thiết kế qtcn gia công chi tiết tang quấn xích

Lời nói đầu
Trong ngành Cơ Khí-Chế Tạo Máy, yêu cầu về chất lợng sản phẩm ngày
càng đòi hỏi khắt khe. Buộc ngời công nghệ luôn luôn phải tìm tòi, sáng tạo để
tìm ra những phơng pháp gia công tối u nhất cho từng nguyên công cũng nh cho
cả quy trình công nghệ gia công (qtcngc) nhằm mục đích nâng cao năng suất,
chất lợng, đồng thời giảm chi phí gia công, giảm thời gian gia công, qua đó giảm
giá thành sản phẩm. Để lựa chọn phơng pháp gia công tối u nhất, điều đặc biệt
quan trọng là phải xác định đợc những yếu tố ảnh hởng trong quá trình gia công
và trên cơ sở đó, ngời làm công nghệ sẽ lựa chọn và đa ra đợc phơng pháp gia
công tốt nhất cho từng nguyên công và cho cả quy trình công nghệ gia công. Em
xin giới thiệu nhiệm vụ Thiết Kế Đồ án Tốt Nghiệp với đề tài Thit k qtcn gia
cụng chi tit tang qun xớch.
Phần I
truyền động hành tinh
I Khái niệm về truyền động hành tinh cơ bản.
Trong truyền động bánh răng đợc chia làm 2 loại chính là truyền động bánh
răng thờng và truyền động bánh răng hành tinh.
Truyền động bánh răng thờng (Gear train): là truyền động giữa các
bánh răng có trục quay cố định trong quá trình làm việc.
1
Đây là loại truyền động phổ biến và đơn giản, hiệu suất lớn, tuổi thọ cao, nh-
ng chi áp dụng đơc cho những truyền động với tỷ số truyền nhỏ. Khi tỷ số truyền
lớn thì kích thớc bộ truyền lại quá lớn, đó là nhợc điểm lớn của loại truyền động
này.
Truyền động hành tinh (Planetary Gear train): là truyền động giữa
các bánh răng trong đó có ít nhất một bánh răng có trục quay di động trong
không gian, trong loại truyền động này có thể có một hoặc nhiều bậc tự do.
Cấu tạo của một truyền động hành tinh đơn giản, hình 1.1
Các bánh răng có đờng trục cố định ( bánh 1và 3)
đợc gọi là các bánh trung tâm.
Các bánh răng có đờng trục không cố định

( bánh 1) đợc gọi là các bánh răng vệ tinh.
Khâu động mang trục của bánh răng vệ tinh
( khâu c) đợc gọi là cần.


Hình 1.1
Tuy nhiên theo thuật ngữ tiếng anh thì tên gọi bánh răng 3 cha đợc thoả mãn,
để làm rõ điều này ta xét ví dụ hình 1.2. Ta nhận thấy tên gọi của các bánh răng
có đờng trục cố định ăn khớp trong khác với ăn khớp ngoài, cụ thể:
- Bánh răng ăn khớp ngoài: sun gear (s).
- Bánh răng ăn khớp trong lại có tên gọi: ring gear (r)
- Bánh vệ tinh: planet carrier

2
Hình 1.2
Tuy nhiên, vì các tài liệu tiếng Việt vẫn gọi các bánh răng có trục quay cố
định là bánh trung tâm nên trong bản báo cáo này vẫn dùng nh vậy.
Để hiểu rõ về truyền động này ta tìm hiêu thêm ví dụ hình 1.3 sau:

a) b) c)

Hình 1.3
Trong hình 1.3:
- Trờng hợp a: hệ là hệ vi sai, trờng hợp này các bánh trung tâm đều quay.
- Trờng hợp b: hệ hành tinh, trong trờng hợp này ta cố định một trong các
bánh răng trung tâm ( ở đây ta cố định bánh răng 3).
- Trờng hợp c: hệ trở thành hệ bánh răng thờng khi ta cố định cần c.
Nh vậy nếu theo phân tích trên thì hệ hành tinh là một trờng hợp đặcbiệt của
hệ vi sai. Tuy nhiên, vì hệ truyền động này có tên xuất phát từ việc quay hành
tinh của một bánh răng vì vậy cả hệ vi sai va hành tinh có một tên gọi chung là

truyền động hành tinh ( Planetary Gear Train).
ii- u điểm và nhợc điểm của truyền động hành tinh.
1. Ưu điểm của truyền động hành tinh.
Truyền động hành tinh có những u điểm chính sau:
- Truyền động hành tinh cho phép thực hiện với một tỉ số truyền lớn có thể
lên tới 1:500. Vì vậy, truyền động hành tinh rất thích hợp với những hộp
giảm tốc cần có tỷ số truyền lớn, nhng yêu cầu kết cấu nhỏ gọn.
- So với hệ truyền động bánh răng thờng thì hệ truyền động bánh răng hành
tinh có hiệu suất cao hơn khi có cùng tỷ số truyền. Do đó hệ truyền động
hành tinh thờng đợc sử dụng với các bộ truyền có tỷ số truyền không lớn
nhng đòi hỏi có hiệu suất cao.
- Truyền động hành tinh cho một kết cấu nhỏ gọn, vì vậy truyền động này đ-
ợc dùng nhiều trong các hộp số tự động, ví dụ nh cơ cấu truyền lực của ô
3
tô, tời đa tốc, cơ cấu tay quay cần trục tháp, cơ cấu năng chuyển trong các
máy nâng chuyển,
- Hệ hành tinh cũng rất thích hợp với truyền động công suất lớn giữa hai
trục đồng trục với nhau. Vì khi truyền động mômen truyền động đợc phân
phối trên nhiều răng đang ăn khớp, nên tổng diện tích chịu lực sẽ tăng
lên .
2. Nhợc điểm của truyền động hành tinh.
Kết cấu phức tạp, yêu cầu độ chính xác cao về chế tạo và lắp ghép, nên việc
chế tạo và lắp ráp gặp rất nhiều khó khăn, do đó giá thành cao Mặt khác, có
những bộ truyền cho hiệu suất rất nhỏ.
Iii một số kháI niệm cơ bản trong truyền động
hành tinh.
1. Tỷ số truyền của một số cơ cấu hành tinh cơ bản.
Việc tính toán tỉ số truyền của bánh răng hành tinh dựa vào công thức Willis,
theo phơng pháp này thì các thông số động học đợc xác định trên cơ sở chuyển
động tơng đối đối với cần. Để tính toán tỉ số truyền của truyền động hành tinh ta

lấy một số ví dụ điển hình sau:
a) cơ cấu hành tinh 2k c: là loại cơ cấu hành tinh trong đó có 2 bánh
trung tâm (2k) và cần (c) là những khâu cơ bản.
Trong cơ cấu này cũng đợc
chia làm 2 loại: Cơ cấu vi
sai (Hình 1.4a) và cơ cấu
hành tinh (hình 1.4b).





a) b)


Hình 1.4
Tỷ số truyền của cơ cấu vi sai 2k c:
Theo công thức Wllis thì tỷ số truyền từ bánh trung tâm 1 đến bánh trung tâm
3 trong chuyển động tơng đối với cần c là:

.
z
z
i
1
3
c3
c1
3
c

1
c
c
13
=


==




4
Suy ra:

0
133
0
1301
i)i(1

+=
Đặt
1
3
z
z
p =
thì i
c

13

= -p.
Tỷ số truyền của cơ cấu hành tinh 2k c:

p
z
z
i
1
3
c3
c1
3
c
1
c
c
13
==


==




Suy ra:

.

3
1
3
31
p
z
z

==
b) Cơ cấu hành tinh 3k.
Là cơ cấu hành tinh có 3 bánh trung tâm và cần c là các khâu cơ bản. Ví dụ sơ
đồ hình 1.5:
Tỷ số truyền:
Bất kỳ bộ truyền 3k nào có bánh trung
tâm cố định đều có thể coi nh ghép liên
tiếp 2 cơ cấu 2k- c có bánh trung tâm cố
định. Nh vậy có thể xác định đợc tỷ số
truyền của cơ cấu 3k bằng tích của 2 tỷ
số truyền 2k- o. Nếu bánh trung tâm 3 cố
định thì ta có:

Hình 1.5

.
i
i
.ii.i
3
50
3

10
3
05
3
10
35
30
30
31
35
31
5
3
1
3
3
15
==




=


==

Hay

.
z
z
.
z
z
1
z
z
1
i-1
i-1
i
i
i
5
4
2
3
1
3
0
53
0

13
3
50
3
10
3
15

+
===
5
Hoàn toàn tơng tự ta có:

.
z
z
.
z
z
1
z
z
1
i-1
i-1
i
i
i
3
2

4
5
1
5
0
35
0
15
5
30
5
10
5
13

+
===
c) Cơ cấu hành tinh k-c-v.
Là cơ cấu bao gồm các khâu cơ bản là các bánh trung tâm và cần c, ngoài ra
còn có cơ cấu w để nối khâu v với bánh vệ tinh 2, hình 1.6. Cơ cấu w là bộ phận
không thể thiếu đợc của bộ truyền k-0-v, dùng để truyền động giữa các trục song
song và có tỷ số truyền bằng +1, vạn tốc góc của khâu v bằng vận tốc góc của
bánh vệ tinh 2.
Tỷ số truyền:
Vì n
v
= n
2
nên i
3

vc
= i
3
2c
tức ta có:
i
3
vc
= i
3
2c
= 1 i
c
23
.


Hình 1.6
d) Cơ cấu hành tinh trong đó có các trục vuông góc với nhau.

Hình 1.7
e) Các cách ghép nối các cơ cấu hành tinh với nhau.
Mục đích: một cơ cấu hành tinh ở dạng cơ bản thờng có tỷ số truyền không
lớn, vì vậy trong thực tế ngời ta thờng tiến hành ghép các cơ cấu hành tinh với
nhau nhằm tạo ra bộ truyền có tỷ số truyền cao hơn, đa dạng về kết cấu, khác
nhau về động học và hiệu suất, với bậc tự do khác nhau có thể thoã mãn đợc
nhiều truyền động ta đặt ra.
6
Việc so sánh, đánh giá và tìm ra tổ hợp kết cấu tối u là khá phức tạp, vả lại nó
còn phụ thuộc vào truyền động mà ta đặt ra. Vì vậy trớc hết ta cần tìm hiểu các

phơng án ghép nối.
Ghép nối các cơ cấu 2k- 0 với nhau.
Việc ghép nối các cơ cấu 2k- 0 với nhau cho ta tỷ số truyền khá, hiệu suất
cao, kết cấu đơn giản nhỏ gọn. Vì vậy đây là cơ cấu cơ bản nhất và đợc dùng
nhiều trong thực tế nh hộp số tự động trong hệ thống truyền lực của ô tô, tời đa
tốc, cơ cấu quay cần trục tháp, v v.
Ví dụ trên hình 1.8 là sơ đồ động
biểu diễn cụ thể việc ghép 2 cơ cấu
2k- o, tạo thành hệ hành tinh 2 cấp.

Hình 1.8
Khi ta ghép 2 khâu cơ bản bất kỳ của 2 cơ cấu
2k- o với nhau, đồng thời có sự nối kín hai
khâu khác của cấp nhanh và cấp chậm tạo nên
các hệ vi sai kín. Hình 1.9 là một số cách ghép
cụ thể.


Hình 1.9
Ghép các cơ cấu 3k với 2k- o.
Cách ghép này cho phép thực hiện tỷ số truyền khá lớn nhng kết cấu lại rất
phức tạp, khó chế tạo và lắp ráp, nên hiệu suất truyền động không cao.
Trên hình 1.10a là một ví dụ cụ thể, trong sơ đồ này ta thực hiện ghép cấp thứ
nhất là cơ cấu 3k với cấp thứ 2 là cơ cấu 2k- o.
7


a) b)
Hình 1.10
Ghép liên tiếp các cơ cấu 3k.

Cách ghép này cho ta tỷ số truyền rất lớn, phơng án ghép nối đa dạng, song do
kết cấu phức tạp, chế tạo và lắp ráp rất khó khăn nên hiệu suất và giá thành cao.
Nhng trong những trờng hợp cụ thể thì nó lại cho hiệu qủa cao nên cách ghép này
vẫn đợc dung nhiều trong thực tế.
Trên hình 1.10b ta thực hiện ghép liên tiếp hai cơ cấu 3k với nhau.
Nh vậy, việc ghép nối các cơ cấu hành tinh cơ bản cho phép tạo ra các hệ hành
tinh khác nhau với các thông số về tĩnh học, động học, kết cấu và hiệu suất khác
nhau. Trong thực tế thờng gặp các truyền động hành tinh (hộp tốc độ, hộp giảm
tốc, ) sử dụng các tổ hợp ghép nối này.
2) Bậc tự do của hệ hành tinh.
Xuất phát từ công thức tính bậc tự do cho cơ cấu phẳng [2], có:
W = 3n - 2p
5
- p
4
.
Trong đó:
W - số bậc tự do cần tính.
n số khâu động.
P
5
số khớp thấp loại 5.
P
4
- số khớp cao loại 4.
Ta thấy p
5
chính là số khâu động, p
5
= n, nên ta có:

W = n - k.
Lại có: n = n
o
+ k, trong đó n
o
là số khâu cơ bản, còn k là số cum bánh vệ tinh.
Còn p
4
= 2k.
Từ đó ta có công thức xác định bậc tự do cho truyền động hành tinh bất kỳ:
W = n
0
- k.
Để làm rõ công thức trên ta lấy một số ví dụ sau:
Ví dụ 1: tính bậc tự do của cơ cấu hành tinh sau, hình 1.11
Trong ví dụ này ta có:
Số khâu cơ bản n
0
= 3 (bánh 1, 3 và cần c)
Số cụm bánh vệ tinh k = 1 (cụm vệ tinh chứa bánh
8
vệ tinh 2).
Vì vậy bậc tự do của cơ cấu:
W = n
0
- k = 3- 1 = 2.
Hình 1.11
Ví dụ 2: tính bậc tự do của cơ cấu hành tinh sau, hình 1.12:

Trong hình 1.12 có

Số khâu cơ bản n
0
= 2 (bánh trung tâm 1 và
cần c).
số cụm vệ tinh k = 1 (cụm chứa bánh vệ tinh 2).
Vậy bậc tự do của hệ:
W = n
0
- k = 2- 1 = 1.

Hình 1.12
Ví dụ 3: tính bậc tự do của bộ truyền động O.Divabus 200 (Tây Đức cũ), hình
1.13


Hình 1.13
Trên hình 1.13 ta có:
Số khâu cơ bản n
0
= 7, đó là những khâu A, B, 1, 2, 3, 4, 5
Số cụm hành tinh k = 5
9
Vật bậc tự do của hệ là:
W = n
0
- k = 7- 5 = 2
3) Hệ hành tinh.
Căn cứ vào bậc tự do w và cấu tạo của hệ hành tinh chúng ta phân ra thành hệ
vi sai, hệ thuần hành tinh, hệ vi sai kín, hệ hỗn hợp.
a) Hệ vi sai: hệ vi sai là hệ hành tinh có 2 bâc tự do trở lên, vì vậy trong hệ

vi sai sẽ co rất nhiều phơng án truyền động khác nhau tuỳ thuộc vàocơ
cấu vi sai trong hệ và cách ghép nối. Hình 1.14 là một ví dụ về hệ vi sai.


Hình 1.14
b) Hệ thuần hành tinh:
Từ hệ hành tinh có w bậc tự do, ta sẽ nhận đợc một hệ thuần hành tinh có một
bậc tự do, khi ta hạn chế (w- 1) bậc tự do bằng cách cố định một số khâu cơ
bản. Ví dụ hình 1.15.
Trong hình 1.15, ta cố định một
trong các bánh trung tâm, ở đây
ta cố định bánh trung tâm 3 thì
cho ta một hệ thuần hành tinh.




Hình 1.15
10
c) Hệ vi sai kín:
Hệ vi sai kín là hệ nhận đợc khi ghép một cơ cấu vi sai với các cơ cấu nối kín
khác nh cơ cấu hành tinh, bộ truyền thờng, hay bộ biến tốc, ta sẽ nhậ đợc hệ vi
sai kín với một bậc tự do.
Cách nối kín ở đây có thể hiểu là ta nối trục vào với trục ra của hệ bánh răng
vi sai bằng một cơ cấu nối hoặc nối kín hai cơ cấu vi sai với nhau, tức là nối đầu
ra của hệ này với đầu vào của hệ kia bằng các cơ cấu nối kín.
Xét một số ví dụ sau, hình 1.16.
a) b)

hình 1.16

Trong hình 1.16a, ta nối kín bánh vào 1 với bánh ra 3, ta đợc hệ vi sai kín một
bậc tự do. Trong hình 1.16b ta có hệ bánh răng vi sai mà trục vào và trục ra đợc
nối với nhau bằng một hệ bánh răng thờng cho ta một hệ vi sai kín có một bậc tự
do.
Ưu điểm của loại bộ truyền này là có kích thớc nhỏ gọn nhng có thể đạt đợc
tỷ số truyền lớn. Vì vậy nó đợc dùng nhiều trong thực tế.
Chú ý rằng trong thực tế ngời ta còn thực hiện việc ghép nối hệ hành tinh với
hệ thờng tạo thành một hệ hành tinh hỗn hợp. ví dụ hình 1.17:
Trong hình 1.17, ta đã thực hiện ghép nối một hệ hành tinh nối tiếp với một hệ
bánh răng thờng.
Khi phân tích động học
của hệ bánh răng hỗn hợp
ta phải xét riêng hệ thống
bánh răng thờng và hệ
hành tinh.

11
Hình 1.17

4) Các điều kiện trong truyền động bánh răng hành tinh.
a) Đặt vấn đề.
Số răng của các bánh răng trong hệ hành tinh đợc chọn không những để thực
hiện tỉ số truyền cho trớc mà đồng thời còn phải thoả mãn một số điều kiện cấu
tạo và lắp ghép nữa. Trớc hết để cơ cấu có thể chuyển động đợc trục của các bánh
răng trung tâm phảI trùng với với trục của cần c. Mặt khác, trong quá trình
chuyển động của hệ bánh răng ứng với mỗi bánh vệ tinh hay mỗi khối bánh vệ
tinh có một lực li tâm. Để cân bằng lực li tâm này phảI dùng một số bánh vệ tinh
hay một số khối bánh vệ tịnh phân bố cách đều nhau xung quanh trục quay của
cần c. Khi phân bố nh vậy thì nó có dạng một chạc có nhiều nhánh phân bố đều,
mỗi bánh này mang ổ trục một bánh vệ tinh hoặc một khối bánh vệ tinh. Khi đó

vấn đề đặt ra là phảI lắp đợc các bánh vệ tinh hay khối bánh vệ tinh trên các
nhánh của cần c sao cho các bánh vệ tinh hay các khối bánh vệ tinh đồng thời ăn
khớp với các bánh trung tâm(chính là điều kiện lắp của hệ hành tinh).
b) Các điều kiện trong hệ hành tinh.
Bởi vì mỗi hệ hành tinh có cấu tạo khác nhau nên nói chung là có các điều
kiên đồng trục, điều kiện lắp, điều kiện kề khác nhau, vì vậy để nêu ra đợc các
điều kiện của hệ hành tinh ta phải lấy một sơ đồ cụ thể. Ví dụ ta tìm điều kiện
lắp cho sơ đồ cơ bản trên hình 1.18
Điều kiện đồng trục.
Gọi bán kính vòng lăn của các bánh răng 1, 2, 3 lần lợt là r
1
, r
2
, r
3
, để các bánh
răng trung tâm 1, 3 và cần c đồng trục với nhau thì phải có:
r
3
= r
1
+ 2r
2
.



12
Hình 1.18
Để các bánh răng ăn khớp đợc với nhau thì chúng phảI có cùng môđun m, nên

từ biểu thức trên ta có:
mz
3
= mz
1
+ 2mz
2
hay:
z
3
= z
1
+ 2z
2
Từ đó ta có:

.
2
zz
z
13
2

=
(1.1)
Biểu thức (1.1) cho thấy số răng z
1
và số răng z
3
của các bánh trung tâm 1 và 3

phảI là những số cùng chẵn hoặc cùng lẻ (để số răng z
2
của bánh vệ tinh 2 là số
nguyên) đợc gọi là điều kiện đồng trục của hệ bánh răng hành tinh đã cho.
Điều kiện lắp.
Việc tìm ra điều kiện lắp xuất phát từ việc lắp các bánh răng vệ tinh vào cần
sao cho các bánh vệ tinh ăn khớp đợc đồng thời với các bánh trung tâm.
Gọi k là số bánh răng vệ tinh, thì cần c có k nhánh phân bố đều nhau, góc
giữa hai nhánh kế tiếp nhau sẽ là:

.
k
2

=
- Trớc hết, ta lắp bánh vệ tinh thứ nhất vào cần c sao cho nó ăn khớp đồng
thời đợc với bánh trung tâm 1 và 3. việc điều chinh cho bánh này ăn khớp
đợc đồng thời với hai bánh trung tâm là dễ dàng, ta chỉ việc lựa một cách
thích hợp vị trí tơng đối giữa các bánh răng trung tâm.
- Tiếp theo ta lắp tiếp bánh vệ tinh thứ 2 lên cần c. Giả sử bánh răng 3 cố
định, cho cần c quay một góc . Khi đó bánh 1 sẽ quay đợc một góc
bằng:

.i
k
2
i
1c1c
==
(1.2)

Vì bánh 3 cố định nên ta có:

.
z
z
1i1i
1
3
c
131c
+==
(1.3)
Nên có:

).
z
z
(1
1
3
+=
(1.4)
Điều kiện lúc này là hai bánh vệ tinh phải ăn khớp đợc đồng thời với các bánh
trung tâm 1 và 3 tại vị trí hiện tại của chúng. Nên vị trí hiện tại của bánh trung
tâm 1 và 3 phải giống nh vị trí tơng đối ban đầu giữa chúng nh khi lắp bánh vệ
tinh thứ nhất. Vì 3 cố định nên vị trí của nó vẫn đợc giữ nh cũ. Cho nên để
thoả mãn điều kiện vừa nêu trên thì cung chứa góc (trên vòng lăn) của bánh
trung tâm 1 phải bằng bội số bớc răng của nó:

qp.r

1
=
(1.5)
13
Trong đó:
p- bớc trên vòng lăn của bánh răng trung tâm 1.
q- một số nguyên.
Từ các biểu thức trên ta suy ra đợc điều kiện lắp cho hệ hành tinh nh sau:

q
k
zz
31
=
+
. (1.6)
Điều kiện kề.
Khi ta lắp nhiều bánh vệ tinh trên cùng một chạc bánh răng thì vấn đề đặt ra
là đỉnh của các bánh vệ tinh có thể chạm nhau trong qúa trình hoạt động, vậy
điều kiện đặt ra ở đây là vòng đỉnh của các bánh vệ tinh phải không cắt nhau hay
tiếp xúc với nhau.
Gọi a là khoảng cách tâm giữa bánh trung tâm và bánh vệ tinh, và d
a
là đờng
kính ngoài của bánh vệ tinh (hình 1.19) thì điều kiện trên tơng đơng với:
O
1
O
2
> d

a
Trong đó:
O
1
O
2
= 2a.sin(/k).
Từ đó ta có điều kiện :
D
a
< 2a.sin (/k). (1.7)
Điều kiện (1.7) là điều
kiện kề cần tìm.


Hình 1.19
c) Ví dụ.
Tính toán bộ truyền giảm tốc gắn với động cơ có công suất N = 1,5 Kw số
vòng quay của trục động cơ n
đc
= 950 vg/ph, số vòng quay yêu cầu ở trục ra của
động cơ là n = 23 vg/ph, hình 1.20.
14

/


Hình 1.20
Lời giải:
Tỷ số truyền của bộ truyền cần thiết kế:

41,3.
23
950
n
n
i
dc
===

Chọn bộ truyền: chọn bộ truyền hành tinh ghép hai cơ cấu 2k- o nối
tiếp nhau, hình 1.20. Ta sẽ đi xác định số răng của các bánh răng trong
từng bộ truyền.
- tỷ số truyền cấp nhanh: ta chọn i
1
= 8, suy ra tỷ số truyền cấp nhanh sẽ là
5,17.
8
41,3
i
i
i
1
2
===
- Từ sơ đồ động 1.20 có:
i
1
= i
1c1

3
= 8, i
2
= i
6
4c2
= 5,17.
Chọn z
1
= 20 răng, có:

1).(izz
.
z
z
1i1i
3
1c113
1
3
c1
13
3
1c1
=
+==
Thay số vào ta có:
z
3
= 20.(8 1) = 140

- Chọn số bánh răng vệ tinh là k = 3 bánh, nhận thấy điều kiện lắp không
thoã mãn:

53,33
3
14020
k
zz
31
=
+
=
+
không phải là một số nguyên.
Chọn lại z
3
= 136 răng, lúc này điều kiện lắp thoả mãn:
15

52
3
13620
k
zz
31
=
+
=
+
là một số nguyên.

đồng thời điều kiện đồng trục cũng thoã mãn:

58
2
20-136
2
zz
z
13
2
==

=
.
- Nh vậy tỷ số truyền thực của cấp nhanh sẽ là:

7,8.
20
136
1)
z
z
(1i1ii
1
3
c1
13
3
1c11
=+====

Tỷ số truyền cấp chậm:

5,3.
7,8
41,3
i
i
ii
1
6
4c22
====
- Tính chọn cấp chậm:
Chọn z
4
= 16 răng, theo lí thuyết thì để tránh đợc hiện tợng cắt lẹm thì số
răng nhỏ nhất z
min
= 17 răng, tuy nhiên khi ta chọn z
4
= 16 thì hiện tợng cắt
lẹm xảy ra không đáng kể, vả lại ta có thể khắc phục đợc bằng cách dịch
chỉnh răng.
Tính số răng của bánh răng 6:
Có:

68.1)16(5,31)(izz
.
z

z
1)
z
z
(1i1ii
6
4c246
4
6
4
6
c2
46
6
4c22
===
+====
Kiểm tra:
+ Điều kiện lắp:
28
3
6816
k
zz
64
=
+
=
+
là một số nguyên nên thoả mãn điều

kiện lắp.
+ Điều kiện đồng trục:

28
2
16-68
2
zz
z
46
5
==

=
Thoã mãn điều kiện đồng trục.
Tỷ số truyền thực của cấp chậm:

5,25.
16
68
1
z
z
1i
4
6
2
=+=+=
Vậy tỉ số truyền thực của bộ truyền thực đợc thiết kế:
i = i

1
.i
2
= 7,8.5,25 = 40,95.
Suy ra sai số: i = 41,3 40,95 = 0,35, hay sai số gặp phảI là
16

0,8% 100
41,3
0,35
.100
i
i
==

Với sai số đó hoàn toàn có thể chấp nhận đợc.
Kiểm tra điều kiện chạm nhau:
Điều kiện chạm nhau: d
a
< 2a.sin(/3). (*)
Trong đó:
a- khoảng cách tâm giữa bánh vệ tinh với bánh trung tâm ăn khớp ngoài.
d
a
- đờng kính vòng đỉnh của bánh vệ tinh.
- Đối với cấp nhanh: điều kiênh (*) tơng đơng với:

67,560
3

58).sin(20258
3

).sinz(z2z
3

.sin
2
m
)z2(z2mzm
212
1
21121
<
+<+
+<+
+<+
Nh vậy điều kiện kề của cấp nhanh đợc thoả mãn.
- Đối với cấp chậm: điều kiênh (*) tơng đơng với:

4,3628
3

).sin26(16226
3

).sinz(z2z
3

.sin

2
m
)z2(z2mzm
545
2
54252
<
+<+
+<+
+<+
Nh vậy điều kiện kề của cấp chậm đợc thoả mãn.
iv- vấn đề kết cấu trong truyền động bánh răng
hành tinh.
Cũng nh trong các truyền động khác vấn đề kết cấu trong truyền động hành
tinh đóng vai trò hết sức quan trọng.Những vấn đề chính cần nghiên cứu trong
kết cấu của truyền động hành tinh đó là: kết cấu cần mang bánh vệ tinh, kết cấu
ổ, kết cấu tự lựa, kết cấu hộp, vv
Trong bản báo cáo này chỉ đi sâu tìm hiểu kết cấu tự lựa đợc dùng trong
truyền động hành tinh.
Kết cấu tự lựa:
17
Mục đích: Trong quá trình chế tạo bánh răng thờng khó tránh khỏi
những sai số vì vậy khi các bánh răng ăn khớp với nhau thờng không chính xác.
Để khắc phục sai số do chế tạo thì ngời ta thờng dùng kết cấu tuỳ động. Mặt
khác, với các hộp giảm tốc hành tinh, vấn đề phân bố đều tảI trọng cho các bánh
vệ tinh là hết sức quan trọng và giải pháp thờng dùng là dùng kết cấu tuỳ động.
Kết cấu tự lựa có nhiều loại, nhng trong truyền động hành tinh thờng dùng
bánh răng tự lựa, ta sẽ đI sâu vào loại kết cấu tự lựa này.
Phân loại bánh răng tự lựa:
Nếu theo số vành răng thì ngời ta chia ra làm hai loại, đó là loại một vành

răng và loại hai vành răng.
- Loại một vành răng: loại nay đợc dung ít do trục có thể lắc, xoắn đợc cho
nên nó không thể cho sự phân bố đều tảI trọng trên các răng. Loại này chỉ
dùng cho bánh răng thẳng. Trên hình 1.21a, b là kết cấu của loại một vành
răng.
a) Loại trục đặc. b) Loại trục rỗng.
Hình 1.21. Kết cấu bánh răng tự lựa một vành răng.
- Loại bánh răng tự lựa hai vành răng: loại này tuy có cấu tạo phức tạp hơn
loại một vành răng nhng nó cho hệ số cho hệ số k
HB
nhỏ nhất cùng với
chiều dài l
3
. Loại này tránh đựơc hiện tợng lắc hoặc xoắn trục cho nên cho
sự phân bố đều tải trọng. Loại này đợc dùng phổ biến trong truyền động
hành tinh. Trên hình 1.22 là một số kết cấu tự lựa hai vành răng hay đợc
dung trong thực tế.
18
a) b
Hình 1.22. Kết cấu tự lựa bánh răng loại hai vành răng.
Nếu chú ý đến bánh nào tự lựa thì ngời ta phân ra bánh răng cần tự lựa ăn
khớp ngoài và bánh răng cần tự lựa ăn khớp trong. Tuỳ trờng hợp bánh cần tự lựa
ăn khớp ngoài hay trong mà kết cấu tự lựa sẽ khác nhau.
Trên các hình 1.21 và hình 1.22 là kết cấu tự lựa dùng cho bánh răng ăn khớp
ngoài. Còn trên hình 1.23 là kết cấu tự lựa cho các bánh răng ăn khớp trong.
a) Loại một vành răng.
b) Loại hai vành răng.
Hình 1.23. Kết cấu tự lựa bánh răng ăn khớp trong.
Các phơng án hình dáng răng của khớp nối răng tự lựa: Tuỳ vào mục
đích tự lựa chính là gì ta sẽ dùng các dạng răng khác nhau. Các dạng răng thờng

đựơc dùng trong bánh răng tự lựa là: dạng răng thẳng, dạng răng tang trống, dạng
răng vát nghiêng, vv Trên hình 1.24 là một số mặt cắt ngang của răng tự lựa.
19
a) b) c)
Hình 1.24. Hình dáng của răng tự lựa.
Trong hình 1.24a là dạng răng thẳng, 1.24b là dạng răng vát nghiêng, 1.14c là
dạng răng tang trống.
Chú ý rằng, với các khớp nối của bánh trung tâm ăn khớp ngoài hoặc với các
bánh răng có đờng kính nhỏ, có mức độ chịu tải lớn thì bề rộng vành răng cần lấy
tăng lên (thờng b
M
/d
M
= 0,2 ữ0,3), trờng hợp đó ta chọn ăn khớp dạng răng tang
trống (hình 1.24c).
Kết cấu vành lò xo chặn chiều trục: Để tránh di chuyển chiều trục của
bánh răng tuỳ động ngời ta thờg dùng vành lò xo trong rảnh, tiết diện
của nó có thể tròn hoặc vuông. Trên hình 1.25 là kết cấu của một số
vành lò xo thờng đợc dùng trong khớp nối răng tự lựa.
20
a) Dạng tiết diện tròn. b) Dạng tiết diện chữ nhật.
Hình 1.25
Kết luận: Với khả năng khắc phục đợc sai số do chế tạo và có khả
năng điều chỉnh đợc sự phân bố tải trọng cho các răng, đặc biệt là các
bánh vệ tinh. Cho nên khớp nối tự lựa đợc dùng rất nhiều trong truyền
động hành tinh.
Phần II
Tìm hiểu nguyên lý làm việc
cụm nâng hạ trong máy nâng chuyển tại vùng mỏ
21

I giới thiệu chung:
Máy nâng chuyển là hệ thống máy có đợc sử dụng để nâng hạ và di
chuyển các vật có khối lợng lớn không thể di chuyển bằng sức ngời , giúp giảm
lao động nặng nhọc cho con ngời và nâng cao năng suất lao động.
Ngoài vùng mỏ các máy nâng chuyển đợc sử dụng nhiều để nâng chuyển
các sản phẩm khai thác. Với môi trờng làm việc nhiều bụi bẩn lên các cơ cấu của
máy khi chế tạo cần phảI che chắn tốt cho các chi tiết chuyển động bên trong để
tránh bụi vào các chi tiết, nâng cao độ bền và khả năng làm việc của máy.
Với điều kiện làm việc tảI trọng nâng luôn thay đổi, tốc độ thay đổi, cần
có bộ truyền có hiệu suất cao nhng phải nhỏ gọn, nên biện pháp đợc áp dụng ở
đây là sử dụng hệ bánh răng hành tinh .
II cụm nâng chuyển trong các máy khai thác mỏ
1. Điều kiện làm việc và yêu cầu kỹ thuật:
Cụm máy làm việc trong môi trờng nhiều bụi bẩn.
- TảI trọng thay đổi thờng xuyên.
- Vận tốc thay đổi khi mang tảI trọng thì chuyển động chậm, khi chạy không
thì chuyển động nhanh.
- Khi làm việc phải êm.
- Kết cấu nhỏ gọn, công suất lớn, hiệu suất cao.
Từ các yêu cầu đó mà cơ cấu năng thờng sử dụng hệ thống truyền động hành tinh
kết hợp với các cơ cấu khác để đáp ứng đợc các yêu cầu làm việc trên.
2. Sơ đồ động của cụm nâng chuyển
a). Sơ đồ động
Từ bản vẽ lắp ta có sơ đồ động của máy nh hình vẽ
tang quấn
tang phanh
22
Trong đó:
1 : là bánh trung tâm đợc cố định trên trục chính của cơ cáu,
2 : là bánh vệ tinh.

3 : là bánh trung tâm ăn khớp trong, đợc gắn với tang phanh.
0 : là cần mang bánh vệ tinh đợc nối với tang quấn xích bằng khớp nối
răng
b). Nguyên lý làm việc:
Trục chính nối với bộ truyền ngoài bằng bộ truyền xích truyền chuyển
động tới bánh trung tâm 1 , bánh 1 ăn khớp với bánh vệ tinh 2 .
Khi cố định có tải trọng thì cần có vận tốc nhỏ lên ta cố định bánh trung
tâm ăn khớp trong 3 bằng cách phanh hãm vành tang phanh.
Khi hạ vật xuống ta cần chuyển động nhanh tối đa có thể, vì vật đợc tha
rơi tự do, để hạn chế tốc độ chuyển động hoặc dừng lại ta sử dụng cơ cấu hãm
phanh để giảm tốc độ bánh răng ăn khớp trong 3.
Phần III
Thiết kế quy trình công nghệ Gia công
tang quấn xích
I. Phân tích kết cấu và điều kiện làm việc của chi
tiêt:
- Chi tiết có nhiệm vụ làm tang quấn xích trong cơ cấu nâng của các máy
nâng ngoài mỏ, với điều kiện làm việc có nhiều bụi và tải trọng thay đổi,
do đó một số bề mặt của chi tiết có nhiệm vụ chắn bụi nh rãnh trên mặt
đầu 190 mm.
- Chi tiết thuộc họ chi tiét dang bạc, các mặt cần gia công là các mặt trụ
tròn, do đó ta có thể sử dụng quy trình công nghệ gia công chi tiết dạng
bạc để gia công chi tiết đã cho .
- Các mặt làm việc chính của chi tiết là mặt trụ trong 150
+0,03
mm dùng để
lắp ổ lăn, hai lỗ 18A4 để bắt đầu xích quấn, mặt răng trong để nối với
bộ truyền ngoài, ngoài ra các mặt có chuyển động tơng đối với các mặt
khác của chi tiết khác nh hai mặt đầu và rãnh trên mặt đầu 240mm có
yêu cầu về độ đảo hớng kính và độ đảo mặt đầu so với mặt tăng không

quá 0,03mm, ngoài ra mặt trụ trong 160A4 mm dùng để lắp ghép với
23
lắp ổ, bề mặt trụ ngoài 190C4 cần đợc đánh bóng đạt cấp 8 để làm giảm
mòn vòng chắn dầu tỳ trên nó.
- Các lỗ 55 2 trên vành tang quấn là lỗ công nghệ dùng để quan sát
kiểm tra xích quấn, phục vụ cho việc vận chuyển và tháo lắp các chi tiết
trong cụm của cơ cấu nâng. Bề mặt này không cần phải gia công, nó đợc
đúc sẵn.
- Chi tiết trong quá trình làm việc nó quay trên ổ lăn vì vậy bề mặt lắp ổ
lăn sẽ quyết định độ đảo khi làm việc của chi tiết, do đó nó đợc chọn làm
bề mặt chuẩn để xác định sai lệch về vị trí tơng quan của các bề mặt
khác. Các mặt đầu có độ đảo theo phong hớng trục so với mặt trụ trong
lắp ổ lăn không vợt quá 0,03mm . Độ đảo hớng kính giữa các mặt trụ
trong và ngoài khác so với mặt trụ trong không vợt quá 0,03mm.
- Độ nhám bề mặt trong của lỗ lắp ổ lăn là Ra = 2,5àm
- Với mặt đầu và các bề mặt lắp ghép còn lại là Rz = 40àm
- Các rãnh lắp vòng chặn lò xo có độ nhám Rz = 20àm.
- Độ nhám mặt trụ ngoài có lắp vòng chắn dầu nên đòi hỏi có độ bóng cao
nhằm giảm mòn cho vòng chắn Ra = 0,63àm
- Tang quấn đợc nối với bộ truyền ngoài bằng khớp nối răng, yêu cầu của
bề mặt làm việc của răng là phải đảm bảo độ không vuông góc với các bề
mặt trụ ngoài là không quá 0,03mm , độ đảo hớng kính của bề mặt làm
việc chính so với các mặt trụ ngoài không quá 0,03mm
- Với chiều rộng của chi tiết là 240mm nên ta không thể gia công răng
trong trên máy xọc răng bao hình đợc vì điều kiện hiện tại cha cho
phép .Do đó ở đây ta sử dụng phơng án ghép bánh răng trong. Chiều dày
từ chân răng tới mặt trụ ngoài là = (190 155)/2 = 17,5 mm, để đảm
bảo chiều dày các phần lắp ghép đủ cứng vững ta chia chiều dày trên làm
hai, Tuy nhiên ở trên bánh răng đó là khoảng cách tính từ chân răng tới
mặt trụ ngoài lên ta có thể giảm chiều dày của nó xuống mà không ảnh

hởng tới độ bền của răng, và tăng chiều dày của phần trụ trên tang quấn
để tăng độ bền cho phần trụ lắp ghép và tránh biến dạng khi nhiệt luyện
Vậy ta chọn đờng kính của mối ghép bằng 170mm, chiều rộng của
mối lắp bằng 44mm.
ở đây ta sử dụng mối ghép trung gian hơi căng H7/n6 kết hợp với 6 vít
chặn M4.
Nh vậy trong quy trình gia công chi tiết ta sẽ chia làm hai phần đó là gia công
tang quấn và gia công bánh răng trong. Sau đó ta lắp ghép chúng lại với nhau
đem đi gia công khoả lại mặt đầu và khoan tarô lỗ bắt vít chặn.
24
Hình 1:Lắp ghép bánh răng trong
II. Xác định dạng sản xuất:
Theo công thức: N=N
1
.m.(1+
100
+
)
N là số chi tiết đợc sản xuất trong một năm
N
1
là sản phẩm đợc sản xuất trong một năm
m là số chi tiết trong một sản phẩm
là số chi tiết đợc sản xuất thêm để dự trữ ( =5% ữ7%)
là số phế phẩm chủ yếu trong các phân xởng đúc ( =3% ữ6%)
Thay vào công thức trên ta có:
N=N
1
.m.(1+
100

+
)= 1000.1.(1+
100
56 +
)=1110 (chi tiết)
Với thể tích chi tiết V=10,42dm
3
Trọng lợng của chi tiết đợc xác định theo công thức:
Q = V. = 10,42.7,2= 76 kg
Theo bảng 2 trang 13 sách hớng dẫn thiết kế dồ án công nghệ máy ta có:
Dạng sản xuất ở đây là dạng sản xuất hàng khối.
25