Đồ án Tính toán thiết hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm với bộ truyền ngoài là xích tải

ất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép và ă Xác định ứng suất quá tải cho phép. - ứng suất quá tải cho phép được xác định theo công thức sau: + Tính ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: Với bánh răng thường hoá và tôi cải thiện ta có: + Tính ứng suất uốn cho phép khi quá tải: Với vật liệu có độ cứng HB Ê 350 ta có: - Vậy ứng suất quá tải cho phép của mỗi bánh răng là: (7.1) (7.2) ă Xác định ứng suất quá tải phát sinh khi máy chạy. - ứng suất quá tải sinh ra khi chạy máy được xác định theo công thức sau: (7.3) - Trong đó là hệ số quá tải thay trở vào phương trình (7.3) ta tính được: (7.4) (MPa) (7.5) (MPa) (7.6) (MPa) - Đối chiếu (7.4); (7.5); (7.6) với (7.1) và (7.2) ta kết luận cặp bánh răng đã chọn đảm bảo độ bền quá tải khi làm việc. 8. Kết luận. - Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn. 9. Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh. + Khoảng cách trục : (mm) + Môđun bánh răng : m=2 (mm) + Chiều rộng bánh răng : (mm) + Số răng của các bánh : ; (răng) + Đường kính vòng chia : ; (mm) + Đường kính vòng lăn : ; (mm) + Đường kính đỉnh răng : ; (mm) + Đường kính đáy răng : ; (mm) + Đường kính cơ sở : ; (mm) + Hệ số dịch chỉnh : ; (mm) + Góc Prôfin răng gốc : + Hệ số trùng khớp ngang : + Lực ăn khớp : (N) B. Thiết kế cặp bánh trụ răng nghiêng ở cấp chậm 1.Chọn vật liệu. - Tiến hành chọn vật liệu giống như vật liệu của cặp bánh răng thẳng ở cấp nhanh. Cho nên ta không cần chọn lại vật liệu nữa. 2. Xác định ứng suất cho phép. a. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép. - ứng suất tiếp xúc cho phép được xác định bởi công thức sau: Ghi chú: + : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở. + SH : hệ số an toàn. + ZR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt. + ZV : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. + ZL : hệ số xét đến ảnh hưởng của bôi trơn. + KXH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. + KHL : hệ số xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc (hệ số tuổi thọ). - Chọn sơ bộ nên ta có - Tra bảng 6.2[1] ta có công thức xác định và SH như sau: (MPa) - Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau: (MPa) (MPa) - Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau: - Số chu kỳ cơ sở được xác định bởi công thức như sau: đ - Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE được xác định như sau: Ghi chú: + c : là số lần ăn khớp trong một vòng quay đ ta có c =1. + Ti : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét. + ni : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. + ti : là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. - Vậy với bánh lớn (lắp với trụcIII) ta có: - Thay số vào các giá trị tương ứng của công thức ta có: Ta lại có : - Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: (MPa) (MPa) - Do đây là cặp bánh trụ răng nghiêng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định như sau: (MPa) b. Xác định ứng suất uốn cho phép: - ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức sau: Ghi chú: + : là giới hạn bền mỏi uốn ứng với chu kỳ cơ sở. + : là hệ số an toàn khi tính về uốn (). + : là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. + : là hệ số xét đến độ nhám của mặt lượn chân răng. + : là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. + : là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của chu kỳ làm việc. - Trong tính toán sơ bộ lấy khi đó ta có - Tra bảng 6.2[1] ta được: Suy ra: (do đặt tải một phía) - Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau: Trong đó: được xác định cho mọi loại thép. - Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương được xác định như sau: Ghi chú: + c : là số lần ăn khớp trong một vòng quay đ ta có c =1. + Ti : là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét. + ni : là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. + ti : là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. - Vậy với bánh lớn (lắp với trụcIII) ta có: Ta lại có : - Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: (MPa) (MPa) 3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục. - Công thức xác định khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng nghiêng bằng thép xác định từ điều kiện bôi trơn ngâm dầu như sau: Ghi chú: + + (mm) + - Thay số ta được: (mm) - Vậy ta chọn (mm) 4. Xác định các thông số ăn khớp của bộ truyền. ă Xác định Môđun. - Môđun pháp của bánh răng trụ răng nghiêng (m) được xác đinh như sau: (mm) - Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn môđun pháp m=2,5 (mm) ăXác định số răng. - Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là và khi đó ta có: + Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc nghiêng của mỗi bánh răng là b = 30 á 40. Vậy chọn sơ bộ b = 350 ị cos b = 0,8191 khi đó: đ Chọn răng đ Chọn răng - Vậy ta tính được tổng số răng là: - Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định như sau: đ Tỉ số truyền thực sự là: 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. - ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau đây: Ghi chú: + ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; + ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; + Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; + KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; + bw : Chiều rộng vành răng. + dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; ă Tính toán các thông số như sau. (N.mm) - Với cặp bánh răng ở cấp chậm ta chọn đ Chọn đ (mm) đ ( Vì với hệ bánh răng phân đôi nên ta phải lấy ) (mm) (Tra bảng 6.5[1]) (MPa1/3) (a=200 theo TCVN) Trong đó: + + đ đ - Ta lại có hệ số trùng khớp dọc tính theo Công thức 6.37 [1] + Vậy suy ra nên ta có: Trong đó: + đ - Hệ số được xác định bởi công thức sau: ã Trong đó ta đã có (Tra bảng 6.7[1] sơ đồ 3) ã Ta cũng có (Tra bảng 6.14[1]) ã Xác định + Theo 6.41[1] ta có: (*) +Trong đó: (m/s) +Với v=0,8 (m/s) ta tra ra các thông số sau đ Tra bảng 6.13[1] ta có: Cấp chính xác động học: 9 đ Tra bảng 6.15[1] ta có: đ Tra bảng 6.16[1] ta có: + Vậy suy ra ta tính được: + Với thay trở lại phương trình (*) ta được: + Với ta tính được - Thay tất cả các hệ số vào phương trình trên ta tính được ứng suất tiếp xúc tác dụng lên bề mặt răng là: (MPa) ăTính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép. - Trong trường hợp tính chính xác ta có: - Với v=0,8 < 5 (m/s) đ - Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9 khi đó độ nhãn bề mặt là - Với (mm) suy ra đ Vậy ta tính được: (MPa) - Vậy ta có nên bánh răng thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc. Tuy nhiên trong trường hợp này ta có thể giảm chiều rộng bánh răng thành: (mm) 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. - Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng sF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất cho phép [sF]. ă Tính ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng. - Theo công thức 6.43[1] ta có (6.1) Ghi chú: + : Mômen xoắn tác dụng lên trục chủ động + : Hệ số tải trọng khi tính về uốn. + : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. + : Hệ số dạng răng của bánh 1. + : Chiều rộng vành răng + : Đường kính vòng lăn của bánh chủ động + m : Môđun của bánh răng (m=2,5) à Tính : - Tra bảng 6.7[1] với ứng với sơ đồ 3 ta có - (6.2) Trong đó: Mà ta lại có: v=0,8 (m/s); ; ; ; u=3,73 đ - Thay các giá trị tìm được vào (6.2) ta được - Thay lên trên ta được à Tính : - Ta có hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được tính theo công thức à Tính : - Ta có số răng tương đương là vậy nên ta Tra bảng 6.18[1] được: đ Thay các giá trị đã tìm được vào (6.1) ta có: (MPa) đ Với (MPa) suy ra ta có: (MPa) ă Tính chính xác ứng suất uốn cho phép. - Ta có thể tính chính xác ứng suất uốn cho phép như sau: + Với m=2,5 (mm) suy ra + Do ta có nên + Thông thường ta cũng có - Vậy suy ra ta có (MPa) (MPa) - Từ kết quả tính được suy ra đ Cặp bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn. 7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. - Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó mômen xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng dư, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng dư, phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép và . ă Xác định ứng suất quá tải cho phép. - ứng suất quá tải cho phép được xác định theo công thức sau: + Tính ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: Với bánh răng thường hoá và tôi cải thiện ta có: + Tính ứng suất uốn cho phép khi quá tải: Với vật liệu có độ cứng HB Ê 350 ta có: - Vậy ứng suất quá tải cho phép của mỗi bánh răng là: (7.1) (7.2) ă Xác định ứng suất quá tải phát sinh khi máy chạy. - ứng suất quá tải sinh ra khi chạy máy được xác định theo công thức sau: (7.3) - Trong đó là hệ số quá tải thay trở vào phương trình (7.3) ta tính được: (7.4) (MPa) (7.5) (MPa) (7.6) (MPa) - Đối chiếu (7.4); (7.5); (7.6) với (7.1) và (7.2) ta kết luận cặp bánh răng đã chọn đảm bảo độ bền quá tải khi làm việc. 8. Kết luận. - Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn. 9. Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm. + Khoảng cách trục : (mm) + Môđun bánh răng : m=2,5 (mm) + Chiều rộng bánh răng : (mm) + Số răng của các bánh : ; (răng) + Đường kính vòng chia : ; (mm) + Đường kính vòng lăn : ; (mm) + Đường kính đỉnh răng : ; (mm) + Đường kính đáy răng : ; (mm) + Đường kính cơ sở : ; (mm) + Hệ số dịch chỉnh : ; (mm) + Góc Prôfin răng gốc : + Hệ số trùng khớp ngang : + Lực ăn khớp : (N) - Để bộ truyền đảm bảo tính chính xác đến giá trị cuối cùng của toàn hệ thống, ta phải tính toán lại các thông số lúc đầu. Sau khi tính toán lại ta được bảng sau: ă Bảng thông số cuối cùng: Trục Thông số Động cơ 1 2 3 Công tác Công suất P (kw) 3 3 2,96 2,84 2,7 Tỷ số truyền u 1 6,41 3,73 2,52 Số vòng quay n (v/phút) 1445 1445 225 60 24 Mômen xoắn T (N.mm) 19827 19827 62818 226017 1074375 II. tính toán thiết kế Bộ TRUYềN XíCH 1. Chọn loại xích. - Bộ truyền xích trong trường này có vận tốc thấp n = 60 (vg/ph), tải trọng không lớn, làm việc trong điều kiện được che kín. Cho nên ta chọn loại xích con lăn 2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền. - Theo Bảng 5.4[1], với u = 2,52 ta chọn số răng đĩa xích nhỏ . Do đó số răng đĩa xích lớn ta chọn răng. - Theo công thức 5.3[1]. Công suất tính toán được tính như sau: Ghi chú: + : Công suất cần truyền + [P] : Công suất cho phép + : Hệ số số răng + : Hệ số số vòng quay + k : Được tính từ các hệ số thành phần + : Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền. + : Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích + : Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích + : Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn + : Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng + : Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền. - Các thông số trên được tra trong Bảng 5.6[1] + : Do đường nối tâm đĩa xích so với đường nằm ngang là 600 + : Do khoảng cách trục + : Do vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích + : Chế độ bôi trơn đạt yêu cầu + : Chế độ làm việc va đập nhẹ + : Làm việc hai ca đ - Vậy ta tính được (kW) - Theo Bảng 5.5[1] với (v/phút), ta chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p=31,75 (mm) thoả mãn điều kiện bền mòn: (kW) - Khoảng cách trục (mm) - Vậy số mắt xích được tính theo công thức sau: đ Chọn số mắt xích là x=130 - Tính lại khoảng cách trục - Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục a một lượng: (mm) - Số lần va đập của xích được tính theo công thức sau: (Trong đó [i] là số lần va đập cho phép ta tra Bảng 5.9[1]) 3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền. - Theo Công thức 5.15[1] ta tính được hệ số an toàn. Ghi chú: + s : Hệ số an toàn tính toán + [s] : Hệ số an toàn cho phép tra Bảng 5.10[1] ta có [s]=7 + Q : Tải trọng phá hỏng tra Bảng 5.1[1] ta được (N) + : Hệ số tải trọng động, do chế độ làm việc trung bình nên + : Lực vòng (N) + : Lực căng do lực li tâm sinh ra (N) ( Tra Bảng 5.2[1] ta được khối lượng 1 mét xích q=3,8 kg) + : Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra (N) đ Vậy suy ra ta có: - Dễ dàng nhận thấy do vậy bộ truyền đảm bảo đủ bền. 4. Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục. ă Xác định các thông số của đĩa xích: - Đường kính vòng chia của đĩa xích (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) Trong đó: - - tra Bảng 5.2[1] ă Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức. - Theo Công thức 5.18[1] ta có: Ghi chú: + : Là ứng suất tiếp xúc cho phép + : Là lực vòng, theo trên ta có (N) + : Hệ số tải trọng động, theo trên ta có + : Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, vì xích 1 dãy nên + : Hệ số kể đến sự ảnh hưởng của số răng đĩa xích, vì + E : Mônđun đàn hồi (MPa) + A : Diện tích chiếu của bản lề, tra Bảng 5.12[1] ta được A=262 mm2 + : Lực va đập trên m dãy xích, tính theo Công thức 5.19[1] - Vậy thay số vào công thức trên ta tính được: - Vậy tra Bảng 5.11[1] ta chọn thép C45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB200 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa), đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. - Với cùng vật liệu và phương pháp nhiệt luyện thì ta cũng có: ă Xác định lực tác dụng lên trục. - Theo Công thức 5.20[1] ta có: (N) III. Tính toán thiết kế trục và chọn ổ lăn. A. phần tính toán chung. 1. Chọn vật liệu chế tạo trục. - Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng. Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuỳ thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không. Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau: Mác thép Giới hạn chảy Độ bền kéo Độ dãn dài tương đối Độ thắt tương đối y Độ dai va đập Kg.m/cm2 Kg/mm2 % Không nhỏ hơn C45 36 61 16 40 5 - ứng suất xoắn cho phép (MPa) tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét. 2. Các sơ đồ phục vụ tính toán. ă Sơ đồ truyền động trong bộ truyền phân đôi cấp chậm. I II III IV Hình 1 Trong đó: 1. Động cơ 3.Hộp giảm tốc 5.Xích tải 2. Nối trục đàn hồi 4. Bộ truyền xích ă Sơ đồ lực chung. Hình 2 ă Sơ đồ tính toán khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Hình 3 3. Tính toán trục. ă Tính sơ bộ đường kính trục. - Trục sử dụng trong các hộp giảm tốc thường được chế tạo có hình dạng trụ tròn nhiều bậc (gồm nhiều đoạn có đường kính khác nhau) có như vậy mới phù hợp với sự phân bố áp suất trong trục, tạo điều kiện cho việc lắp giáp và sửa chữa được thuận lợi hơn. Tại các tiết diện thay đổi đường kính có mối quan hệ với nhau qua biểu thức sau: (mm) Ghi chú: + Dấy (+) ứng với trường hợp từ tiết diện nhỏ lên tiết diện lớn hơn. + Dấu (-) ứng với trường hợp từ tiết diện lớn xuống tiết diện nhỏ hơn. - Do Mômen T có ảnh hưởng rất lớn đến khả năng làm việc của trục, vì trục cũng là bộ trực tiếp tham gia vào quá trình truyền Mômen giữa các trục. Do đó giữa đường kính trục với Mômen T trục đó phải truyền có mối liên hệ bởi công thức. (mm) Ghi chú: + T : Là mômen xoắn tác dụng lên trục. + [t] : Là ứng suất xoắn cho phép (MPa) - Vì trong quá trình tính toán trục không xét đến ảnh hưởng của ứng suất uốn cho nên để bù lại ảnh hưởng của ứng suất uốn tới tuổi bền của trục ta phải hạ thấp [t] xuống. à Đường kính ngõng trục vào của hộp giảm tốc. (mm) - Do đầu vào của hộp giảm tốc được nối với trục động cơ bằng khớp đàn hồi cho nên ta phải quan tâm đến đường kính của trục động cơ. đ Dựa vào Bảng P1.4[1] ta chọn sơ bộ đường kính ngõng trục vào là: (mm) à Đường kính trục trung gian của hộp giảm tốc. - Chọn sơ bộ đường kính trục lắp bánh răng nghiêng chủ động là: (mm.) à Đường kính trục ra của hộp giảm tốc. - Chọn sơ bộ đường kính trục lắp bánh răng nghiêng bị động là: (mm) à Chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn. - Căn cứ vào đường kính của ngõng trục cần lắp ổ lăn, tra Bảng 10.2[1] ta sẽ xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn cần lắp như sau: (mm); (mm); (mm) ă Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. - Theo Bảng 10.3[1] ta chọn sơ bộ (mm); (mm); (mm); (mm) - Đồng thời theo Công thức 10.10[1] ta tính được chiều dài các mayơ như sau: (mm) (mm) (mm) (mm) đ Ta chọn sơ bộ: (mm) (mm) (mm) (mm) à Trục trung gian của hộp. - Do trong hộp giảm tốc phân đôi thì trục trung gian có cấu tạo là phức tạp nhất, quyết định kích thước của các trục khác khi truyền chuyển động cho nhau nên ảnh hưởng tới kích thước của hộp giảm tốc. Do đó khi tính toán kích thước hình học của các trục thì ta phải xác định kích thước của trục trung gian trước hết và căn cứ vào đó để định các thông số hình học cho các trục khác. - Theo công thức trong Bảng 10.4[1] ta tính được. à Trục vào của hộp. - Khoảng công xôn tính từ nối trục đàn hồi đến ổ đỡ là: à Trục ra của hộp. - Khoảng công xôn tính từ đĩa xích đến ổ đỡ là: ă Xác định các lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục. - Lực tác dụng khi ăn khớp bánh răng được chia làm ba thành phần. + : Lực vòng + : Lực hướng tâm + : Lực dọc trục - Trong đó các giá trị lực được xác định như sau: (N) (N) (N) (N) (N) - Lực tác dụng của nối trục đàn hồi là: + : Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt tra Bảng 16.10a[2]. - Vậy suy ra: Chọn (N) - Tính lực của bộ truyền xích tác dụng lên trục III: Do góc nghiêng của bộ truyền xích là 600 cho nên lực tác dụng từ bộ truyền lên trục sẽ là: b. phần tính toán cụ thể cho từng trục. 1. Đối với trục vào của hộp giảm tốc. ă Xác định các phản lực. - Để xác định các thành phần phản lực ta xét sự cân bằng theo phương oy và ox ta có hệ phương trình: à Sơ đồ đặt lực: - Chiếu các lực theo phương Ox ta được. đ Giải hệ ta được: (N); (N) - Chiếu các lực theo phương Oy ta được. đ Giải hệ ta được: (N); (N) ă Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. à Xác định mômen uốn tổng và mômen tương đương. - Mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục 1. - Mômen tương đương tại các tiết diện trên trục 1. à Xác định đường kính trục tại các tiết diện khác nhau trên trục 1. - Theo Công thức 10.17[1] cùng với vật liệu đã chọn có ta tính được. - Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: + Tiết diện trục lắp nối trục đàn hồi do cần chú ý đến đường kính trục của động cơ nên ta chọn. mm + Tiết diện trục lắp ổ lăn chọn theo tiêu chuẩn là: mm + Tiết diện trục lắp bánh răng ta chọn và chế tạo bánh răng liền trục. - Chọn kiểu lắp ghép: Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo kiểu k6 kết hợp với lắp then. à Chọn then và kiểm nghiệm độ bền của then. - Tiết diện lắp khớp nối có d = 26 mm tra Bảng 9.1a[1] chọn then bằng có kích thước như sau: (MPa) < (MPa) < ã Bảng thông số then: d bxh t1 T (Nmm) (MPa) (MPa) 26 40 8x7 4 19827 12,7 4,8 - Như vậy với then bằng kích thước đã chọn thoả mãn điều kiện bền của then. - Với trục vào của hộp giảm tốc ta thiết kế bánh răng liền trục nên không có then để lắp bánh răng. ă Kiểm nghiệm trục. à Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. - Với trục vào của bộ truyền trong trường hợp này do bánh răng được chế tạo liền trục vì vậy ta chỉ cần kiểm tra tại tiết diện lắp ổ lăn là tiết diện nguy hiểm nhất. - Kết cấu trục thiết kế được phải thoả mãn điều kiện sau: (1.1) Ghi chú: + : Hệ số an toàn cho phép + : Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suấp pháp (1.2) + : Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất tiếp (1.3) + và : Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Với thép các bon ta lấy đ + , , , : Là biên độ và giá trị trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. - Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên ; - Đối với trục 1 chỉ quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động và khi đó ta có. + và : Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. ; (Tra Bảng 10.7[1]) + và : Hệ số tính theo công thức 10.25[1] và 10.26[1]. - Chọn phương pháp gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra=0,32 á 0,16 đồng thời không dùng phương pháp tăng bền bề mặt khi đó ta sẽ có: ; - Tra Bảng 10.10[1] ta có hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện đến giới hạn mỏi. ; - Từ Bảng 10.11[1] ta tra được. ; - Vậy theo 10.25[1] và 10.26[1] ta tính được ; - Thay các hệ số đã biết quay trở lại công thức 1.2 và 1.3 ta được. - Thay trở lại công thức 1.1 ta được đ Vậy trục đạt độ an toàn cho phép. à Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. - Để đề phòng khả năng biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột ta cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Trong đó: đ mà - Vậy suy ra trục đảm bảo về độ bền tĩnh. đ Từ đó ta có sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục như Hình 4. Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mô men và kết cấu trục vào của hộp giảm tốc. Hình 4. 2. Đối với trục trung gian của hộp giảm tốc ă Xác định các phản lực. - Tính các phản lực xuất hiện trên ổ lăn và vẽ biểu đồ mômen trên trục trung gian. à Sơ đồ đặt lực: - Chiếu các lực theo phương Ox ta được. đ Giải hệ ta được: (N); (N) - Chiếu các lực theo phương Oy ta được. đ Giải hệ ta được: (N); (N) ă Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. à Xác định mômen uốn tổng và mômen tương đương. - Mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục 1. - Mômen tương đương tại các tiết diện trên trục 1. à Xác định đường kính trục tại các tiết diện khác nhau trên trục 2. - Theo Công thức 10.17[1] cùng với vật liệu đã chọn có ta tính được. (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) - Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: + Tiết diện trục lắp bánh răng thẳng ở giữa trục mm + Tiết diện trục lắp bánh răng nghiêng mm + Tiết diện lắp ổ lăn chọn theo tiêu chuẩn mm - Chọn kiểu lắp ghép: Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo kiểu k6 kết hợp với lắp then. à Chọn then và kiểm nghiệm độ bền của then. - Tiết diện lắp bánh răng thẳng có d = 38 mm, tra Bảng 9.1a[1] chọn then bằng có kích thước như sau: (MPa) < (MPa) < ã Bảng thông số then: d bxh t1 T (Nmm) (MPa) (MPa) 38 36 10 x 8 5 62818 30,6 9,2 - Tiết diện lắp cặp bánh răng nghiêng có d=34 mm, tra Bảng 9.2[1] chọn then bằng có kích thước: (MPa) < (MPa) < ã Bảng thông số then: d bxh t1 T (Nmm) (MPa) (MPa) 34 40 10 x 8 5 62818 30,8 9,23 ă Kiểm nghiệm trục. à Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. - Nhận thấy trên trục trung gian tại các tiết diện 22 và 23 là các tiết diện nguy hiểm nhất vì tại đó có giá trị mômen uốn và mômen xoắn lớn hơn các vị trí khác trên trục. Nmm; Nmm ã Xét tại tiết diện 22. - Ta có ứng suất uốn và xoắn sinh ra tại tiết diện này là. (2.1) Trong đó: ã Xét tại tiết diện 23. - Tương tự ta cũng có ứng suất uốn và xoắn sinh ra tại tiết diện này là. (2.2) Trong đó: đ Đối chiếu (2.1) & (2.2) ta thấy tiết diện 22 & 24 là tiết diện nguy hiểm nhất trong trục trung gian, vậy ta chỉ cần tiến hành kiểm nghiệm trục trung gian tại tiết diện này. - Tại tiết diện 23 của kết cấu trục thiết kế được phải thoả mãn điều kiện sau: (2.3) Ghi chú: + : Hệ số an toàn cho phép + : Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suấp pháp (2.4) + : Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất tiếp (2.5) + và : Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Với thép các bon ta lấy đ + , , , : Là biên độ và giá trị trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. - Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên ; (MPa) - Đối với trục 2 chỉ quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động và khi đó ta có. (MPa) + và : Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. ; (Tra Bảng 10.7[1]) + và : Hệ số tính theo công thức 10.25[1] và 10.26[1]. - Chọn phương pháp gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra=0,32 á 0,16 đồng thời không dùng phương pháp tăng bền bề mặt khi đó ta sẽ có: ; - Tra Bảng 10.10[1] ta có hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện đến giới hạn mỏi. ; - Từ Bảng 10.11[1] ta tra được. ; - Vậy theo 10.25[1] và 10.26[1] ta tính được ; - Thay các hệ số đã biết quay trở lại công thức 2.4 và 2.5 ta được. ; - Thay trở lại công thức 2.3 ta được đ Vậy trục đạt độ an toàn cho phép. à Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. - Để đề phòng khả năng biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột ta cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Trong đó: ; đ mà - Vậy suy ra trục đảm bảo về độ bền tĩnh. đ Từ đó ta có sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục trung gian như Hình số 5. Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục trung gian Hình 5 2. Đối với trục ra của hộp giảm tốc ă Xác định các phản lực. - Tính các phản lực xuất hiện trên ổ lăn và vẽ biểu đồ mômen trên trục ra. à Sơ đồ đặt lực: - Chiếu các lực theo phương Ox ta được. đ Giải hệ ta được: (N); (N) - Chiếu các lực theo phương Oy ta được. đ Giải hệ ta được: (N); (N) ă Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. à Xác định mômen uốn tổng và mômen tương đương. - Mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục 1. - Mômen tương đương tại các tiết diện trên trục 1. à Xác định đường kính trục tại các tiết diện khác nhau trên trục 1. - Theo Công thức 10.17[1] cùng với vật liệu đã chọn có ta tính được. (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) - Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: + Tiết diện trục lắp bánh răng nghiêng mm + Tiết diện lắp ổ lăn chọn theo tiêu chuẩn mm + Tiết diện trục lắp đĩa xích chọn theo tiêu chuẩn mm - Chọn kiểu lắp ghép: Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo kiểu k6 kết hợp với lắp then. à Chọn then và kiểm nghiệm độ bền của then. - Tiết diện lắp bánh răng có d = 45 mm, tra Bảng 9.1a[1] chọn then bằng có kích thước như sau: (MPa) < (MPa) < ã Bảng thông số then: d bxh t1 T (Nmm) (MPa) (MPa) 45 63 14 x 9 5,5 226017 45,5 11,4 ă Kiểm nghiệm trục. à Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. - Nhận thấy trên trục ra của hộp tại các tiết diện 33 là các diện nguy hiểm nhất vì tại đó có giá trị mômen uốn và mômen xoắn lớn hơn các vị trí khác trên trục. Nmm - Ta có ứng suất uốn và xoắn sinh ra tại tiết diện này là. (3.1) Trong đó: - Tại tiết diện 33 của kết cấu trục thiết kế được phải thoả mãn điều kiện sau: (3.2) Ghi chú: + : Hệ số an toàn cho phép + : Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suấp pháp (3.3) + : Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất tiếp (3.4) + và : Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Với thép các bon ta lấy đ + , , , : Là biên độ và giá trị trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. - Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên ; (MPa) - Đối với trục 2 chỉ quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động và khi đó ta có. (MPa) + và : Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. ; (Tra Bảng 10.7[1]) + và : Hệ số tính theo công thức 10.25[1] và 10.26[1]. - Chọn phương pháp gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra=0,32 á 0,16 đồng thời không dùng phương pháp tăng bền bề mặt khi đó ta sẽ có: ; - Tra Bảng 10.10[1] ta có hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện đến giới hạn mỏi. ; - Từ Bảng 10.11[1] ta tra được. ; - Vậy theo 10.25[1] và 10.26[1] ta tính được ; - Thay các hệ số đã biết quay trở lại công thức 3.3 và 3.4 ta được. ; - Thay trở lại công thức 3.2 ta được đ Vậy trục đạt độ an toàn cho phép. à Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. - Để đề phòng khả năng biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột ta cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Trong đó: ; đ mà - Vậy suy ra trục đảm bảo về độ bền tĩnh. đ Từ đó ta có sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục trung gian như hình số 6. Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục trung gian Hình 6 iv. Tính toán CHọN ổ LĂN. - Ta đã biết rằng hộp giảm tốc phân đôi có tác dụng phân bố tải trọng đều cho các cặp bánh răng phân đôi. Do đó người ta dùng hai cặp bánh răng nghiêng có các thông số hình học hoàn toàn giống nhau và điểm khác biệt với bánh răng nghiêng thường là góc nghiêng lớn 300 á 400 thay vì từ 80 á 200 như bình thường. Đồng thời hai cặp bánh răng này có hướng răng ngược nhau để khử thành phần lực dọc trục và một trong hai trục mang cặp bánh răng phân đôi là trục cố định đối với vỏ hộp còn trục còn lại được lắp đặt trên ổ tuỳ động cho phép trục này tuỳ ý di động dọc trục. Việc lắp như vậy có tác dụng điều chỉnh trục khi mà lực và công suất truyền không đồng đều giữa các bánh răng do sai số khi lắp đặt và chế tạo bộ truyền. Thường thì ổ tuỳ động là loại đũa trụ ngắn đỡ có ngấn chặn trên vòng trong và được lắp đặt tại gối đỡ chịu tải nhỏ hơn. Trong hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm có sử dụng cặp bánh răng thẳng cho nên ổ tuỳ động được lắp đặt trên trục trung gian của hộp giảm tốc. Còn trên các trục vào và ra của hộp giảm tốc thì tại các gối ổ sử dụng ổ cố định thích hợp để lắp đặt. A.Chọn ổ lăn cho trục vào của hộp giảm tốc. 1.Chọn loại ổ lăn. - Do trục vào chỉ lắp bánh răng thẳng cho nên thành phần lực tác dụng theo phương dọc trục . Vậy ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ một dãy cho các gối AI và BI bởi vì loại ổ này có khả năng chịu được lực hướng tâm lớn làm việc được ở tốc độ cao đồng thời giá thành lại thấp nhất trong tất cả cá loại ổ vì có cấu tạo đơn giản. 2. Chọn sơ bộ kích thước của ổ. - Dựa vào đường kính ngõng trục d =30 mm tiến hành tra Bảng P2.7[1] ta chọn loại ổ bi đỡ cỡ nhẹ mang kí hiệu 206 có các thông số hình học như sau. Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) C (kN) kN) 206 30 62 16 1,5 9,52 15,3 10,20 + d : Đường kính trong của ổ lăn + D : Đường kính ngoài + B : Chiều rộng ổ + : Đường kính bi + C : Khả năng tải động + : Khả năng tải tĩnh 3. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc. ă Kiểm nghiệm khả năng tải động. - Ta biết rằng khả năng tải động được tính theo công thức Ghi chú: + Q : Tải trọng động quy ước (kN) + L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay + m : Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, với ổ bi đỡ m=3 ã Xác định tải trọng động quy ước. - Với ổ bi đỡ ta có + : Tải trọng hướng tâm đ Vậy ta kiểm nghiệm theo ổ tại gối 11 là ổ có lực hướng tâm lớn nhất. + : Tải trọng dọc trục, do bánh răng thẳng nên + : Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, chọn + : Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, chọn + X : Hệ số tải trọng hướng tâm, do ổ bi đỡ chỉ chịu lực hướng tâm nên X=1 + Y : Hệ số tải trọng dọc trục, vì nên ta không quan tâm tới Y + V : Hệ số kể đến vòng nào quay, vì vòng trong quay nên V=1 - Vậy thay các trị số đã biết vào trên ta được - Tuổi thọ cho ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc là giờ đ Thời hạn của ổ lăn (triệu vòng) đ (N) đ (kN) - Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động ă Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. - Để đảm bảo khả năng tải tĩnh ỗ lăn được thiết kế phải thoả mãn - Khi tính theo Công thức 11.19[1] ta có - Khi tính theo Công thức 11.20[1] ta có đ Vậy ta kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh theo - Nhận thấy nên ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh. B.Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc. 1.Chọn loại ổ lăn. - Ta đã biết được rằng thành phần lực dọc trục tác dụng lên trục trung gian của hộp giảm tốc nên . Tuy nhiên do phải chịu lực hướng tâm lớn, trục quay với tốc độ cao. Tức là ổ sẽ chịu tải trọng lớn hơn nên ta chọn ổ bi đũa ngắn đỡ có ngấn chặn trên vòng trong, nhằm tăng khả năng tải, độ cứng của ổ và thuận lợi cho việc lắp ghép. 2. Chọn sơ bộ kích thước của ổ. - Dựa vào đường kính ngõng trục d =30 mm tiến hành tra Bảng P2.8[1] ta chọn loại ổ đũa trụ ngắn cỡ trung hẹp mang kí hiệu 2306 có các thông số hình học như sau. Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) Con lăn (mm) C (kN) kN) Đường kính Chiều dài 2306 30 72 19 10 10 2,0 30,2 20,6 + d : Đường kính trong của ổ lăn + D : Đường kính ngoài + B : Chiều rộng ổ + Kích thước con lăn d=10 và l=10 + C : Khả năng tải động + : Khả năng tải tĩnh 3. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc. ă Kiểm nghiệm khả năng tải động. - Ta biết rằng khả năng tải động được tính theo công thức Ghi chú: + Q : Tải trọng động quy ước (kN) + L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay + m : Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, với ổ đũa m=10/3 ã Xác định tải trọng động quy ước. - Với ổ đũa trụ ngắn đỡ không tiếp nhận lực dọc trục nên ta có. + : Tải trọng hướng tâm + : Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, chọn + : Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, chọn + V : Hệ số kể đến vòng nào quay, vì vòng trong quay nên V=1 - Vậy thay các trị số đã biết vào trên ta được - Tuổi thọ cho ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc là giờ đ Thời hạn của ổ lăn (triệu vòng) đ (N) đ (kN) - Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động ă Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. - Để đảm bảo khả năng tải tĩnh ỗ lăn được thiết kế phải thoả mãn - Khi tính theo Công thức 11.19[1] ta có - Khi tính theo Công thức 11.20[1] ta có đ Vậy ta kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh theo Nhận thấy nên ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh. C.Chọn ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc. 1.Chọn loại ổ lăn. - Do trục ra chỉ lắp cặp bánh răng nghiêng có kích thước hình học giống nhau chỉ khác chiều nghiêng của bánh răng. Do đó thành phần lực tổng hợp tác dụng theo phương dọc trục. Vậy ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ một dãy cho các gối 30 và 31 bởi vì loại ổ này có khả năng chịu được lực hướng tâm lớn thêm vào đó giá thành lại thấp nhất trong tất cả cá loại ổ vì có cấu tạo đơn giản. 2. Chọn sơ bộ kích thước của ổ. - Dựa vào đường kính ngõng trục d =40 mm tiến hành tra Bảng P2.7[1] ta chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung mang kí hiệu 308 có các thông số hình học như sau. Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) C (kN) kN) 208 40 80 18 2,0 12,7 25,6 18,10 + d : Đường kính trong của ổ lăn + D : Đường kính ngoài + B : Chiều rộng ổ + Kích thước con lăn d=10 và l=10 + C : Khả năng tải động + : Khả năng tải tĩnh 3. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc. ă Kiểm nghiệm khả năng tải động. - Ta biết rằng khả năng tải động được tính theo công thức Ghi chú: + Q : Tải trọng động quy ước (kN) + L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay + m : Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, với ổ bi đỡ m=3 ã Xác định tải trọng động quy ước. - Với ổ bi đỡ ta có + : Tải trọng hướng tâm đ Vậy ta kiểm nghiệm theo ổ tại gối 30 là ổ có lực hướng tâm lớn nhất. + : Tải trọng dọc trục, do bộ truyền phân đôi nên + : Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, chọn + : Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, chọn + X : Hệ số tải trọng hướng tâm, do ổ bi đỡ chỉ chịu lực hướng tâm nên X=1 + Y : Hệ số tải trọng dọc trục, vì nên ta không quan tâm tới Y + V : Hệ số kể đến vòng nào quay, vì vòng trong quay nên V=1 - Vậy thay các trị số đã biết vào trên ta được - Tuổi thọ cho ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc là giờ đ Thời hạn của ổ lăn (triệu vòng) đ (N) đ (kN) - Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động ă Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. - Để đảm bảo khả năng tải tĩnh ỗ lăn được thiết kế phải thoả mãn - Khi tính theo Công thức 11.19[1] ta có - Khi tính theo Công thức 11.20[1] ta có đ Vậy ta kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh theo - Nhận thấy nên ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh. Phần 3: Thiết kế kết cấu I. Kết cấu trục. - Sử dụng trục bậc do đảm bảo dễ lắp ghép, trục bậc phù hợp với sự phân bố tải trọng bên trong. Trục không lắp ghép chi tiết có thể lấy đường kính góc lựợn không theo tiêu chuẩn 1. Thiết kế trục vào của hộp giảm tốc. ă Kết cấu trục và vấn đề nâng cao sức bền mỏi của trục. - Theo phần trên ta đã tính được đường kính các đoạn trục như sau: + Đường kính tiết diện trục lắp với trục động cơ qua nối trục vòng đàn hồi (mm) + Đường kính tiết diện trục lắp ổ lăn (mm) + Đường kính tiết diện trục chế tạo bánh răng liền trục. (mm) - Đối với phần trục lắp chi tiết tại các tiết diện có bán kính thay đổi ta sử dụng góc lượn theo tiêu chuẩn với bán kính góc lượng (mm) - Đối với phần trục không lắp chi tiết, tại các tiết diện có bán kính thay đổi ta sử dụng góc lượn không cần theo tiêu chuẩn và ở đây ta có thể lấy R=10á12 (mm). ăCố định các chi tiết trên trục. - Để cố định các chi tiết trên trục theo phương dọc trục ta dùng mặt côn. 2. Thiết kế trục trung gian của hộp giảm tốc. ă Kết cấu trục và vấn đề nâng cao sức bền mỏi của trục. - Theo phần trên ta đã tính được đường kính các đoạn trục như sau: + Đường kính tiết diện trục lắp ổ lăn (mm) + Đường kính tiết diện trục lắp bánh răng thẳng bị động. (mm) + Đường kính tiết diện trục lắp bánh răng nghiêng chủ động. (mm) - Đối với phần trục lắp chi tiết tại các tiết diện có bán kính thay đổi ta sử dụng góc lượn theo tiêu chuẩn với bán kính góc lượng (mm) - Đối với phần trục không lắp chi tiết, tại các tiết diện có bán kính thay đổi ta sử dụng góc lượn không cần theo tiêu chuẩn và ở đây ta có thể lấy R=10á12 (mm). ăCố định các chi tiết trên trục. - Để cố định các chi tiết trên trục theo phương dọc trục ta dùng mặt côn. 3. Thiết kế trục ra của hộp giảm tốc. ă Kết cấu trục và vấn đề nâng cao sức bền mỏi của trục. - Theo phần trên ta đã tính được đường kính các đoạn trục như sau: + Đường kính tiết diện trục lắp ổ lăn. (mm) + Đường kính tiết diện trục lắp đĩa xích. (mm) + Đường kính tiết diện trục lắp bánh răng nghiêng chủ động. (mm) - Đối với phần trục lắp chi tiết tại các tiết diện có bán kính thay đổi ta sử dụng góc lượn theo tiêu chuẩn với bán kính góc lượng (mm) - Đối với phần trục không lắp chi tiết, tại các tiết diện có bán kính thay đổi ta sử dụng góc lượn không cần theo tiêu chuẩn và ở đây ta có thể lấy R=10á12 (mm). ăCố định các chi tiết trên trục. - Để cố định các chi tiết trên trục theo phương dọc trục ta dùng mặt côn. II. Kết cấu bánh răng. 1. Phương pháp chế tạo. - Phương pháp chế tạo bánh răng là rèn, dập, cán đúc hoặc hàn khi đường kính bánh răng <400 á 500 mm. - Do các bánh răng có (mm) nên dùng các phương pháp rèn dập dạng đĩa phẳng. - Mặt đầu của vành răng và mayơ được gia công đạt - Với bánh răng 1 ta chế tạo liền với trục vì khoảng cách từ đỉnh rãnh then trên bánh răng thẳng chủ động (nếu có) tới chân răng không đủ lớn. 2. Vành răng. - Với bánh răng trụ ta có đ chọn d = 8 mm 3. Mayơ. - Chiều dài đã được xác định trong phần kết cấu trục - Mayơ cần đủ độ cứng và độ bền ị đường kính ngoài D = (1,5 á 1,8)´d đ Ta có D = 55 đối với trục II còn D = 70 đối với trục III. 4. Đĩa hoặc nan hoa. - Được dùng để nối mayơ với vành răng ở đây ta dùng đĩa. - Chiều dày đĩa tính theo công thức: đ Với bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng bị động ta chọn = 12 và = 10 mm. đ Còn các bánh răng thẳng và nghiêng chủ động có đường kính nhỏ ta không làm đĩa. - Các lỗ trên bánh răng: làm 4 lỗ đối với bánh lớn. đ Lấy = 15 mm đối với bánh răng nghiêng còn bánh răng thẳng mm III. Nối trục đàn hồi. - Trong trường hợp hộp giảm tốc được thiết kế bên trên ta chọn nối trục vòng đàn hồi do có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy. - Mômen xoắn tính toán được xác định theo công thức sau: N.mm N.m - Với Nm và đường kính trục d=26 mm tra Bảng 16.10a[2] ta được kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi và kích thước cơ bản của vòng đàn hồi như sau: ã Bảng thông số kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi. T d D L l Z B 63 26 100 50 124 60 45 71 6 5700 4 28 21 20 20 ã Bảng thông số kích thước cơ bản của vòng đàn hồi. T l h 63 10 M8 15 42 20 10 15 1,5 ă Điều kiện bền của vòng đàn hồi. - Sức bền dập của vòng đàn hồi tính được phải thoả mãn điều kiện sau. Trong đó: + + k=2 + + + Z=6 + MPa - Thay số vào ta tính được. - Vậy vòng đàn hồi đủ điều kiện bền. ă Điều kiện bền của chốt. - Điều kiện sức bền của chốt ( Trong đó ) - Mà MPa vậy nên chốt đã thiết kế thoả mãn điều kiện bền. IV. thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp. 1. Tính kết cấu của vỏ hộp. - Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32. - Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục. - Các kích thước cơ bản được trình bày trong bảng kết cấu vỏ hộp. 2. Xác định kích thước các bộ phận khác của vỏ hộp. ă Nắp quan sát. - Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp nên trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Theo Bảng 18.5[2] ta có kích thước nắp quan sát. ã Bảng kích thước nắp quan sát A B C K R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 - 87 12 4 ă Nút thông hơi. - Khi động cơ làm việc nhiệt độ tăng lên. Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi. Theo Bảng 18.6[2] ta có kích thước nút thông hơi. ã Bảng kích thước nút thông hơi. A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 ă Nút tháo dầu. - Nút tháo dầu được chọn phải đáp ứng được 3 tác dụng chính là: không cho dầu dò gỉ, dầu thoát nhanh, tháo nắp phải dễ dàng. Theo Bảng 18.7[2] ta có kích thước nút tháo dầu. ã Bảng kích thước nút tháo dầu. d b m f L c Q D S 12 8 3 23 2 13,8 26 17 19,6 Bảng thông số kích thước của các phần tử cấu tạo lên hộp giảm tốc. Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày Thân hộp : d Nắp hộp : Gân tăng cứng Chiều dày : e chọn e=6 mm mm Khoảng 2o Chiều cao : h Độ dốc : a Đường kính -Bulông nền: -Bulông cạnh ổ: -Bulông ghép bích nắp và thân: -Vít ghép lắp ổ: -Vít ghép lắp cửa thăm dầu: chọn chọn chọn chọn chọn Mặt bích ghép nắp và thân -Chiều dày bích thân hộp: -Chiều dày bích nắp hộp: -Bề rộng bích nắp và thân: mm mm mm Kích thước gối trục -Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: ; -Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: -Tâm lỗ bulông cạnh ổ: và C (k là k/c từ bu lông đến mép lỗ) -Chiều cao h -Định theo kích thước nắp ổ mm ; mm ; mm h: Phụ thuộc tâm lỗ bulông & kích thước mặt tựa Mặt đế hộp -Chiều dày: + Khi không có phần lồi + Khi có phần lồi: -Bề rộng mặt đế hộp: và q mm xác định theo đường kính dao khoét mm mm mm mm Khe hở giữa các chi tiết -Giữa bánh răng với thành trong hộp -Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp -Giữa mặt bên các bánh răng với nhau. mm mm D2 ³ d = 10 mm Số lượng bulông nền Z Z = ( L + B )/( 200 á 300) Chọn Z = 4 L & B: Chiều dài và chiều rộng của hộp ă Vòng phớt. - Trên trục vào và trục ra phải dùng vòng phớt để cùng với nắp ổ che kín ổ lăn. Các kích thước tra theo Bảng 15.17[2] như sau. ã Bảng kích thước vòng phớt. Vị trí d(mm) d1(mm) d2(mm) D(mm) a(mm) b(mm) S0(mm) Trục I 30 31 29 43 6 4,3 9 Trục III 40 41 39 59 9 6,5 12 ă Nắp ổ. - Đường kính lắp ổ được tính theo công thức sau + D : Là đường kính chỗ lắp ổ lăn + : Là đường kính của vít nắp ổ với vỏ hộp - Nắp ổ được chế tạo bằng gang GX15-32. Trong HGT này ta sử dụng 2 kiểu nắp ổ. Kiểu 1 nắp có lỗ thủng để cho trục xuyên qua, Mặt nắp ổ phình ra tạo bề dày để khoét rãnh lắp vòng phớt. Phần lắp vào lỗ hộp được chế tạo với độ dốc nhỏ để dễ đúc, Đoạn gờ tiếp xúc với thành lỗ hộp không yêu cầu lớn khoảng 3 ~ 4 mm dùng để định tâm nắp ổ . Kiểu nắp 2 tương tự như kiểu 1 nhưng không có lỗ xuyên thủng qua. Mặt nắp hệ dẫn động cơ khí. - Căn cứ vào Bảng18.2[2] ta có. ã Bảng kích thước nắp ổ. Vị trí D(mm) D2(mm) D3(mm) d4(mm) Số lượng Trục I 62 75 90 10 4 Trục II 72 90 115 10 4 Trục III 80 100 125 10 6 ă Que thăm dầu. - Hình dáng và kích thước như hình vẽ: ă Bulông vòng. - Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc, trong trường hợp này ta lắp thêm bulông vòng trên nắp hộp. - Căn cứ vào Bảng 18.3ab[2] ta chọn được bulông vòng có kích thước như sau: ãBảng kích thước bulông vòng. Ren h f b c x r Trọng lượng nâng được M10 45 25 10 25 15 22 8 6 21 2 12 1,5 3 2 5 6 200 2. Bôi trơn trong hộp giảm tốc. - Lấy chiều sâu ngâm dầu là 1/4 bán kính của bánh răng cấp chậm vào khoảng 30 mm. Do đáy của hộp giảm tốc cách chân răng của bánh răng nghiêng bị động một lượng là 30 mm. Vậy chiều cao của lớp dầu cần phải có trong hộp giảm tốc là 60 mm. 3. Dầu bôi trơn hộp giảm tốc. - Chọn loại dầu là dầu công nghiệp 45 bôi trơn theo phương pháp lưu thông. 4. Bôi trơn ổ lăn. - Trước khi quyết định phương pháp bôi trơn ổ lăn ta phải xác định vận tốc của bánh răng ngâm dầu. (m/s) - Do v=2,97 (m/s) do vậy ta quyết định bôi trơn ổ lăn bằng mỡ. 5. Lắp bánh răng lên trục. - Do sản suất đơn chiếc lại làm việc trong điều kiện tải trọng vừa có va đập nhẹ nên mối ghép giữa bánh răng với trục là kiểu lắp H7/k6 6. Điều chỉnh sự ăn khớp. - Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng chủ động lớn hơn so với chiều rộng bánh bị động khoảng 5 mm. Phần 4: Lắp ghép và dung sai Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai đã sử dụng Trục Mối lắp Kiểu lắp Kích thước f (mm) ES EI es ei I Trục-Vòng chắn dầu F8/k6 30 +64 +25 +18 +2 Trục-Vòng trong ổ bi k6 30 0 0 +18 +2 Vỏ hộp-Vòng ngoài ổ bi H7 62 +30 0 0 0 Nắp ổ-Vỏ hộp H7/d11 62 +30 0 -100 -290 Trục-Bánh răng H7/k6 38 +25 0 +18 +2 Trục-Nối trục vòng đàn hồi H7/k6 26 +25 0 +18 +2 II Trục-Bánh răng thẳng H7/k6 38 +25 0 +18 +2 Trục-Bánh răng nghiêng H7/k6 34 +25 0 +18 +2 Trục-Vòng chắn dầu F8/k6 30 +64 +25 +18 +2 Trục-Vòng trong ổ đũa k6 30 0 0 +18 +2 Vỏ hộp-Vòng ngoài ổ đũa H7 72 +30 0 0 0 Nắp ổ-Vỏ hộp H7/d11 72 +30 0 -100 -290 III Trục-Bánh răng nghiêng H7/k6 45 +25 0 +18 +2 Trục-Vòng trong ổ bi k6 40 0 0 +18 +2 Trục-Đĩa xích H7/k6 35 +25 0 +18 +2 Trục-Vòng chắn dầu F8/k6 40 +64 +25 +18 +2 Vỏ hộp-Vòng ngoài ổ bi H7 80 +30 0 0 0 Nắp ổ-Vỏ hộp H7/d11 80 +30 0 -100 -290 Tài liệu tham khảo [1]. Trịnh Chất-Lê Văn Uyển Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập1) Nhà xuất bản Giáo Dục-1999 [2]. Trịnh Chất-Lê Văn Uyển Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập2) Nhà xuất bản Giáo Dục-1999 [3]. Nguyễn Trọng Hiệp Chi tiết máy (Tập 1 & Tập 2) Nhà xuất bản Giáo Dục-1999 [4]. Ninh Đức Tốn Dung sai và lắp ghép Nhà xuất bản Giáo Dục-2002 [5]. Hồ Đắc Tho-Đặng Vĩnh Long-Ninh Đức Tốn Giáo trình dung sai đo lường Đại học tại chức Bách Khoa xuất bản 1967 [6]. Hồ Đắc Tho-Ninh Đức Tốn Cơ sở dung sai và đo lường kỹ thuật trong chế tạo máy. Nhà xuất bản Đại học và THCN-1970 lời nói đầu 1 1 Phần 1: TíNH TOán động học 2 I. Chọn động cơ. 2 1. Xác định công suất đặt trên trục của động cơ. 2 2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ. 3 II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN. 3 III. Xác định công xuất, mômen, số vòng quay trên các trục. 4 Phần 2: TíNH TOáN THIếT Kế CHI TIếT MáY 6 I. TíNH toán thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc. 6 A. Thiết kế cặp bánh bánh răng thẳng ở cấp nhanh. 6 1.Chọn vật liệu. 6 2. Xác định ứng suất cho phép. 7 3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục. 9 4. Xác định các thông số của bộ truyền. 10 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. 10 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. 12 7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. 13 8. Kết luận. 14 9. Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh. 14 B. Thiết kế cặp bánh trụ răng nghiêng ở cấp chậm 14 1.Chọn vật liệu. 14 2. Xác định ứng suất cho phép. 14 3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục. 17 4. Xác định các thông số ăn khớp của bộ truyền. 17 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. 18 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. 20 7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. 21 8. Kết luận. 22 9. Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm. 22 II. tính toán thiết kế Bộ TRUYềN XíCH 23 1. Chọn loại xích. 23 2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền. 23 3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền. 24 4. Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục. 25 III. Tính toán thiết kế trục và chọn ổ lăn. 26 A. phần tính toán chung. 26 1. Chọn vật liệu chế tạo trục. 26 2. Các sơ đồ phục vụ tính toán. 26 3. Tính toán trục. 29 b. phần tính toán cụ thể cho từng trục. 32 1. Đối với trục vào của hộp giảm tốc. 32 Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mô men và kết cấu trục vào của hộp giảm tốc. 36 2. Đối với trục trung gian của hộp giảm tốc 37 2. Đối với trục ra của hộp giảm tốc 42 iv. Tính toán CHọN ổ LĂN. 47 A.Chọn ổ lăn cho trục vào của hộp giảm tốc. 47 1.Chọn loại ổ lăn. 47 2. Chọn sơ bộ kích thước của ổ. 47 B.Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc. 48 1.Chọn loại ổ lăn. 48 2. Chọn sơ bộ kích thước của ổ. 48 3. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc. 49 C.Chọn ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc. 49 1.Chọn loại ổ lăn. 49 2. Chọn sơ bộ kích thước của ổ. 50 3. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc. 50 Phần 3: Thiết kế kết cấu 52 I. Kết cấu trục. 52 1. Thiết kế trục vào của hộp giảm tốc. 52 2. Thiết kế trục trung gian của hộp giảm tốc. 52 3. Thiết kế trục ra của hộp giảm tốc. 53 II. Kết cấu bánh răng. 53 1. Phương pháp chế tạo. 53 2. Vành răng. 53 3. Mayơ. 53 4. Đĩa hoặc nan hoa. 54 III. Nối trục đàn hồi. 54 IV. thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp. 55 1. Tính kết cấu của vỏ hộp. 55 2. Xác định kích thước các bộ phận khác của vỏ hộp. 55 3. Dầu bôi trơn hộp giảm tốc. 58 4. Bôi trơn ổ lăn. 58 5. Lắp bánh răng lên trục. 58 6. Điều chỉnh sự ăn khớp. 58 Phần 4: Lắp ghép và dung sai 59 Tài liệu tham khảo 60