báo cáo đồ án thiết kế hộp giảm tốc

`

Phần I : Tính toán động học hệ dẫn động xe nâng
I.Xác định công suất yêu cầu
1. Tính toán cho quá trình nâng của hệ
- Hệ số trọng lượng k1 =2.5 ; k2 = 1.5 (quan hệ của khối lượng xe nâng Gxn và xe di chuyển Gxdc với khối lượng
của hàng Gh)
- Hệ số ma sát lăn :

f= 0.050

- Đường kính bánh răng 3 :

d3 = 180 mm

Giả thiết bỏ qua lực tỳ của con lăn C vì hệ thống nâng có xu hướng tách con lăn C ra khỏi thanh dẫn hướng)
+ Xét cân bằng tại điểm A
Ta có :
=>

N1 + N2 - (Gxn + Gxdc + Gh) = 0

N1h - (k1Gh + k2Gh + Gh ) = 0

( Vì A nằm giữa 2 con lăn nên N1 = N2 , với N là phản lực từ ray dẫn hướng tác dụng lên con lăn)
=>

N1h - Gh (k1 + k2 + ) = 0

=>

N1 = L( + + ) = ( (N)

+ Lực ma sát trên các con lăn tỳ vào ray:
Trên một phía : Fms1 = f. N1 =0,05x5275,86 = 263,79 (N)
Do N1 = N2 nên Fms1 = Fms2 = Fms = 263,79 N
+ Xét cân bằng lực trên cả hệ thống, ta có :
= 4Fms + Gh + Gxn + Gxdc - 2Fcn
( Chiếu lên phương thẳng đứng hướng xuống dưới)
=> Tổng lực cản của cả hệ thống :
Fcn = 2 Fms + ( k1 + k2 + 1) = 2x263,79 + (2,5+1,5+1) = 5527,58(N)
Để phát động được hệ thống nâng thì lực phát động phải thắng được lực cản:
Ftn = Fcn = 5527,58 (N)
Tổng công suất trên 2 trục lắp bánh răng 3 ( trục bị động của bộ truyền xích ) là :
Plv nang = = = 8,29 (kW)

2. Tính toán cho quá trình hạ và giữ hệ.
* Quá trình hạ của hệ

1
Khi hệ thống đi xuống( hệ thống hạ) thì cả hệ thống vẫn chịu tác dụng của các lực như trường hợp nâng hệ


`
thống đi lên ( nếu bỏ qua lực tỳ ở con lăn C) nhưng chỉ khác là F ms1, Fms2 và Ftn đổi chiều.
Ta có: N1 = N2 = 5275,86 (N) => Fms1 = Fms2= 263,79 (N)
+ Xét cân bằng lực trên cả hệ thống ta có :
-4Fms + Gh +Gxn + Gxdc – 2Fch = 0
(Chiếu lên phương thẳng đứng hướng xuống dưới)
=> Fch = -2Fms + ( k1 + k2 +1) = -2x263,79+ (2,5+1,5+1) = 4472,42 (N)
+ Lực sinh ra để thắng lực cản của hệ thống hạ là :

Ftn = Fch =4472,42 (N)
Công suất trên đầu ra của hộp giảm tốc khi hệ thống hạ là :
Plv ha = = = 2,68 (kW)
So sánh trường hợp nâng và hạ, có công suất làm việc của hệ thống nâng là :
Plv = max { Plv nang, Plv ha} = 8,29 (kW)
3. Hiệu suất hệ dẫn động () :
Hiệu suất truyền động: = k .3ol .br .x = 1x0,9953 x0,98x0,93=0,898
Trong đó : -Hiệu suất nối trục di động :k = 1
-Hiệu suất 1 cặp ổ lăn :

ol

=0,995

-Hiệu suất 1 cặp bánh răng trong hộp giảm tốc br = 0,98
-Hiệu suất truyền động xích x = 0,93 (bộ truyền xích để hở).
4. Công suất cần thiết trên trục động cơ :
Pyc = = = 9,23 (kW)
II. Xác định số vòng quay sơ bộ của đông cơ
Số vòng quay trên trục công tác
nlv = = = 79,577 ()
Chọn tỷ số truyền sơ bộ
usb = ung . uh
Tra bảng B2.4 (tính toán,thiết kế hệ dẫn đông cơ khí 1, T21) ta có:
+ Tỷ số truyền xích ung = ux = 3
+ Tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp : uh = ubr = 5
=> usb = 3x5 = 15

3. Chọn số vòng quay sơ bộ :
nsb = nlv .usb = 79.577x15 =

1193,655 ()

III. Số vòng quay đồng bộ của đông cơ. Chọn động cơ
1.Số vòng quay đồng bộ của đông cơ
Với nsb = 1193,655
2 () thì chọn nđb = 1500 ()
2.Chọn động cơ :


`
Tra bảng P1.3( Tính toán, thiết kế hệ thống dẫn đông cơ khí 1, T236), chọn động cơ thỏa mãn:
P đc Pyc
nđc nsb
Tmm Tmm. yc
Ta chọn động cơ có ký hiệu : 4A132M4Y3
Với các thông số như sau:
+ Công suất danh nghĩa : Pđc = 11,0 (kW)
+ Số vòng quay thực : nđc = 1458 ()
+ cos = 0,87
+ = 87,5 %
+ = 2,2
+ = 2,0
IV. Phân phối tỉ số truyền
ut = = = 18,322
Chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc

uh = ubr = 5

Tỉ số truyền của bộ truyền xích là:

ux = = = 3,66

V. Tính các thông số trên trục
* Công suất trên trục :
Pct = Plv = 8,29 (kW)
P2 = = = 8,958 (kW)
P1 = = = 9,187 (kW)
P*đc = = = 9,23 (kW)
* Tốc độ quay của các trục :
n1 = nđc = 1458 ()
n2 = = = 291,60 ()
nct = = = 79,67 ()
* Momen trên các trục
Tđc = 9,55.106. = 9,55.106 x =72050 (Nmm)
T1 = 9,55.106. = 9,55.106x = 60175 (Nmm)
T2 = 9,55.106. = 9,55.106 x = 293378(Nmm)
Tct = 9,55.106. = 9,55.106 x = 993718 (Nmm)

3


`

Trục
Thông số

Động cơ

*

đc

Công suất P(kW)

P =
9,23

Tỉ số truyền, u

1

Tốc độ, n()

Momen xoắn,
T(Nmm)

I

II
P2=
8,958
P2’ =
P2/2=4,497

P1= 9,187
Ubr =5

nđc= 1458

n1= 1458

Tđc=
72050

T1=
60175

4

Công tác
Pct= 8,29
Pct’=Pct/2=
4,145
ux = 3,66

n2=
291,60
T2=293
378
T2’=T2/
2= 146689

nct= 79,67
Tct=
993718
Tct’=Tct/2
=
496859

`

Phần II – Tính toán thiết kế bộ truyền trong
I. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ cấp
Thông số yêu cầu:
+ Công suất trên trục chủ động P1 =9,187
+ moment xoắn trên trục chủ động T 1=60175 ( Nmm)
+ Số vòng quay trên trục chủ động n1= 1458 ( vg/ph)
+ Tỉ số truyền u1=5
+ Thời gian làm việc Lh = 11500 ( giờ)

1.

Chọn vật liệu bánh răng

Theo bảng 6.1 (TTTKHDĐCK), ta chọn
+Bánh nhỏ
-thép 45 tôi cải thiện
-độ rắn HB=241...285 có giới hạn bền  b1=850MPa, giới hạn chảy  ch1=580MPa,
chọn HB1=250
+bánh lớn: Để tăng khả năng chạy mòn nhiệt luyện với độ rắn mặt răng nhỏ hơn từ 10-15HB nên ta chọn
thép 45 tôi cải thiện có
-độ rắn HB= 192…240, có giới hạn bền  b2=750MPa, giới hạn chảy  ch2=450 MPa,
chọn HB2=240
2. Xác định ứng suất cho phép
Tính toán sơ bộ
[  H]= 
[  F]= 

0

Hlim.KHL /
0

Flim

SH

. KFC.KFL/SF

+Ta có:

 0Hlim1 = 2HB1 +70 = 2.250 +70= 570 ( Mpa)
 0Flim1 = 1,8. HB1= 1,8. 250 = 450 ( Mpa)
 0Hlim2 = 2HB2+70= 2.240+70 = 550( Mpa)
 0Flim2 = 1,8.HB2 = 1,8.240=432 ( Mpa)

+ Tra bảng 6.2 (TTTKHDĐCK) , có S H= 1,1 và SF= 1,75
+ Có NHO =30. HHB2,4 , NFO=4.106 (đối với tất cả các loại thép) nên:
NH01= 30.2502,4= 1,71.107
NH02=30.2402,4=1,55.107
+Có: với tải trọng không đổi, NFE= NHE=60.c.n.lh
NFE1= NHE1=60.1.1458.11500=1,006.109
NFE2= NHE2=60.1.291,6.11500= 20,12.107

Nhưng do NHE và NFE đều lớn hơn NHO và NFO nên ta chọn KHL=KFL=1


`
Từ đây suy ra:
+ Ứng suất tiếp xúc:

[ϬH1]= Ϭ0Hlim1. = 570. = 518,2 (Mpa)
[ϬH1]= Ϭ0Hlim1. = 550. = 500 (Mpa)
Do là bánh răng thẳng nên [ H] = min([ H1], [ H2])= [ H2]= 500 (Mpa)
+ứng suất uốn
Do có quá trình nâng và hạ, nên bộ truyền quay 2 chiều, K FC = 0,7
[  F]1 =  0Flim . KFC.KFL/SF = 450.0,7.1/1,75 = 180 Mpa
[  F]2 =  0Flim . KFC.KFL/SF = 432.0,7.1/1.75 = 172,8 Mpa
+ứng suất quá tải cho phép
[  H]max =2,8.

ch2 =

2,8.530= 1484 (Mpa) (tính theo bánh lớn có σch nhỏ hơn)

[

F1]max =0,8.

 ch1 = 0,8.580= 464 (Mpa)

[

F2]max =0,8.

 ch2 = 0,8.530= 424 (Mpa)

3. Tính toán sơ bộ khoảng cách trục

+bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, Ka=49,5 theo bảng 6.5
+bộ truyền bố trí đối xứng, độ rắn mặt răng làm việc HB<350,

chọn ψba=0,4
+ψbd=0,53.ψba.(u1+1)= 0,53. 0,4. (5+1)=1,272
Theo bảng 6.7, KHβ ứng với sơ đồ 6,
ψbd=1,272
KHβ =1,06
Suy ra: aw1= 49,5.(5+1) = 149.51 (mm)

Lấy aw1=150 mm
4. Xác định thông số ăn khớp
+ Modun m=(0,01...0,02).aW1 = (0,01...0,02).150 = 1,5....3 mm


Theo bảng 6.8, chọn mô đun pháp m=2,5
+Số bánh răng nhỏ là
Z1 =

= = 20.00

+Số răng bánh lớn Z2=u1.Z1= 5.20= 100
Ta có Zt= Z1+Z2=20+100=120
+ kiểm tra lại aw và u
aw= m.zt/2= 150 và u1= Z2/Z1=5 không đổi
+xác định hệ số dịch chỉnh
Tổng hệ số dịch chỉnh

X t= y + ∆y

Y = aw/m – 0,5(z1+z2) = 150/2.5 – 0,5(100+20) = 0
∆y = 1000y/zt = 0

 Xt = 0
 X1 =X2=0
+ góc ăn khớp: do bộ truyền bánh răng thẳng nên
cosαt w = zt.m.cosα/(2aw) = cosα

=> αtw = αt = 20 0

5. Kiểm tra răng về độ bền tiếp xúc
+)ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc ϬH

+theo bảng 6.5, ZM=274 MPa1/3
+ αtw=20
ZH = = = 1,764
+ Theo 6.38 ta có Zε =
Theo 6.38a ta có
εα = 1,88-3,2(1/z1+1/z2) = 1,88-3,2(1/100+1/20) = 1,688
 Zε = = = 0,8778
+ Chiều rộng vành răng:
bw= ba.aw =0,4.150 = 60 mm ( lựa chọn tùy thuộc vào quy mô sản xuất và các yêu cầu
thiết kế khác )
+ đường kính vòng lăn nhỏ
dw1 = 2aw/(um+1) = 2.150/(5+1) = 50
+ tính KH
KH= KHβ.KHα.KHv
 KHβ = 1,06
 KHα do bộ truyền bánh răng thẳng nên K Hα =1
V = πdw1n1/60000 = π.50.1458/60000 = 3,8170 (m/s)
Theo bảng 6.13, bánh răng trụ răng thẳng có v < 5 m/s cấp chính xác 8, với cấp chính xác 8
vận tốc v<5m/s, theo bảng 6.14 có
 KHV

Có vH = δH.g0.v
HB2=240<350, dạng răng thẳng không vát đầu răng, theo bảng 6.15 ta có
 H=0,006, m=2,5< 3,55 cấp chính xác 8 nên theo bảng 6.16 ta có go=56
VH = 0,006.56.3,8170. = 7.025

 KHV= 1+ = 1+


= 1,166

KH=KHα.KHβ.KHV = 1.1,06.1,152= 1,22

= 274.1,764.0,8778. = 459,83 (Mpa)
+) xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho

phép

Khi tính toán sơ bộ ta đã giả sử Z VZRZxH = 1, giờ ta sẽ tính chính xác
V = πdw1n1/60000 = π.50.1458/60000 = 3.8170 (m/s)
Theo bảng 6.13, bánh răng trụ răng thẳng có v < 5 m/s cấp chính xác 8, với cấp chính xác 8
Theo 6.1 ta có
+Cấp chính xác động học là 8, chọn về cấp chính xác tiếp xúc là 7, khi đó cần gia công đạt độ nhám
Ra = 2,5…..1,25μ m có ZR=0,95
+độ rắn mặt răng HB<350, Zv=0,85 .v0,1=0,85.3,81700,1=0,97
+da<700mm => KxH=1
Vậy nên [σH]=500.0,97.0,95.1= 460,75 Mpa
Như vậy σH = 459,83< [σH]= 460,75 và ∆σH = = 0,2% < 10% thỏa mãn về độ bền tiếp xúc
+) tính lại bw = ψba.aw.( σH/[σH])2 = 0,4.150.(459,83/460,75)2 = 59,76 mm

6. Kiểm tra răng về độ bền uốn
Theo 6.43, 6.44 (tttkhdđck) ta có
ϬF1= 2T1KF.Yε.Yβ.YF1/(bw.dw1.m)
ϬF2= 2T1KF.Yε.Yβ.YF2/(bw.dw1.m)
+) T1= 60175 (Nmm)
+)tính KF
 KFβ
Theo bảng 6.7, KFβ ứng với sơ đồ 6, có ψbd=1,272
KFβ =1,14


 K Fα = 1 vì bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
 KFV
Có vF = δF.g0.v
HB2=240<350, dạng răng thẳng không vát đầu răng, theo bảng 6.15 ta có
 F = 0,016, m=2,5< 3,55 cấp chính xác 8 nên theo bảng 6.16 ta có go=56
VF = 0,016.56.3,8170. = 18,73

 KFV =

1+

= 1+

= 1,25

Từ đây ta được KF= KFβKFαKFv= 1,14.1,27.1,25= 1,425
+) với εα=1,688 ; Yε = 1/εα = 1/1,688 = 0,592
+) bộ truyền bánh răng thẳng ta có Yβ = 1
+số răng tương đương

Zv1=Z1=20, Zv2=Z2=100
=>YF1 = 4,08 YF2 = 3,6
( theo
bảng 6.18)
ϬF1= 2T1KF.Yε.Yβ.YF1/(bw.dw1.m) =

= 55,2

ϬF2= 2T1KF.Yε.Yβ.YF2/(bw.dw1.m)= = 48,7
+)tính chính xác ứng suất uốn cho phép
Khi tính toán sơ bộ ta đã giả sử YR.YS.KxF = 1
+bánh răng phay, chọn YR=1
+ YS=1,08-0,0695ln(m)=1,08-0,0695.ln2,5=1,016

+da<400, KxF=1
Vậy nên ứng suất uốn cho phép
chính xác [σF1]= 180.1,016=182,88
MPa
[σF2]= 172,8.1,016=175.56 MPa


[σF1]> σF1, [σF2]> σF2

 thỏa mãn về điều kiện bền uốn
Các thông số và kích thước bộ truyền Đường kính vòng chia d1=mz1=2,5.20=50 mm
d2=mz2=2,5.100=250mm
df1=d1-(2,5-2x1).m=50-(2,5-2. 0).2,5=43,75 mm
df2=d2-(2,5-2x2).m=250-(2,5-2. 0).2,5=243,75 mm
da1=d1+2.(1+x1- ∆y).m=50+2.(1+0-0).2,5=55mm
da2= d2+2.(1+x2- ∆y).m=250+2.(1+0-0).2,5=255 mm

db1 = d1cosα = 50.cos20 = 46,98 mm
db1 = d1cosα = 250.cos20 = 234,92 mm
STT
1
2
3
4
5
6

Các thông số
Khoảng cách trục
Môđun pháp
Chiều rộng vành răng
Tỉ số truyền
Góc nghiêng của răng
Số răng của bánh răng

Góc prôfin gốc

Kí hiệu
aw
m
bw
ut

Z1
Z2
x1
x2

d1
d2
d a1
da2
df1
df2
db1
db2
dw1
dw2


Trị số
150
2,5
59,76
5
0
20
100
0
0
50
250
55
255
43,75
243,75
46,98
234,92

50
250
20o

7

Hệ số dịch chỉnh

8

Đường kính vòng chia

9

Đường kính đỉnh răng

10

Đường kính chân răng

11

Đường kính vòng cơ sở

12

Đường kính vòng lăn

13
14

15

Góc prôfin răng
Hệ số ăn khớp

tw


20
1,688

Phần III- Tính toán thiết kế bộ truyền xích

Đơn vị
 mm)
 mm)

 mm)
 mm)
 mm)
 mm)
 mm)
 mm)
 mm)
 mm)
 mm)
 mm)
 mm)
 mm)
 mm)




Thông số yêu cầu
Công suất yêu cầu trên trục chủ động P= P2/2 = 8,958/2= 4,479 kW
Momen xoắn trên trục chủ động T2'= T2/2 = 146689 Nmm
Số vòng quay trên trục chủ động n= 291,6
vg/ph
Tỉ số truyền u= ux = 3,66
Bộ truyền nằm ngang
1. Chọn loại xích
Chọn loại xích ống con lăn
2. Chọn số răng đĩa xích
+Số răng đĩa xích nhỏ
Do u= 3,66; chọn Z1 =29-2u= 29-2.3,66=21,68 răng; lấy Z1=21 răng
+Số răng đĩa xích lớn Z2=Z1.u=21. 3,66=76,86 răng, làm tròn Z2= 77 răng
Tính lại tỉ số truyền u= ux = z2/z1 = 77/21 = 3,667
∆u = (3,667- 3,66)/3,66 = 0,2%< 4% ( thỏa mãn)
3. Xác định bước xích p
Có Pt=Pkkzkn ≤ [P]
+P: công suất cần truyền, P= 4,479 kW
+ k = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc
-Bộ truyền nằm ngang k0=1
-chọn a=40p, ka=1
-điều chỉnh bằng con lăn căng xích , k đc=1,1
-môi trường có bụi, kbt=1,3
-chế độ làm việc va đập nhẹ kd=1,2
-bộ truyền làm việc 1 ca kc=1
=> k=1.1.1,1.1,3.1,2.1=1,72
+ kz = 25/z1 = 25/21 = 1,1905

+ kn = n01/n1 = 200/291,6
=0,6859
Vây Pt= 4,479.1,72.1,1905.0,6859= 6,3 kW
Theo bảng 5.5, [P]= 11 kW, n01=200 vg/ph vậy nên bước xích p=25,4 mm
Để hạn chế ảnh hưởng có hại của va đập đối với bộ truyền p≤ pmax
Theo bảng 5.8 pmax = 50,8 => p≤ pmax
4. Xác đinh khoảng cách trục và số mắt xích
+Chọn a=40p=40.25,4 =1016 mm
+Số mắt xích, theo 5.12 ta có
X= + 0,5(z1+z2) + =2.40 + 0,5(77+21) + = 130,99
Chọn số mắt xích chẵn => chọn x = 130
Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13


= 0,25.25,4{130-0,5(77+21) +} = 1003,2 mm
Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a tính được cần giảm
bớt 1 lượng Δa=(0,002...0,004)a=(0,002...0,004).1003,2=2,0064...4,0128mm
Vậy lấy a=1000 mm
+kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây
I = = = 2,7216
 I ≤ [i] = 35 theo bảng 5.9



6.
Tính kiểm nghiệm xích về độ bền
Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn
S = ≥ [s]
+) theo bảng 5.2 p=25,4 mm, tải trọng phá hỏng Q=56,7 kN; khối lượng 1
met xích q= 2,6 kg

+) kd: hệ số tải trọng động, giả thiết chế độ làm việc trung bình kd = 1,2
+) vận tốc vòng v= = = 2,592 m/s
Ft = 1000P/v = 1000.4,479/1,944 = 1728 N
+) bộ truyền nằm ngang nên kf = 6
Fo = 9,81.kf.qa = 9,81.6.2,6.1 = 153,04 N
+) Fv = q.v2 = 2,6.2,5922 = 17,47 N
S = = = 25,27
Theo bảng 5.10 với n = 200v/ph => [s] =8,2
S ≥ [s]: bộ truyền xích đảm bảo đủ bền
7.
Xác định các thông số đĩa xích
+ đường kính vòng chia
d1 = p/sin(π/z1) = 25,4/sin(π/21) = 170,42 mm
d2 = p/sin(π/z2) = 25,4/sin(π/77) = 622,72 mm
+) đường kính đỉnh răng
da1 = p[0,5 +cotg(π/z1)] = 25,4[0,5+cotg(π/21)] = 181,22 mm
da2 = p[0,5 +cotg(π/z2)] = 25,4[0,5+cotg(π/77)] = 634,90 mm


+bán kính đáy
r=0,5025d1 +0,05=0,5025.11,91+0,05=8,03; dl=15,88 do theo bảng 5.2 với q=25,4 và
dạng xích là xích con lăn 1 dãy
+đường kính chân răng
df1=d1-2r=170,422.8,03=154,36mm
df2=d2-2r=622,72-2.8,03=
606,66mm
+chiều dài xích l= px = 25,4.130 = 3302 mm
8.
Kiểm nghiệm xích về độ bền tiếp xúc (răng đĩa xích)

+Ft: lực vòng, Ft= 1728 N
+Fvd : lực va đập, Fvd =13.10-7.n.p3.m= 13.10-7.291,6.25,43.1= 6,2 N
+kd=1,2 : hệ số tải trọng động; bộ truyền làm việc va đập nhẹ
+kr = 0,48
+E=2,1.105 MPa đối với vật liêu bằng thép
+A: diện tích chiếu của bản lề; p=25,4 mm, xích con lăn 1 dãy, A=180 mm 2
 ϬH = 0,47 = 507 Mpa
Như vậy dùng gang xám tôi, ram đạt độ rắn HB 321 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [ϬH] = 550 Mpa,
đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 và 2
9.
Xác định lực tác dụng lên trục: Fr=kxFt
kx : hệ số kể đến trọng lượng của xích; bộ truyền nằm ngang,
kx = 1,15 vậy Fr=1,15.1728 = 1987 N
Thông số
Ký hiệu
Giá trị
Loại xích
Xích ống con lăn
Bước xích
p
25,4 mm
Số mắt xích
x
130
Chiều dài xích
l
3302 mm
Khoảng cách trục
a
1000 mm

Số răng đĩa xích nhỏ
Z1
21
Số răng đĩa xích lớn
Z2
77
Vật liệu đĩa xích
Gang xám
Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ
d1
170,42 mm
Đường kính vòng chia đĩa xích lớn
d2
622,72 mm
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ
da1
181,22 mm
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn
da2
634,9 mm
Bán kính đáy
r
8,03 mm
Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ
df1
154,36 mm
Đường kính chân răng đĩa xích lớn
df2
606,66 mm
Lực tác dụng lên trục

Fr
1987 N


Phần IV – Khớp nối, Trục, Con Lăn
I, Chọn Khớp Nối : vòng đàn hồi
Tính sơ bộ đường kính trục đầu vào
T1 = 72050 Nmm chọn []1 = 15 Mpa,

dk ≥

d1 ≥ = 28,85 mm ta có dđc = 38 mm( theo bảng P1.7 tttkhdđck tập 1)
mà d1 = (0,8…..1,2)ddc chọn d1 =45 mm
chọn khốp nối vòng đàn hồi để nối trục sao cho khớp nối có đường kính: dkn và mô men xoắn: Tkn lớn hơn trục
cần nối
dkn ≥ dt d1 = 45mm
dkn ≥ dđc => dkn≥ 45mm
Tkn ≥ Tt Tt = k.T1 với k là hệ số làm việc phụ thuộc vào máy. Theo bảng 16.1 tttkhdđck lấy
k = 3 => Tt =3 .72050 = 216150 Nmm
=> Tkn ≥ 216150 Nmm
Theo bảng 16.10a và bảng 16.10b ta chọn được Các thông số cơ bản của khớp nối trục
vòng đàn hồi:
Hình vòng đàn hồi

hình chốt

Vòng đàn hồi
T
N
m

d
25
dc 0 d140
14 M10

Chốt

dm

L
l
17
D2 5l
l1
80
110
20 62 34

d1
l2
71
15

D0
10
l53
28

Z

B

h6 5
1,5

+) Kiểm

B1
4
2

l1
3
0

d3

l2

28 32

D
14
0

nghiệm điều kiện bên của vòng đàn hồi và chốt


điều kiện sức bền đập của vòng đàn hồi

Ϭd = ≤[Ϭ]d = = 1,75Mpa < []d= 2….4Mpa




vòng đàn hồi đủ bền
Điều kiện sức bền của chốt

lo=l1 + l2/2 = 34+15/2 = 41,5 mm
Ϭu= ≤ [Ϭ]u = = 51,9 Mpa < [Ϭ]u = 60…80Mpa
 Chốt đủ bền


II, Trục
1, Chọn vật liệu
Vật liệu chế tọa trục được chọn thống nhất là thép 45, thường hóa có
b  600(Mpa ); ch =360( Mpa) Ứng suất xoán cho phép là: []= 15  30(MPa)
2, Tính thiết kế trục
2.1 tải trọng tác dụng lên trục
a, lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng
n1
Fr1
Ft2
Frkn
Frx

Ft1

Fr2

Frx

Ft1 = 2T1/dw1 =Ft2 = 72050/50 = 1441 N
Fr1 = Fr2 = Ft1tgαtw/cosβ = 1441.tg20/cos0 =
524.48 N
Fa1 = Fa2 = 0 do bộ truyền bánh răng trụ răng
thẳng

b, Lực tác dụng từ khớp nối
Ftkn = 2T/Dt = 2.60175/105 = 1146 N
Frkn = (0,2….0,3)Ft = 230 N
c,Lực do bộ truyền xích tác dụng lên
Frx = 1987 N
2.2 Tính sơ bô trục
+ đường kính trục
T1 = 60175 Nmm , T2 = 146689 Nmm chọn []1 = 15 Mpa, []2 = 30Mpa
d1 ≥ = 27,17 mm , d2 ≥ = 29,02 mm
chọn d1= 45mm, d2 = 45mm
2.3 Xác định khoẳng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực
d ≥

Tên gọi
Khoảng cách từ mặt cạnh của bánh răng đến vành trong của
hộp giảm tốc
Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp
Khoảng cách từ mặt cạnh của bánh răng đến nắp ổ
Chiều cao nắp hộp và đầu bulông

Kí hiệu và giá trị
k1=10

k2= 10
k3=15
hn =17

+ chiều rộng ổ lăn: b01 = 25, b02 = 25 theo bảng 10.2 tttkhdđck
Lki: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ I trên trục thứ k
Lmki: chiều dài moay ơ của chi tiết quay thứ I trên trục k
Lcki: khoảng công xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ I ở ngoài hộp giảm tốc đến khối đỡ


Sơ đồ trục 1
+ chiều dài moay ơ bánh răng trụ, đĩa xích : lm = ( 1,2 …..1,5)d
→ lm = 54…..67,5mm
ta có bw = 59,76 nên chọn lm13= lm23 = 61 mm (bánh răng)
lm22= lm24=64mm ( đĩa xích)
+ chiều dài moay ơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi : lm = ( 1,4 …..2,5)d
→ lm12 = 63…..112,5 mm chọn lm12 = 64 mm
+ l12 = l22 = - lc12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5(64+25) +15+17 = 76,5 mm
+ l13 = l23 = 0,5.(lm13 + b0) + k1 + k2 = 0,5(61+25)+10+10 = 63mm
+ l11 = l21 = 2l13 = 126 mm
2.4 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
a , Trục I: chọn hệ trục như hình vẽ

sơ đồ trục 2


Frkn= 230N
2

Fy0= N

Fy1 = N

0

y

Fr1=524,48N
3

0

z

1
Fx0= 262,24N

Fx1=262,24N
x
Ft1=1441N

Biểu đồ mômen
Mx
17595Nmm

54189Nmm
16521,12N
My

Mz

60175nmm
Từ hình vẽ ta có hệ phương trình


Fky= Fy10 + Fy11 +Frkn –Ft1 = 0
Fkx = Fx10 + Fx11 – Fr1 = 0
mx(Fk)1 = -Ft1.63 + Fy10.126+ Frkn(126+76,5) =0
my(Fk)1= Fr1.63 – Fx10.126 = 0




Fx10 = Fr1/2
Fx11 = Fr1/2
Fy10 = (-Frkn(126+76,5) +Ft1.63)/126
Fy11 = -Fy10 - Frkn + Ft1
Fx10 = Fx11 = 262,24 N
Fy10 =
N
Fy11 =
Mô men uốn tổng: Mj =
M12 = = 0
M10 = = 17595 Nmm
M13 = =
56651,5Nmm
M11 = = 0

Mô men tương đương: Mtdj =
Mtd12 = = 52113 Nmm

Mtd10 = = 55003 Nmm
Mtd13 = = 76975Nmm
Mtd11 = = 0

Đường kính trục tại tiết diện j: dj = Ta có [ = 50 theo bảng 10.5



d12 = = 21.8mm

d13 = = 24,88mm

d10 = = 22,24 mm

d11 = = 0

Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép và công nghệ ta lấy d 12 = 22mm, d10 = 25mm, d13= 28mm,
d11=25mm
b, Trục II
Chiều dài may ở đĩa xích: lm=(1.2….1.5)d=54…..67.5mm
Chọn lm22 =lm24 =64mm


Các phương trình cân bằng



2Frx – Fr1 – Fx20 – Fx21 =0
Fy21 + Fy20 – Ft1 =0
-Ft1 .63 + Fy20 .126 =0

Fx20 .126 + Fr1 .63 - Frx .(126+76.5) + Frx .76.5=0
Fx20 = 1724,76 N
Fy20 = 720,5 N
Fy21 = 720,5 N
Fx21 = 1724,76 N


+ Mô men tương đương

d21 = d20 = = 34mm
d23 = = 35mm
Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:
d22 = 30mm, d20 = d21 = 35mm, d23 =38mm

+ Dựa trên đường kính các đoạn trục lắp then ta chọn then theo
Vị trí lắp then

Bánh răng 1
Bánh răng 2
Đĩa xích 1,2
Khớp nối

Đường
kính
trục(mm)

Kích thước tiết
diện then
B
h

Chiều sâu rãnh then

Bán kính góc lượn của rãnh r

Trên trục(t1)

Trên lỗ (t2)

Nhỏ nhất

Lớn nhất

28
38
30
22

8
10
8
6

4
5
4
3,5

2,8
3,3

2,8
2,8

0,16
0,25
0,16
0,16

0,25
0,4
0,25
0,25

7
8
7
6

b, Chọn chiều dài then lthen = (0,8…0,9).lm
+ tại khớp nối: lthen = (0,8…0,9) .64 = 51,2….57,6 chọn lthen = 56mm
+ tại bánh răng 1,2 : lthen = (0,8…0,9) 67 = 53,6…..60,3 chọn lthen = 56mm
+ tại đĩa xích 1,2: (0,8….0,9).64 = 51,2….57,6 chọn lthen = 56mm
d

c, Kiểm nghiện điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt
= [ d]
c = [c]

Theo bảng 9.5 với dạng lắp cố định, vật liệu moay ơ làm bằng thép và đặc tính tải trọng va đập nhẹ ta có
[d] = 100Mpa,

Then làm bằng thép 45, chịu tải trọng va đập nhẹ ta có [ c] = 50 Mpa
+ tại khớp nối
d = = 39 Mpa < [ d]
c = = 16 Mpa [c] => then đủ bền

+ tại bánh răng 1
= = 26 Mpa < [ d]
+ tại bánh răng 2
46 Mpa < [ d]
d = =
+ tại 2 đĩa xích:
58 Mpa < [ d]
d = =
d

c

= = 9,6 Mpa [c] => then đủ bền

c

= = 13,8 Mpa [c] => then đủ bền

c

= = 21,8 Mpa [c] => then đủ bền

2.6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

Kết cấu trục thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm: ổ lăn 10, bánh răng 1,bánh
răng 2, ổ lăn 20,21 thỏa mãn điều kiện sau
s = ≥ [s] = 1,5…2,5 : hệ số an toàn cho phép
+)Sj, Sj: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng xuất tiếp tại j

sj

sj =
,
-1 -1 giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng
-1 = 0,436 b = 0,436.600 = 261,6 Mpa
-1 = 0,58 -1 = 0,58.261,6 = 151,73Mpa
 aj, aj, mj, mj biên độ và gia trị trung bình của ứng xuất pháp và ứng xuất tiếp tại j
=



-

Đối với trục quay mj = 0, aj = maxj =
a10 = = = = 11,47 Mpa
= = = 36,11 Mpa
a20 = a21 =
a13 = = = = 31,03 Mpa
a23 = = = = 37,37 Mpa
- Với trục quay 1 chiều mj = aj =
m10 = a10 = = = 19,6 Mpa
m20 = a20 = m21 = a21 = = = 17,4 Mpa
m13 = a13 = = = 15,12 Mpa
m13 = a13= = = 14,58 Mpa

 , hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng xuất trung bình đến độ bền mỏi.
theo bảng 10.7 với = 600Mpa => = 0,05
=0
 , :
�K
�
�K
�
K dj  �   K x  1�
/ Ky
K dj  �   K x  1�
/ Ky
� 
�
�
�

-

Theo bảng 10.8 Kx= 1,06 với tiện Ra= 2,5….0,03mm
Ky = 1,6 (không tăng độ bền bề mặt)
Lắp có độ dôi, theo bảng 10.11 = 1,79
= 1,47
 = (1,79+1,06-1)/1,6= 1,156



= (1,47+1,06-1)/1,6 = 0,95
= = 19,73
= = 6,7

=> S10 = = 6,7 >[S]
= = = 6,27 = = = 7,54 => S20 =S21= = 4,8 >[S]
= = 7,29
= = 8,68
=> S10 = = 5,6 >[S]
= = 6,06
= = 9,00
=> S10 = = 5,0 >[S]
Kết cấu trục thiết kế đảm bảo độ bền mỏi
2.7 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh
= []






= Mmax/(0,1d3)
= 56651,5/(0,1.283)= 25,8
= 174532,5/(0,1.383)=31,8
= Tmax/(0,2d3)
=60175/(0,2.283)=13,7
= 146689/(0,2.383) = 13,37
[]= 0,8= 0,8.360=288





= = 35 []

= = 39 []
Trục 1 và 2 thỏa mãn điều kiện bền tĩnh

III, Chọn Ổ Lăn
a, ta có Fa/Fr = 0 => dùng ổ bi đỡ 1 dãy với cấp chính xác 0
b, chọn kích thước ổ lăn
Khả năng tải động Cd = Q trong đó



+ Q0 = ( XVFr + YFa )ktkd

-

V=1 vong trong quay

-

Kt = 1 vì hộp giảm tốc làm việc với công suất nhỏ

-

Kd = 1,2

-

Theo bảng 11.4 X=1, Y=0

-

Fr,Fa tải trọng hướng tâm và lực dọc trục, ta xét trường hợp lực lớn nhất


2

trục 1

Fy0= N

0

Fy1 = N
3

x

Fr1=524,48N
0
1

Frkn= 230N

y
Fx0= 262,24N

Fx1=262,24N

Ft1=1441N
Từ hình vẽ ta có hệ phương trình

Fky= Fy10 + Fy11 +Frkn –Ft1 = 0
Fkx = - Fx10 - Fx11 +Fr1 = 0
mx(Fk)1 = Ft1.63 - Fy10.126+ Frkn(126+76,5) =0
my(Fk)1= -Fr1.63 + Fx10.126 = 0




Fx10 = Fr1/2
Fx11 = Fr1/2
Fy10 = (-Frkn(126+76,5) +Ft1.63)/126
Fy11 = -Fy10 - Frkn + Ft
Fx10 = Fx11 = 262,24 N
=> Fr10 = = 1121,2 N
Fy10 =
N
=> Fr11 = = 637,3 N
Fy11 = N

 Q10 = (1.1.1121,2+0.0) .1.1,2 = 1345,6 N
 Q11 = (1.1.637,3+0.0).1.1,2 = 764,8N
 Trục 2 sử dụng kết quả tính toán trục 2 phần trước ta có
Fx20 = 1724,76 N

=> Fr20 = Fr21 = = 1869,2 N

z


Fy20 = 720,5 N

Fy21 = 720,5 N
Fx21 = 1724,76 N

 Q20 = (1.1.1869,2+0.0) .1.1,2 = 2243N
 Q21 = (1.1.1869,2+0.0).1.1,2 = 2243N


m=3 đối với ổ bi



L: tuổi thọ

ta có Lh =

= 11500 => L =

L1 = = 1006,02
L2 = = 201,2
Cd10 = Q10. = 1345,6. = 13483 N= 13,483 kN
Cd11 = Q11. = 764,8. = 7663 N = 7,663 kN
Cd20 = Q20. = 2243. = 22475 N = 13,143 kN
Cd21 = Q21. = 2243. = 22475 N = 13,143 kN
+ta chọn 2 ổ cùng loại, chọn kích thước theo bảng P2.7 với điều kiện CC d d=dngõng trục

Trục
1
2

Kí hiệu ổ d (mm) D (mm)

305
25
62
207
35
72

c, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh
Qt C0
Qt = X0.Fr +Y0.Fa = 0,6Fr => Qt = Fr
Qt10 =Fr10 = 1,2212 kN < C0 = 11,6 kN
Qt11 = Fr11 = 6,373 kN Qt20 =Fr20 = 2,243 kN < C0 = 13,9 kN
Qt21 =Fr21 = 2,243 kN < C0 = 13,9 kN
 Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

B (mm)
17
17

r (mm)
2,0
2,0

C (kN)
17,6
20,1

C0 (kN)
11.6

13,9


PHẦN V Thiết Kế Vỏ Hộp Giảm Tốc
Chọn chế tạo hộp giảm tốc theo phương pháp đúc
1.
Tính kết cấu vỏ hộp:
Vỏ hộp có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết & bộ phận của máy,
tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi
trơn và các chi tiết tránh bụi.
Vật liệu làm vỏ hộp giảm tốc là gang xám: GX 15-32.
- chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân đi qua tâm các trục để
lắp ghép các chi tiết thuật tiện & dễ dàng hơn.
- Bề mặt lắp nắp & thân được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít, khi lắp
có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt.
- Mặt đáy lỗ dốc về phía lỗ tháo dầu với độ dốc từ 1o – 3o . Ngay chỗ tháo dầu lõm
xuống.
a, kích thước cơ bản của vỏ hộp