).m = 239,198[mm].

- Xác định đường kính đáy răng d_f.

d_f3 = d₃- (2,5 - 2.x₁).m = 79,656[mm]

d_f4 = d₄- (2,5 - 2.x₂).m =230,427 [mm]

- Đường kính cơ sở d₁.

d₁₃= d₃.cosa_tw = .cos20⁰ =  79,276 [mm].

d₁₄= d₄.cosa_tw = 280.cos20⁰ = 221,014 [mm].

Bảng thống kê các thông số

Thông số	Ký hiệu	Trị số	đơn vị
Môđun pháp	M	M=2,5	mm
Số răng bánh răng	Z	Z3 = 33 Z4= 92	răng
Tỷ số truyền	U	U2= 2,78
Khoảng cách trục	aw	aw= 160	mm
Chiều rộng vành răng	bw	bw=64	mm
Góc ăn khớp	atw	atw= 200	độ
Đường kính cơ sở	d1	d13= 84,364 d14= 235,198	mm
Hệ số dịch chỉnh	x	X3=0    X4=0	mm
đường kính chia	d	d3= 84,364 d4=235,198	mm
Đường kính lăn	dw	dw3= 84,565 dw4=235,427	mm
Đường kính đỉnh răng	da	da3= 89,364 da4= 239,198	mm
Đường kính chân răng	df	df3= 79,656 df4= 230,427	mm

Phần III          thiết kế  trục, then, ổ trục, khớp nối.

I. Thiết kế trục.

1. chọn vật liệu chế tạo trục .

Các trục thiết kế đều nằm trong hộp giảm tốc và chịu  tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45, tôi cải thiện, có : Giới hạn bền : s = 850 [Mpa] , ứng suất xoắn cho phép t = (12…20) [Mpa].

2. Thiết kế trục.

a) Tính sơ bộ đường kính trục:

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

momen cản uốn tại thiết diện đang xétcủa trục, được xác định theo bảng 10.6/T1.

Trục quay 2 chiều nên ứng xuất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó.

t_mj = 0;  t_aj=         [N/mm²].

W_0j : momen cản xoắn tại thiết diện đang xétcủa trục được xác định theo bảng 10.6/T1.

Dựa theo kết cấu trục và các biểu đồ mô men tương ứng có thể thấy tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi

Trên trục I có các tiết diện : 11(ổ lăn)  ,12 (bánh răng)

Trên trục II có các tiết diện : 22(bánh răng), 23(bánh răng)

Trên trục III có các tiết diện : 30(ổ lăn)  ,32 (khớp nối) , 33(bánh răng)

Chọn lắp ghép các ổ lăn lắp trên trục theo kiểu lắp k6, lắp bánh đai với trục theo kiểu lắp k6 kết hợp lắp then

Dựa vào bảng kích thước của then (bảng 9.1/T1).ta có

Bảng trị số mô men cản uốn và mômen cản xoắn 

Tiết diện	đường kính trục(mm)	Số then	b x h	t1	W(mm3)	W0(mm3)
11	30	0			2650,7	5301,4
12	34	1	10 x 8	5	3240,27	7095,5
22	45	1	14 x 9	5,5	7606,76	16548,3
23	45	1	14 x 9	5,5	7606,76	16548,3
30	45	0			8946,1	17892,3
32	42	1	12x8	5	6295,7	13569,2
33	50	1	14 x 9	5,5	10747,05	23018,9

Dựa vào giá trị của mô men uốn và mô men xoắn và kết hợp với bảng trên ta có bảng trị số của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại các tiết diện

Tiết diện	W(mm3)	W0(mm3)	Mj	Tj	saj	taj
11	2650,7	5301,4	57543	61379,7	21,708	11,578
12	3240,27	7095,5	187900	61379,7	57,988	8,6505
22	7606,76	16548,3	300943	250354,67	39,562	15,128
23	7606,76	16548,3	200230	250354,67	26,322	15,128
30	8946,1	17892,3	206103	663239,2	23,038	37,068
32	6295,7	13569,2	0	663239,2	0	48,878
33	10747,05	23018,9	433398	663239,2	40,327	28,812

y_s,y_t- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng xuất trung bình đến độ bền

mỏi, tra bảng 10.7/T1  được Y_s= 0,1, Y_t = 0,05 .

K_sd , K_td –Hệ số xác định theo công thức sau:

K_sd =

K_td = .

K_x- Hệ số tập trung ứng xuất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào

phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt ,tra bảng 10.8/1/ được K_x= 1,10

K_y – Hệ số tăng bền bề mặt phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt  , cơ tính vật liệu

Dùng phương pháp tôI cảI thiện tăng bền:  K_Y=1,3

e_s, e_t- Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước thiết diện trục

đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10/1/ .

K_s,K_t - Hệ số tập trung ứng xuất thực tế khi uốn và xoắn .Tra bảng 10.12/1/  .Bảng 10.13/1/

Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi có thể tra trực tiếp tỷ số K_s/e_s và K_t/e_t theo bảng 10.11/1/

Theo bảng 10.12/1/ : khi dùng dao phay đĩa hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có s_b=850 [Mpa] là  K_s=1,6575  , K_t=1,965

Sau khi tính được  tỷ số K_s/e_s và K_t/e_t    ta dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị của  K_s/e_s  để tính  K_sd . Dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị của tiếp tỷ  K_t/e_t  để tính K_td

b) Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh:

để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc do quá tải đột ngột(chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

công thức kiểm nghiệm có dạng

s_tđ=

  Trong đó :    s=   - ứng suất pháp.

                        t= - ứng suất tiếp xúc.

Với thép 45 ,tôI cảI thiện, có s_b=850 Mpa  ;s_ch=580 [Mpa].

[s]=0,8.450=464[Mpa].

d – đường kính đoạn trục.

M_max   ,T_max  - mô men uốn lớn nhất và mô men xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải

Dựa theo kết cấu trục và các biểu đồ mô men tương ứng có thể thấy tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm lúc quá tải cần được kiểm tra về độ bền tĩnh

Trục I : tiết diện 12 lắp bánh răng

M_max= 187900 [Nmm].

T_max=61.379,66 [Nmm].

Trục II : tiết diện 12 lắp bánh răng

M_max= 300943[Nmm].

T_max=250.354,67 [Nmm].

Trục III : tiết diện 33 lắp bánh răng

M_max= 433398[Nmm].

T_max=663379,2[Nmm].

Kết quả tính toán được ghi trong bảng sau:

tiết diện	đường kính d(mm)	Tmax (Nmm)	Mmax (Nmm)	s Mpa	t Mpa	stđ Mpa	[s] Mpa	kết luận
12	34	61.379,66	187900	47,806	7,8083	49,67	464	bền
22	45	250.354,67	300943	33,025	13,738	40,72	464	bền
33	50	663379,2	433398	34,671	26,53	57,58	464	bền

 

c) Kiểm nghiểm độ cứng xoắn :

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

Phần IV          thiết kế vỏ và các chi tiết Hộp giảm tốc.

I- Vỏ hộp giảm tốc.

Nhiệm vụ của vỏ hộp giảm tốc là bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy , tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến , đựng dầu bôi trơn , bảo vệ các chi tiết, tránh bụi bặm …

1- Vật liệu .

Thiết kế vỏ hộp đúc bằng gang xám GX15-32

2- Kết cấu và kích thước cơ bản .

1. Kết cấu :

• Gồm 2 phần : Nắp và thân, được gép với nhau bằng bu lông .
• Mặt ghép giữa thân và nắp là mặt phẳng đi qua các trục  và song song với mặt chân đế để việc lắp ghép được dễ dàng.
• Mặt chân đế không làm phẳng mà làm 2 dãy lồi nhằm giảm tiêu hao vật liệu, thời gian gia công, khả năng lưu thông không khí qua đáy hộp để thoát nhiệt...

1. Kích thước cơ bản:

Theo bảng 18-1/T2/ cho phép ta tính được các kích thước các phần tử cấu tạo nên vỏ hộp.

- Chiều dày thân và nắp.

•           Chiều dầy thân hộp  d : Xác định theo công thức sau.

d = 0,03.a_w +3 = 7,8 [mm].

Lấy d = 9[mm].            

•           Chiều dầy nắp hộp d₁: d₁ = 0,9. d = 0,9.9 = 8,1 [mm]

-Gân tăng cứng .

•           Chiều dầy gân e : e= (0,8...1).d = (0,8...0,9).9 = 7,2…8,1  [mm]

Lấy e = 8{mm]

•           Chiều cao h : lấy h = 45 [mm].

•           Độ dốc lấy = 2⁰.

-Các đường kính bulong và vít.

•           Đường kính bulông nền d₁ :

d₁ > 0,04.a_w + 10 = 0,04.160 + 10 = 16,4 [mm].

Lấy d₁ = 18 mm, chọn bulông M18 ( theo TCVN).

•           Đường kính bulông cạnh ổ d₂ :

d₂ = (0,7...0,8).d₁ = (0,7...0,8).18 = 12,6…14,4[mm]

Lấy d₂ = 14 mm, chọn bulông M14 ( theo TCVN).

•           Đường kính bulông ghép bích nắp và thân .

d₃ = (0,8...0,9).d₂= (0,8...0,9).14 = 11,2...12,6 [mm].

Lấy d₃= 12 mm, chọn bulông theo TCVN : M12.

•           Đường kính vít ghép nắp ổ d₄:

d₄ = (0,6...0,7).d₂ = (0,6...0,7).14 = 8,4...9,8[mm].

Lấy d₄=10mm, chọn vít M10.( theo TCVN)

+Đường kính vít nắp cửa thăm d₅ :

d₅ = (0,5...0,6).d₂ = (0,5...0,6).14 = 7...8,4 [mm].

Lấy d₅= 8mm, chọn vít M8.(theo TCVN)

-Mặt bích ghép nắp và thân.

•  Chiều dầy bích thân hộp s₃:

s₃= (1,4...1,8).d₃= (1,4...1,8).12 = 16,8...21,6 [mm].

Lấy s₃ = 18 mm.

•  Chiều dầy bích nắp hộp S₄:

s₄= (0,9...1).s₃ =16,2…18

 s₄ =17 [mm]

•           Bề rộng bích nắp và thân :

K₃ = k₂- (3 ¸5)mm.

K₂ = E₂ + R₂+(3 ¸5)mm.

E₂= 1,6.d₂ = 1,6.14 =22,4 mm

Lấy E₂ = 22mm .

R₂ = 1,3.d₂= 1,3.14  =15,6 mm , lấy R₂= 18 mm

• K₂ = E₂ + R₂+(3 ¸5)mm.= 22+18+4=44 mm
• K₃  = k₂ - (3 ¸5)mm = k₂- 4 = 44 – 4 =40 mm

-Gối trên vỏ hộp .

Gối trục cần phải đủ độ cứng vững để không ảnh hưởng đến sự làm việc của ổ , để dễ gia công mặt ngoài của tất cả các gối đỡ nằm trong cùng một mặt phẳng . Đường kính ngoài của gối trục được chọn theo đường kính nắp ổ, theo bảng 18-2/2/ ta tra được các kích thước của các gối như sau:    

Kích thước (mm)	TrụcI	Trục II	Trục III
D1	150	150	125
D2	166	150	150
D3	189,6	180	180

+ Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ : K₂= 50 [mm] (tính ở trên)

• Tâm lỗ bu lông với cạnh ổ: E₂ = 26 [mm],

 •            h xác định theo kết cấu

k ³ 1,2.d₂ = 1,2.16 = 19,2[mm] , Lấy k= 20mm.

 

-Đế hộp .

•           Chiều dầy đế hộp khi không có phàn lồi s₁.

S₁ = (1,3..1,5).d₁ = (1,3..1,5).20 = 26..30 [mm].

Chọn S₁ = 30[mm].

•           Bề rộng mặt đế hộp: K₁  = 3.d₁  = 3.20 = 60 [mm].

q³ k₁ + 2.d = 60 +20 = 80 [mm].

1. Khe hở giữa các chi tiết .

•           Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp.

D ³ ( 1..1,2).d = (1..1,2)10 = 10..12 [mm].

Chọn D = 12 [mm]

•           Khe hở giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp.

D₁ = (3..5). d = (3..5).10 = 30..50 [mm], Chọn D₁ = 30 [mm].

•           Khe hở giữa các bánh răng với nhau D> d = 10, lấy D = 15mm.

--Số lượng bulông nền.

Z=  Lấy Z= 4

Sơ bộ chọn L = 250mm, B= 600mm.

II. Các chi tiết khác.

1- Để vận chuyển hộp giảm tốc trên nắp có lắp thêm bu lông vòng

- Vật liệu làm bu lông là thép 20.

- Theo trọng lượng hộp giảm tốc co kích thước cơ bản của bu lông :

Loại	d1	d2	d3	d4	d5	h	h1	h2	l	f	b	c	x	r	r1	r2
M12	54	30	12	30	17	26	10	7	25	2	14	1,8	3,5	2	6	6

2) Của thăm .

Để kiểm tra quan sát chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào

hộp, đỉnh hộp có lắp cửa thăm, cửa thăm được đậy bằng nắp, cửa thăm có kết cấu và kích thước như hình vẽ , theo bảng 18-5/2/ trađược các kích thước của cửa thăm.

3- Chốt định vị.

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục , Lỗ trụ lắp trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị , nhờ có chốt định vị , khi xiết bulông không bị biến dạng vòng ngoài ổ.

4-Nút thông hơi.

Khi làm việc nhiệt độ trong nắp tăng nên, để giảm áp xuất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi, theo bảng  18-6/2/ tra được các kích thước như hình vẽ.

5- Nút tháo dầu.

Sau một thời gian làm việc , dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn, hoặc bị biến chất , do đó cần phải thay dầu mới, để tháo dầu cũ ở đáy hộp có lỗ tháo dầu, lúc làm việc lỗ tháo dầu được bịt kín bàng nút tháo dầu, kết cấu và kích thước như hình vẽ (các kích thước tra bảng 18-7/2/).

6- Thiết bị kiểm tra mức dầu.

Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kích thước và kết cấu như hình vẽ.

Phần V                Lắp ráp, bôi trơn, điều chỉnh.

I. Lắp ráp.

1- Xác định và chọn kiểu lắp.

Thứ tự	Tên mối ghép	Sai lệch giới hạn của lỗ và  trục	Ghi chú
1	Bạc chặn và trục II	+ 39 mm
		+ 18 mm +2mm
2	Bạc chặn và trục III	+ 25 mm
		+ 18 mm + 2 mm
3	Vòng trong ổ ´Trục I	+ 15 mm
		+ 2 mm
4	Vòng trong ổ ´TrụcII	+ 12 mm
		+ 5 mm
5	Vòng trong ổ ´TrụcIII	+ 10 mm
		+ 3mm
6	Bánh răng trụ và trục I	+25mm
		+ 18 mm +2mm
7	Bánh răng trụ và trục II	+25mm
		+ 18 mm +2mm
8	Bánh răng trụ và trục III	+25mm
		+ 18 mm +2mm
	Bánh đai  và trục I	+25mm
9	Trục II ´ vòng trong ổ	+ 15 mm + 2 mm
11	Trục I ´ then	-30 mm	b´h = 6´6
		-30 mm
12	Trục II ´ then	- 36 mm	b´h =10´8
		- 36 mm
13	Trục III ´ then	- 43 mm	b´h = 14´9
		- 43 mm
16	Lỗ hộp ´ vòng ngoài ổ	+25 mm	Hai ổ trục I
17	Lỗ hộp ´ vòng ngoài ổ	+30 mm	Hai ổ trục II
18	Lỗ hộp ´ vòng ngoài ổ	+30 mm	Hai ổ trục III
20	Lỗ hộp trục I  ´ nắp ổ	+30 mm	Hai ổ
		- 100 mm 290 mm
21	Lỗ hộp trục II  ´ nắp ổ		Hai ổ
	Lỗ hộp trục III  ´ nắp ổ	+30	Hai ổ
		-120 -340
	Then x Mayơ khớp nối	+15 -15	bxh=6x6
		-30
	Then x bánh răng trên trục III	+18 -18	bxh=10x8
		-36
	Then x  May ơ bánh đai    trên trục I	+21 -21	bxh=14x9
		-43

Mối ghép giữa bánh răng và trục với yêu cầu không tháo lắp thường xuyên, khả năng định tâm đảm bảo, không di trượt dọc trục nên ta dùng kiểu lắp , Còn đối với mối ghép bạc và trục độ đồng tâm yêu cầu không cao nên ta dùng kiểu lắp

     Mối ghép then và trục ta dùng mối ghép trung gian , còn đối với mối ghép giữa lỗ hộp và nắp thì ta dùng mối ghép lỏng chẳng hạn

     Mối ghép giữa ổ và trục thì lắp theo hệ thống lỗ ta chọn kiểu lắp K6, còn mối ghép giữa vòng ngoài ổ và lỗ hộp thì  ta dùng mối ghép H7.

 

2- phương pháp lắp ráp hộp giảm tốc.

Ổ lăn được lắp trên trục hoặc nên vỏ hộp bằng phương pháp ép trực tiếp hoặc phương pháp nung nóng, để tránh biến dạng đường lăn và không cho các lực khi lắp tác dụng trực tiếp qua các con lăn, cần tác dụng  lực đồng đều trên vòng trong khi lắp ổ trên trục hoặc vòng ngoài trên vỏ , mặt khác để dễ dàng lắp ổ trên trục hoặc vỏ , trước khi lắp cần bôi một lớp dầu mỏng nên trục hoặc lỗ hộp.

Lắp bánh răng , khớp nối , bánh đai ta dùng phương pháp ép trực tiếp hoặc nung nóng với phần dẫn hướng , bánh răng cần được lắp đúng vị trí đã định , nếu chiều dài mayơ lớn hơn nhiều so với đường kính trục tại chỗ lắp ghép thí cần có biện  pháp đơn giảm để khống chế theo phương dọc trục.

ở đây dùng bạc chặn và mặt mút của vòng ổ để định vị bánh răng, bánh đai , mayơ khớp nối trên trục , khi sử dụng cần đảm bảo sự  tiếp xúc chính xác giữa các mặt mút bánh răng, bánh đai, bạc chặn và vòng ổ , vì vậy chiều dài bạc cần phải đảm bảo chính xác và phải dài hơn đoạn trục lắp bạc.

II. Bôi trơn.

1- Bôi trơn trong hộp giảm tốc.

• 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.
•  Theo cách dẫn dầu đến bôi trơn các tiết máy , người ta phân biệt bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông , do các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm đều có vận tốc v < 12 m/s nên ta bôi trơn bánh răng trong hộp bằng phương pháp ngâm dầu với chiều sâu ngâm dầu =1/6 bán kính cấp nhanh và  bánh răng cấp chậm. Lượng dầu bôi trơn : 1,5…2 (l)
• Dầu bôi trơn :

Với hộp giảm tốc bánh răng trụ làm bằng vật liệu thép tra bảng 18-11/T2 và bảng 18-13/T2 ta chọn được :

Tên dầu	Thiết bị cần bôi trơn	Lượng dầu hoặc mỡ	Thời gian thay dầu hoặc mỡ
Dầu ôtô máy kéo AK- 15	Bộ truyền trong hộp	0,6 lít/Kw	5 tháng

 2-Bôi trơn ổ lăn.

Khi ổ được bôi trơn đúng kỹ thuật , nó sẽ không bị mài mòn , ma sát trong ổ sẽ giảm , giúp tránh không để các chi tiết kim loại trực tiếp tiếp xúc với nhau , điều đó sẽ bảo vệ được bề mặt và giảm được tiếng ồn ,Thông thường thì các ổ lăn đều có thể bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ , nhưng trong thực tế thì người ta thường dùng mỡ bởi vì so với dầu thì mỡ bôi trơn được giữ trong ổ dễ dàng hơn , đồng thời có khả năng bảo vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm , Ngoài ra mỡ được dùng lâu dài ít bị ảnh hưởng của nhiệt độ theo bảng 15-15a/T2 ta dùng loại mỡ M và chiếm 1/2 khoảng trống và thời gian thay  mỡ khoảng 5 tháng / lần.

3- Chọn tiết máy dùng cho bôi trơn.

Để che kín các đầu ra của truc I và truc III , tránh sự xâm nhập của bụi bặm và tạp chất vào ổ cũng như ngăn mỡ chảy ra ngoài , ở đây ta dùng loại vòng phớt, theo bảng 15-17/2/ tra được kích thước vòng phớt cho các ổ như sau,

d	d1	d2	D	a	b	S0
30	31	30	43	6	4,3	9
45	46	45	64	9	6,5	12

                                                       Bảng thống kê  dùng cho bôi trơn

 

Tên dầu hoặc mỡ	Thiết bị cần bôi trơn	Lượng dầu hoặc mỡ	Thời gian thay dầu hoặc mỡ
Dầu ôtô máy kéo AK- 15	Bộ truyền trong hộp	0,6 lít/Kw	5 tháng
Mỡ M	Tất cả các ổ	1/2 chỗ rỗng bộ phận ổ	1 năm

III. Điều chỉnh.

1-Điều chỉnh ăn khớp bánh răng.

Sai số về chế tạo các chi tiết theo kích thước chiều dài và sai số lắp ghép làm cho vị trí bánh răng trên trục không chính xác, vì vậy để bù vào những sai số đó thường lấy chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn.

3-Điều chỉnh khe hở các ổ lăn.

Khe hở ảnh hưởng đến sự phân bố tải trên các con lăn và độ bền lâu của ổ , lựa chọn khe hở thích hợp có khả năng giảm tiếng ồn, giảm dao động tăng độ cứng của gối trục .

Điều chỉnh ổ bằng cách dịch chỉnh vòng ngoài được thực hiện bằng các cách sau:

•  Điều chỉnh nhờ những tấm đệm đặt giữa nắp và vỏ hộp.

• Điều chỉnh khe hở hoặc tạo độ dôi bằng vòng đệm 2.

•  Điều độ dôi của ổ bằng vít, vít tỳ vào vòng trung gian tác động đến vòng ngoài ổ và làm cho vòng ngoài dịch chuyển theo phương dọc trục.

•  Mài bớt vòng ngoài ổ hoặc đặt giữa vòng ổ các miếng bạc có chiều dầy khác nhau.

 

Tài liệu tham khảo

1. Trịnh Chất – Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, Tập I,II, nhà xuất bản Giáo dục- .
2. Nguyễn Trọng Hiệp : Chi tiết máy, tập I và tập II, nhà xuất bản Giáo dục.
3. Ninh Đức Tốn - Đỗ Trọng Hùng: Hướng dãn làm bài tập dung sai, Trường đại học bách khoa Hà nội –
4. Trịnh Chất : Cơ sở thiết kế máy và chi tiết máy                                                                                             

Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật , Hà nội  .