MỤC LỤC

MỤC LỤC...

LỜI NÓI ĐẦU...

Phần I: Tính toán thiết kế băng tải....

1.1. Cấu tạo băng tải....

1.2. Tính toán thiết kế bộ truyền....

1.2.1. Chọn loại dây băng....

1.2.2. Tang dẫn động....

1.2.3. Con lăn đỡ băng....

1.2.4. Tính tiết diện ngang dòng vật liệu....

1.2.5. Xác định vận tốc băng tải....

1.2.6. Xác định lực căng băng....

1.2.7. Kiểm tra độ bền của băng....

1.2.8. Xác định công suất trên tang dẫn động...

1.2.9. Tính toán cơ cấu căng băng....

Phần II: Tính toán động học hệ dẫn động cơ khí....

2.1. Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền....

2.1.1. Chọn động cơ điện....

2.1.2. Phân phối tỉ số truyền....

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

2.3. Tính toán thiết kế chi tiết máy....

2.3.1. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài - Truyền động đai hình thang....

2.3.2. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng....

2.3.2.1. Chọn vật liệu....

2.3.2.2. Xác định ứng suất cho phép...

2.3.2.3. Tính toán thiết kế bộ truyền cấp nhanh....

2.3.2.4. Tính toán thiết kế bộ truyền cấp chậm....

2.3.2.5. Kiểm tra điều kiện tránh va chạm....

2.2.2.6. Tính toán điều kiện bôi trơn....

2.3.3. Tính toán thiết kế các trục....

2.3.3.1. Xác định các lực tác dụng lên trục....

2.3.3.2. Chọn vật liệu trục....

2.3.3.3. Tính sơ bộ đường kính trục....

2.3.3.4. Xác định phản lực, vẽ biểu đồ mômen và tính chính xác đường kính trục....

2.3.3.5. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi....

2.4. Tính chọn ổ lăn...

2.5. Bôi trơn và lót kín bộ phận ổ....

2.5.1. Bôi trơn ổ....

2.5.2. Lót kín bộ phận ổ....

2.6. Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy phụ....

2.6.1. Thiết kế vỏ hộp....

2.6.2. Các chi tiết máy có liên quan đến vỏ hộp....

2.7. Tính chọn khớp nối....

Phần III: Lập quy trình công nghệ gia công bánh răng....

3.1. Bản vẽ chi tiết bánh răng cần thiết kế quy trình công nghệ....

3.2. Phân tích chức năng và điều kiện làm việc của chi tiết....

3.3. Phân tích tính công nghệ của kết cấu chi tiết....

3.4. Thiết kế quy trình công nghệ....

3.4.1. Xác định dạng sản xuất.                                                                 

3.4.2. Xác định phương pháp chế tạo phôi....

3.4.3. Thiết kế sơ bộ tiến trình công nghệ gia công cơ chi tiết....

3.5. Thiết kế chi tiết từng nguyên công....

3.5.1. Nguyên công 1: Tạo phôi....

3.5.2. Nguyên công 2: Gia công mặt đầu và lỗ...

3.5.3  Nguyên công 3: Chuốt lỗ...

3.5.4. Nguyên công 4: Gia công thô mặt đầu và đường kính ngoài....

3.5.5. Nguyên công 5: Gia công tiện tinh...

3.5.6. Nguyên công 6: Xọc rãnh then...

3.5.7. Nguyên công 7: Phay răng...

3.5.8. Nguyên công 8: Kiểm tra sơ bộ sản phẩm...

3.5.9. Nguyên công 9: Nhiệt luyện....

3.5.10. Nguyên công 10: Mài răng...

3.5.11. Nguyên công 11: Tổng kiểm tra và bao gói sản phẩm....

Phần IV: Chuyên đề thiết kế HGT bánh răng hành tinh....

4.1. Thiết kế HGT bánh răng hành tinh...

4.2. Chọn kết cấu của hộp...

4.3. Phân phối tỉ số truyền....

4.4. Chọn vật liệu....

4.4.1. Xác định ứng suất cho phép....

4.4.2. Ứng suất quá tải cho phép...

4.5. Tính toán thiết kế các bộ truyền....

4.5.1. Tính cặp răng ăn khớp ngoài...

4.5.2. Tính cặp răng ăn khớp trong.....

4.6. Tính chọn ổ cho bánh răng vệ tinh....

4.7. Xác định các thông số và kích thước bộ truyền....

4.8. Tính toán bộ truyền còn lại....

4.9. Tính toán hiệu suất truyền động của hộp giảm tốc....

4.10. Tính toán các trục bánh răng....

4.10.1. Tính toán trục bánh răng số 1....

4.10.2. Tính toán trục bánh răng số 5....

4.10.3. tính trục bánh răng từ cần 1 ra....

4.11. So sánh với hGT thường ... 

KẾT LUẬN....

TÀI LIỆU THAM KHẢO.... 

LỜI NÓI ĐẦU

   Thiết kế đồ án tốt nghiệp là một nhiệm vụ quan trọng của quá trình đào tạo kĩ sư trong các trường đại học kĩ thuật. Đồ án giúp cho các sinh viên năm cuối hệ thống lại các kiến thức thu nhận được từ các bài giảng, bài tập thực hành, hình thành cho sinh viên khả năng làm việc độc lập, làm quen với các nhiệm vụ thường ngày của một kĩ sư trước khi ra trường.

   Đồ án tốt nghiệp là một bài tập tổng hợp tiếp sau các môn học và đặc biệt là các đồ án môn học, vì vậy sinh viên sẽ có điều kiện hoàn thiện khả năng sử dụng tài liệu, các loại sổ tay, bảng biểu tiêu chuẩn, phối hợp chúng với các kiến thức lí thuyết đã được trang bị trong các môn học liên quan để thiết lập phương án tốt nhất giúp đồ án được hoàn thiện.

   Là một sinh viên chuyên ngành cơ khí chế tạo máy, tôi được giao nhiệm vụ thiết kế hệ dẫn động băng tải, và lập quy trình công nghệ chế tạo 1 chi tiết bánh răng trong hộp giảm tốc trong đồ án tốt nghiệp.

   Với việc thiết kế hệ dẫn động băng tải giúp cho sinh viên làm quen với việc thiết kế các chi tiết máy, cụm máy và toàn bộ hệ thống dẫn động; còn việc thiết kế quy trình công nghệ chế tạo bánh răng cho phép sinh viên phát triển khả năng sáng tạo, hoàn thiện các bài toán kĩ thuật và tổ chức xuất hiện khi thiết kế công nghệ, nhằm nâng cao hiệu quả sản xuất , chất lượng sản phẩm ứng với diều kiện sản xuất cụ thể, ứng dụng kĩ thuật mới vào các quá trình công nghệ gia công.

   Thiết kế đồ án rất có ý nghĩa trong việc hình thành một phong cách làm việc khoa học của các kĩ sư cơ khí khi giải quyết các bài toán cụ thể của thực tế sản xuất.

   Cũng có thể sử dụng đồ án như một phần của các công trình nghiên cứu khoa học sinh viên trong thời gian học tập và thực tập tại các cơ sơ sản xuất khi nghiên cứu hoàn thiện các quá trình sản xuất và quá trình công nghệ hiện hành theo các hướng như nâng cao hiệu quả sản xuất, độ chính xác gia công và chất lượng sản phẩm, nâng cao năng suất và chất lượng sử dụng trang thiết bị, ứng dụng các phương pháp sản xuất, gia công mới cùng các vấn đề khác mà thực tế sản xuất đang cần giải quyết.

   Trong quá trình tính toán thiết kế, nội dung đồ án đã được lược bỏ một cách ngắn gọn nhất. Đồ án đã sử dụng tối đa các bảng tra đồng thời tính toán các bài toán cụ thể trong tính toán thiết kế giúp cho đồ án có tính thực tế cao như trong sản xuất đồng thời có tính logic và gắn liền với một bài toán của sinh viên.

   Tuy nhiên việc tính toán thiết kế chắc chắn không tránh khỏi sai sót và hạn chế nên em rất mong nhận được sự chỉ bảo và hướng dẫn của các thầy cô giáo và bạn bè.

   Cuối cùng em xin cảm ơn sự hướng dẫn tận tình của các thầy cô giáo, đặc biệt là thầy giáo: TS ………… đã giúp đỡ em hoàn thành đồ án này.

   Em xin chân thành cảm ơn!

Phần I: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BĂNG TẢI

   Trong sản xuất cũng như trong nhiều ngành kinh tế quốc dân cần phải vận chuyển một lượng lớn các vật phẩm dạng cục, hạt, bột… như quặng, đá, than, cát, sỏi…hoặc dạng vật phẩm có tính chất đặc biệt như bao xi măng, bao đường, bao gạo…hoặc dạng thỏi lớn nặng như thỏi thép nóng, khúc gỗ to… dạng thanh dài như thanh thép, ống nhựa dài… hoặc dạng tấm như tấm thép, tấm gỗ…Để vận chuyển các loại vật phẩm đã nêu trên có thể dùng các loại trang thiết bị khác nhau thuộc loại máy vận chuyển liên tục. Đặc điểm của các loại máy vận chuyển liên tục là:

-  Không dùng cơ cấu nâng;

-  Vật phẩm được di chuyển theo một hướng như dòng chảy, có thể rẽ nhánh hoặc dỡ tải giữa đường;

-  Mỗi loại máy chỉ vận chuyển được một loại vật phẩm nhất định;

-  Những máy và thiết bị vận chuyển liên tục có thể làm việc trong thời gian dài. Làm việc liên tục mà không cần dừng lại khi tiếp liệu hay trút liệu nên cho năng suất cao và được ứng dụng rất rộng rãi.

Sau đây chúng ta khảo sát và tính toán một thiết bị vận chuyển liên tục được dùng rộng rãi trong các nhà máy, xí nghiệp đó là băng tải với yêu cầu vận chuyển thóc ( khô ). ngoài các dặc điểm chung của máy vận chuyển liên tục, băng tải còn có các đặc điểm sau:

-  Cấu tạo đơn giản;

-  Có khả năng vận chuyển vật liệu theo hướng nằm ngang, nằm nghiêng hoặc kết hợp cả hai với khoảng cách lớn;

-  Làm việc êm, tiêu hao năng lượng không lớn lắm;

-  Tốc độ vận chuyển không cao;

-  Độ nghiêng của băng tải nhỏ. Khi vận chuyển thóc gạo, độ nghiêng không quá 18⁰;

-  Không vận chuyển được theo đường cong.

1.1. Cấu tạo băng tải:

Băng tải làm việc được nhờ lực ma sát giữa bề mặt băng đai và tang dẫn.

Cấu tạo băng tải gồm băng đai 1 là một vòng khép kín mắc qua tang dẫn 2 và tang bị dẫn 3. Vì khoảng cách giữa 2 tang khá xa nhau nên băng đai được tì lên các trục ( con lăn ) trên 4 và trục ( con lăn ) dưới 5 đặt trên giá máy 6. Bộ phận căng đai 7 đảm bảo đủ lực ma sát giữa băng đai và tang. Bộ phận rải liệu 8 bố trí ở phía đầu băng tải và bộ phận trút liệu làm sạch chống dính 9 được bố trí ở cuối băng tải.

Tang dẫn 2 nhận chuyển động quay từ động cơ 10 thông qua trục nối đàn hồi 11 vào hộp giảm tốc 12 qua hệ thống đai truyền 13 tới tang dẫn.

1.2. Tính toán thiết kế băng tải:

1.2.1. Chọn loại dây băng:

+ Đai băng là bộ phận quan trọng của băng tải, nó thực hiện 2 chức năng là kéo và tải vật liệu. Do vậy, băng cần phải đảm bảo chắc, dẻo, có độ co dãn nhỏ và độ bền với môi trường tốt.

Để đảm bảo được yêu cầu kĩ thuật và tính kinh tế chung của băng tải, ta chọn loại băng của hãng DONGIL RUBBER Co. LTD có kí hiệu là NN 120: 650 x 3p x 4 x 2 vì loại băng này có chất lượng khá cao và hiện đang có bán rộng rãi trên thị trường Việt nam với các thông số kĩ thật như sau:

-  Chiều rông băng B = 650 (mm);

-  Chiều dày lớp vỏ trên d₁ = 4 (mm);

-  Chiều dày lớp vỏ dưới d₂ = 2 (mm);

-  Chiều dày tổng cộng của băng S_S = 8,4 (mm);

-  Vật liệu lớp sợi bọc là nylon;

-  Số lớp của băng là 3 lớp;

-  Lực kéo cho phép 120 kg/ 1cm² lớp;

-  Khối lượng riêng trên 1 m dài là 6,8 kg/ m.

Đai băng làm bằng vải ép cao su. Phần cao su làm nhiệm vụ chống mài mòn và liên kết các phần lại với nhau, bảo vệ cho lớp lõi không bị phá hỏng do tác dụng cơ học và môi trường bên ngoài.

Đặc điểm của băng đai vải cao su là:

-  Nhẹ;

-  Độ bền cao;

-  Đàn hồi tốt, dễ uốn;

-  Chịu mài mòn và chống ẩm;

-  Không chịu được dầu.

1.2.2. Tang dẫn động:

Trong quá trình vận chuyển, băng thường bị di chuyển ngang gây lệch tâm nên sẽ gây ra hiện tượng vật liệu dễ bị bắn toé và rơi vãi. Do vậy, để định tâm giữa băng và tang dẫn động được tốt thì mặt tang cần chế tạo mặt trụ hơi lồi.

Tang được chế tạo bằng gang đúc.

Đường kính tang dẫn được xác định theo công thức: D ≥ k. i.

Trong đó:    i - Số lớp cốt: i = 3;

               k - Hệ số tính toán: k = 125 – 150;

Ta có: D = ( 125 – 150 ). 3 = 375 – 450 (mm).

Chọn theo quy chuẩn: D = 400 (mm).

Chiều dài tang dẫn được xác định theo công thức: L = B + 2.C.

Trong đó:   

B - Chiều rộng băng đai: B = 650 (mm);

C - Khoảng trống dự trữ ở mép băng đai không chở vật liệu: C = 60- 70 (mm); Chọn C = 65 (mm);

Ta có L = 650 + 2.65 = 780 (mm).

1.2.3. Con lăn đỡ băng:

Nhiệm vụ chính của con lăn là đỡ băng tải.

Với loại vật liệu cần vận chuyển là thóc khô thuộc loại vật liệu rời, ở nhánh trên ( nhánh có tải ) ta thiết kế băng đai lòng máng mỗi hàng con lăn được đỡ bằng 3 con lăn. Ở nhánh dưới ( nhánh không tải ) mỗi hàng con lăn chỉ được đỡ bằng 1 con lăn.

Mỗi hàng con lăn gồm 3 con lăn đỡ nhánh có tải được bố trí như trên hình vẽ. Con lăn giữa đặt nằm ngang, 2 con lăn bên đặt nghiêng 20⁰ so với mặt phẳng nằm ngang tạo thành hình lòng máng.

Đường kính con lăn d_cl được chọn theo dãy tiêu chuẩn. Theo DIN 22101 ta chọn được đường kính con lăn theo chiều rông băng đai B = 650 là d_{cl =} 89 (mm).

Khoảng cách giữa 2 hàng con lăn trên nhánh có tải xác định theo công thức:

      L_cl = A – 0,625B.

Trong đó:   

A - Hằng số phụ thuộc vào khối lượng riêng của vật liệu vận chuyển r. Với r = 0,6 T/m³ thì A = 1750 (mm).

      B - Chiều rộng băng tải: B = 650 (mm).

Ta có: L_cl = 1750 – 0,625.650 = 1343,75 (mm).

Khoảng cách giữa 2 hàng con lăn trên nhánh không tải xác định theo công thức:

      L’_cl = 2.L_cl = 2.1343,75 = 2687,5 (mm).

Khoảng cách giữa những hàng con lăn trên nhánh có tải tại vị trí nhận liệu để giữ cho băng tải không bị chùng: L”_cl = 0,5. L_cl = 0,5.1343,75 = 671,875 (mm).

1.2.4. Tính tiết diện ngang dòng vật liệu:

Đối với đai hình lòng máng, tiết diện ngang của dòng vật phẩm được tính như sau:

      F_n = F₁ + F₂.

Với giả thiết tấm băng nằm sát vào bề mặt các trục con lăn.

Diện tích của hình Parabol F₁ = .b.h₁.

Trong đó:   

b = 0,8B = 0,8.650 = 520 (mm).

      h₁ = .tg j_d = .tg 0,65.j = . tg 0,65.20⁰ = 109 (mm).

Với:   j - Góc đỗ tĩnh:j = 20⁰.

      j_d – Góc đỗ động của vật phẩm: j_{d =} 0,65.j.

Ta có F₁ = .520.109 = 37796 (mm²).

Diện tích hình thang cân: F₂ = ( a+ b ).

Trong đó:   

b = 520 ( mm );

      a = 0,4.B = 0,4.650 = 260 ( mm );

      h₂ = ( b – a ). tg 20⁰ = 47,3 ( mm );

Ta có F₂ = ( 520 + 260 ). = 18447 ( mm² ).

Diện tích tiết diện ngang dòng vật liệu: F = 56233,67 ( mm² ) = 0,056 m².

1.2.5. Xác định vận tốc băng tải:

Từ công thức xác định năng suất băng tải: Q = 3600.k.F.g.v ( T/h ).

Ta có v =  ( m/s ).

Trong đó:   

Q - Khối lượng vật phẩm chuyển qua tiết diện băng tải trong một đơn vị thời gian: Q = 60 T/h;

      F - Diện tích tiết diện ngang dòng vật phẩm: F = 0,056m².

      g- Khối lương riêng của vật phẩm: g = 0,6 T/m³.

      k - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ dốc băng tải: k = 0,95.

Þ v =  = 0,52 ( m/s ).

1.2.6. Xác định lực căng băng:

Tính lực căng băng theo chu trình khép kín đơn giản như hình vẽ:

Lực căng băng phải thoả mãn các diều kiện sau:

-            Băng không bị trượt trên tang dẫn động trong thời kì khởi động chất đầy tải.

-            Để đảm bảo điều kiện độ võng cho phép của băng tải thì lực căng băng nhỏ nhất trên nhánh có tải cũng phải lớn hơn giá trị lực căng băng nhỏ nhất cho phép của băng.

Theo quan hệ lực căng băng trên chu trình khép kín: Lực căng ( cản ) tại vị trí tiếp theo so với lực căng ( lực cản ) tại vị trí biết trước được xác định theo phương pháp “đuổi điểm ” với công thức:   S_{i+1 =} S_i + S_{( i+1 )® i}; ( N ).

Trong đó:   

S_i+1; S_i - lần lượt là lực căng đai ở tại điểm thứ i+1 và thứ i;( N ).

      S_{( i+1 ) ® i} – là lực cản chuyển động trên đoạn i đến i + 1; ( N ).

Ta có:         S₄ = S₃ + W_ct;                                                                 ( 1.1a )

      S₃ = S₂.k_dh;                                                                     ( 1.1b )

      S₂ = S₁+W_kt;                                                                            ( 1.1c ).

Trong đó:   

Các lực S₁, S₂, S₃,S₄ như trên hình vẽ.

      k_dh - hệ số cản trên tang đổi hướng phụ thuộc vào góc ôm a; với a = 180⁰ thì k_dh = 1,04.

      W_kt - Lực cản chuyển động trên nhánh không tải;

      W_ct - Lực cản chuyển động trên nhánh có tải;

Từ các quan hệ ( 1.1a ), ( 1.1b ), ( 1.1c ) ta rút ra:

S₄ = ( S₁ + W_kt ).k_dh +W_ct                                                                                               ( 1.2 ).

Tại tang dẫn, lực trên nhánh căng ( nhánh có tải ) và nhánh chùng ( nhánh không tải ) thoả mãn công thức Ơle, nếu xét tới điều kiện an toàn có thể viết: S₄.k_c = S₁.e^fa hay S_v1.k_c = S_R1.e^fa                                                                                ( 1.3 ).

Trong đó:   

S_v1- Lực căng nhánh căng có tải bắt đầu vào tiếp xúc tang dẫn.

S_R1 - Lực căng nhánh chùng không tải ra khỏi tang dẫn.

      k_c - Hệ số an toàn căng băng đai, k_c = 1,2.

      f - Hệ số ma sát giữa băng đai và tang. Tra bảng 9 – 16: f = 0,3.

e – Cơ số tự nhiên, e = 2,7183.

a - Góc ôm của đai và tang dẫn, a =  = p = 3,14 ( rad ).

Từ ( 1.2 ) và ( 1.3 ) ta có:

                                            ( 1.4 ).

Với:   k_dh = 1,04;

      k_c = 1,2;

      e = 2,7183;

      f = 0,3;

      a = 3,14 rad;

Ta đi xác định:

+ Lực cản chuyển động trên nhánh có tải:

      W_ct = g.L. [( q + q_d + q_cl ).w.cosb + ( q + q_cl ).sinb].

Trong đó:   

g – Gia tốc trọng trường: g = 9,8 m/s².

      L - Chiều dài vận chuyển L = 25 m;

      q_d - Khối lượng của đai trên 1 m dài: q_d = 6,8 kg/m;

      q_cl - Khối lượng phần quay của con lăn đỡ trên nhánh có tải:

               q_cl = ( kg/m ).

Với:   G_cl - Khối lượng phần quay của con lăn ở nhánh có tải: G_cl = 9,6 kg.

      L_cl - Khoảng cách giữa các con lăn đỡ nhánh có tải: SL_cl = 1,34375 m.

w - Hệ số cản chuyển động đai của các con lăn đỡ. Tra bảng 9- 15: w = 0,025.

b- Góc nghiêng đặt băng tải: b = 15⁰.

q - Khối lượng vật liệu trên 1 m dài: q = ( kg/m ).

Þ W_ct = 9,8.25.[( 32 + 6,8 + 7,1442 ).0,025.cos 15⁰ + (32 + 7,1442).sin15⁰]

 W_ct = 2756,9 ( N ).

+ Lực cản chuyển động trên nhánh không tải:

      W_kt = g.L.[( q_d + q’_cl ).w.cosb + q_d.sinb )]

Trong đó:   

g – Gia tốc trọng trường: g = 9,8 m/s².

      L - Chiều dài vận chuyển L = 25 m;

      q_d - Khối lượng của đai trên 1 m dài: q_d = 6,8 kg/m;

      q’_cl - Khối lượng phần quay của con lăn đỡ trên nhánh có tải:

               q’_cl = ( kg/m ).

Với:   G’_cl = G_cl - Khối lượng phần quay của con lăn ở nhánh không tải:

G’_cl = 9,6 kg.

      L’_cl - Khoảng cách giữa các con lăn đỡ nhánh không tải:

L’_cl = 2,6875 m.

w - Hệ số cản chuyển động đai của các con lăn đỡ. Tra bảng 9- 15:

w = 0,025.

b- Góc nghiêng đặt băng tải: b = 15⁰.

Þ W_kt = 9,8.25.[( 6,8 + 3,57 ).0,025.cos 15⁰ + 6,8.sin15⁰ ]

W_kt = 493 ( N ).

Giải hệ phương trình ( 1.4 ) ta được:

Lực căng đai cực đại: S_max = 6368 ( N ).

Kiểm tra lực căng băng nhỏ nhất trên nhánh có tải:

Để đảm bảo độ võng của băng giữa 2 hàng con lăn nằm trong giá trị cho phép. Lực căng băng nhỏ nhất trên nhánh có tải thoả mãn điều kiện:

      S_{CT min} ³ [ S_{CT min} ];                                                           ( 1.5 ).

Với [ S_{CT min} ] = ( 5- 8 ) ( q + q_d ).g.L_cl.

Trong đó:

Khối lượng vật liệu trên 1 m dài: q = 32 kg/m;

      Khối lượng đai trên 1 m dài: q_d = 6,8 kg/m;

      Gia tốc trọng trường g = 9,8 m/s²;

      Khoảng cách giữa hai hàng con lăn: L_cl = 1,34375 m.

Þ [S_Ctmin ] = ( 5 8 ) ( 32 + 6,8 ).9,8.1,34375 = 2557  4090 ( N ).

Lực căng băng nhỏ nhất:

      S_{CT min} = S₃ = S₂.k_dh = ( S_r +W_kt ).k_dh

Với:   S_r = S₁ = 2979 ( N );

      W_kt = 493 ( N );

      k_dh = 1,04; Hệ số cản trên tang đổi hướng.

      ÞS_CTmin = ( 2979 + 493 ).1,04 = 3710( N ).

Với [ S_{CT min} ] _max = 4090 ( N ) thì S_{CT min} < [ S_{CT min} ] sẽ không thoả mãn điều kiện ( 1.5 ).

Để thoả mãn điều kiện ( 5 ) ta chọn S_{CT min} = S₃ = 4090 ( N ).

Bây giờ ta tính lại các giá trị S_T và S_r:

Ta có S₃ = S₂. k_dh = ( S_r + W_kt )k_dh

      Þ S_r = ( S₃ –W_kt.k_dh ): k_dh

      Þ S_r = ( 4090 – 493.1,04 ):1,04 = 3439,7 ( N ).

      S_T = S₃ + W_kt = 4090+2757 = 6847 ( N ).

1.2.7. Kiểm tra độ bền của băng:

Độ bền của băng được kiểm nghiệm theo công thức:

      Z_tt =  Z_tc.                                                                           ( 1.6 ).

Trong đó:   

[m] - Hệ số dự trữ độ bền cho phép của băng. Tra bảng 7: [ m ] = 9.

      S_max - Lực căng băng lớn nhất:

               S_max = 6847: 9,8 = 698,8 ( N ).

      B - Chiều rộng của băng: B = 650 (mm).

      [S_b ] - Lực kéo cho phép ứng với 1 cm chiều rộng của 1 lớp băng:

               [S_b ] = 120 kg/cm lớp = 12 (kg/mm) lớp.

Số lớp cốt tính toán: Z_tt =  = 0,8 lớp.

Số lớp cốt của băng đã chọn: Z_tc = 3 lớp.

Vậy Z_tt < Z_tc thoả mãn điều kiện ( 1.6 ).

1.2.8. Xác định công suất trên tang dẫn động:

Công suất trên tang dẫn động được xác định theo công thức:

      P_t =  ( Kw ).

Trong đó:   

Lực vòng trên tang dẫn động: F_t = S_cg – S_ch.

Với:   S_cg = S_T = 6847( N ) - Lực căng nhánh căng có tải bắt đầu vào tiếp xúc tang dẫn.

      S_ch = S_r = 3439,7 ( N ) - Lực căng nhánh chùng không tải ra khỏi tang dẫn.

      ÞF_t = 6847 – 3439,7 = 3407,3 ( N ).

      v - Vận tốc vận chuyển ( vận tốc vòng trên tang dẫn ): v = 0,52 m/s.

Công suất trên tang dẫn động:

      P_t =  ( Kw ).

1.2.9. Tính toán cơ cấu căng băng:

+ Bộ phận căng băng có nhiệm vụ tạo ra lực căng băng cần thiết của tấm băng, đảm bảo cho băng ôm chặt vào tang dẫn và làm giảm độ võng của băng theo chiều dài.

Bộ phận căng băng gồm có tang căng băng được lắp trên các gối trục có khả năng dịch chuyển.

Với chiều dài băng không lớn lắm (chiều dài vận chuyển L = 25 m), tải trọng nhỏ, độ giãn dài của băng không nhiều ta dùng bộ phận căng đai bằng vít.( hình vẽ ).

Cơ cấu căng băng bằng vít có cấu tạo đơn giản, kích thước khuôn khổ nhỏ, trọng lượng nhỏ, giá thành hạ.

+ Xác định lực kéo trên chạm căng băng:

Trạm kéo căng băng được bố trí ở phía đầu tang bị dẫn nên để đảm bảo độ căng của băng thì lực kéo căng băng phải bằng tổng 2 lực căng của băng đến và đi khỏi tang kéo căng nên ta có:

      F_kc = S₂ + S_{3 =} ( S_r + W_kt ) + S₃

      F_kc = ( 3440 +493 ) + 4090 = 8023 ( N ).

+ Xác định đường kính của bulông căng băng

Đường kính trung bình của ren được xác định theo công thức:

d₂  ( mm ).

Trong đó:   

F_a- Lực dọc trục: F_a = F_kc = 8023 ( N ).

      y_H - hệ số chiều cao của đai ốc: y_H = 1,2 – 2,5. Chọn y_H = 2 ( đai ốc nguyên).

      y_h - Hệ số chiều cao ren, với ren hình thang y_h = 0,5.

[q] – Áp suất cho phép phụ thuộc vào vít và đai ốc: [q] = 5- 6 (MPa) (N/mm²).

Lấy [q] = 5 (MPa) với vật liệu thép – gang.

      Þ d₂ =  ( mm ).

Theo TCVN 44 – 63 chọn d₂ = 24 (mm) bước ren t = 2 (mm).

Chiều dài ( hành trình ) làm việc của vít được lấy như sau:

      L_lv = ( 1- 1,5 )%. L < 400 (mm).

Với chiều dài làm việc của băng tải: L = 25 m = 25000 (mm).

      L_lv = ( 1 – 1,5 )%.25000 = 250 – 375 (mm) ( < 400 mm ).

Phần 2: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

Sơ đồ hệ dẫn động băng tải và đồ thị thay đổi tải trọng:

Trong quá trình làm việc, băng tải vận chuyển vật liệu liên tục với dòng vật liệu trên băng không đổi. Bởi vậy, tải trọng tác dụng lên hệ thống không thay đổi, do đó công suất danh nghĩa trên trục công tác cũng không thay đổi.

1 - Động cơ điện;

2 - Khớp nối đần hồi;

3 - Hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh;

4 - Bộ truyền đai;

5 – Tang dẫn động.

2.1 Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền:

2.1.1. Chọn động cơ điện:

+ Xác định công suất động cơ:

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

      P_ct =  ( Kw ).

Trong đó:   

P_t – Công suất tính toán trên trục máy công tác: P_t = 1,772 ( Kw ).

      h - Hiệu suất truyền động:

h = h_d.h_ol³.h_k.h_br.

Với:   h_d - Hiệu suất bộ truyền đai. Tra bảng 2.3[5] ta có: h_d = 0,95.

      h_ol - Hiệu suất một cặp ổ lăn. Tra bảng 2.3[5] ta có: h_ol = 0,99.

      h_k - Hiệu suất bộ truyền khớp nối. Ta có: h_k = 1.

      h_br - Hiệu suất bộ truyền một cặp bánh răng. Tra bảng 2.3[5] ta có: h_br = 0,96.

      Þ h = 0,95.0,99⁴.0,96² = 0,851.

Công suất cần thiết trên trục động cơ:     

 P_ct =  ( Kw ).

Công suất đẳng trị P_dt trên trục động cơ:

Công suất đẳng trị là giá trị công suất quy ước không đổi mà khi động cơ làm việc. Với giá trị công suất trong khoảng thời gian nhất định thì nhiệt độ sinh ra trong động cơ bằng nhiệt độ sinh ra khi động cơ làm việc với cường độ tải trọng thay đổi cùng thời gian. Với tải trong không đổi nên P_dt = P_ct = 2,1 ( Kw ).

+ Xác định sơ bộ số vòng quay:

Số vòng quay sơ bộ của động cơ được xác định theo công thức:

      n_sb = n_lv.u_t

Trong đó:   

n_lv - Số vòng quay trên trục công tác: n_lv = 24,84 (v/p).

      u_t – TST tổng của toàn bộ hệ thống dẫn động.

               u_t = u_d.u_h

Với:   u_d- TST c ủa bộ truyền động đai thang. Tra bảng 2.5 [5] lấy u_d = 3 ( để kích thước bộ truyền đai nhỏ nhất ).

      u_h – TST của bộ truyền trong hộp giảm tốc. Tra bảng 2.4[5] lấy u_h = 12.

      Þ u_t = 3.12 = 36.

Số vòng quay sơ bộ: n_sb = 24,84.36 = 894,24 (v/p).

+ Chọn động cơ:

Để dẫn động băng tải, ta chọn động cơ ba pha không đồng bộ rôto ngắn mạch với các ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện 3 pha không cần biến đổi dòng điện nhưng nó cũng có một số nhược điểm: hiệu suất và hệ số công suất thấp ( so với động cơ 3 pha đồng bộ ), không điều chỉnh được vận tốc.

Dựa vào công suất cần thiết P_ct­ và số vòng quay sơ bộ n_sb của động cơ kết hợp với các yêu cầu về mômen mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ ta chọn động cơ thoả mãn điều kiện:

               .

Đồng thời có mômen mở máy thoả mãn:

               .

Tra bảng P1.2 [5] ta chọn động cơ 4A100L6Y3 với các thông số động cơ:

+ Kiểm tra mở máy và quá tải:

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra được một công suất mở máy đủ để thắng sức ì ( quán tính nghỉ ) của hệ thống bởi vậy ta kiểm tra điều kiện mở máy:

      P^đc _mm ³ P^đc_cbđ                                                                   ( 2.1 ).

Trong đó công suất mở máy của động cơ:

      P^đc _{mm =} .P^đc _mm = 2.2,2 = 4,4 (Kw).

Công suất cản ban đầu tính trên trục động cơ:

P^đc_cbđ = P^đc_lv. k_cbđ

Với k_cbđ = 1,7 - Hệ số cản ban đầu của hệ thống.

P^đc_cbđ = 2,1.1,7 = 3,57 (Kw).

Vậy P^đc _mm ³ P^đc_cbđ thoả mãn điều kiện ( 2.1 ).

Do tải trọng không thay đổi nên không cần kiểm tra quá tải cho động cơ.

2.1.2. Phân phối TST:

Tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động:

      U_t =  =

Với:   n_đc = 950 (v/p). - Số vòng quay của động cơ đã chọn.

      n_{lv =} 24,84 (v/p). - Số vòng quay của trục công tác.

Ta có: U_t = u_n.u_h. Trong đó:

u_n – TST của bộ truyền ngoài: u_{n =} u_đ.

u_h- TST của hộp giảm tốc: u_h = u₁.u₂.

Với bộ truyền ngoài là bộ truyền đai nên ta chọn u_n theo công thức:

u_n =  = .

Đường kính bánh đai trong bộ truyền đai được tiêu chuẩn hoá, do đó để tránh cho sai lệch TST không quá một giá trị cho phép ( £ 4% ) nên chọn u_đ theo dãy số tiêu chuẩn: u_đ = 2,24.

Do đó ta tính được TST của hộp giảm tốc là:

u_h =

Phân phối TST cho các bộ truyền trong hộp:

Vơí hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi cấp nhanh ta có: u_h = u₁.u₂.

Trong đó:   

u₁ – TST của bộ truyền cấp nhanh.

      u₂ – TST của bộ truyền cấp chậm.

Phân TST cho các bộ truyền trong hộp u_h theo yêu cầu: khối lượng nhỏ nhất, mômen quán tính thu gọn nhỏ nhất và thể tích các bánh răng lớn nhúng ( ngâm ) trong dầu ít nhất.

Ta chọn u₁ theo công thức: u₁ = 0,825.

TST của bộ truyền cấp chậm: u₂ =.

Tính lại giá trị của TST bộ truyền đai ngoài theo u₁ và u₂ trong hộp giảm tốc:

      u_n = .

2.2. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục:

Dựa vào công suất làm việc P_lv và sơ đồ hệ dẫn động ta tính được trị số công suất, mômen và số vòng quay trên các trục phục vụ các bước tính toán thiết kế các bộ truyền, trục và ổ.

Ta có công suất trên trục động cơ P_đc = 2,2 Kw là công suất danh nghĩa. Khi tính toán ta tính bằng công thực dùng P_ct = 2,1 Kw.

Mômen trên trục động cơ:

      T_đc = 9,55.10⁶. = 9,55.10⁶. = 21,0.10³ ( N/mm ).

Trên trục I:

Công suất: P_I = P_ct.h_ol = 2,1. 0,99 = 2,079 (Kw).

Số vòng quay: n_{I =} n_đc = 950 (v/p).

Mômen xoắn trên trục: T_I = 9,55.10⁶. = 9,55.10⁶.= 20,9.10³ (N/mm).

Trên trục II:

Công suất: P_II = P_I.h_ol.h_br = 2,079.0,96². 0,99 = 1,976 (Kw).

Số vòng quay: n_{II =}  =  = 173,48 (v/p).

Mômen xoắn trên trục:

T_II = 9,55.10⁶. = 9,55.10⁶. = 108,78.10³ (N/mm).

Ta có bảng số liệu như sau:

Trên trục III:

Công suất: P_III = P_II.h_ol.h_br = 2,079.0,99. 0,96 = 1,878 (Kw).

Số vòng quay: n_{III =}  =  = 55,55 (v/p).

Mômen xoắn trên trục:

T_III = 9,55.10⁶. = 9,55.10⁶. = 322,86.10³ (N/mm).

Trên trục IV:

Công suất: P_IV = P_III.h_đ = 1,878.0,95 = 1,784 Kw.

Số vòng quay: n_{IV =}  =  = 24,84 (v/p).

Mômen xoắn trên trục:

T_IV = 9,55.10⁶. = 9,55.10⁶. = 685,99.10³ (N/mm).

2.3. Tính toán thiết kế CTM:

2.3.1. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài - truyền động đai hình thang:

Đai hình thang có tiết diện hình thang, mặt làm việc là 2 mặt bên tiếp xúc với các rãnh hình thang tương ứng trên bánh đai nhờ đó hệ số ma sát giữa đai và bánh đai hình thang lớn hơn do đó khả năng kéo cũng lớn hơn nhưng hiệu suất giảm ( so với đai dẹt ).

+ Chọn loại đai và tiết diện đai:

Giả thiết vận tốc vòng của đai v_đ £ 25 m/s ( sẽ kiểm tra lại sau ), ta chọn loại đai là đai hình thang thường. Loại tiết diện đai đã chọn theo hình vẽ. Tuỳ theo công suất và số vòng quay trên trục dẫn: Với P = 1,878 Kw và n = 55,55 (v/p). ta chọn tiết diện đai Б. Theo TC GOST 1284.1- 80; 2- 80; 3- 80 ( Tiêu chuẩn Liên xô cũ ) ta có thông số của đai hình thang thường tiết diện Б như sau:

+ Xác định đường kính các bánh đai:

Đường kính bánh đai nhỏ d₁ được chọn theo bảng 4.13[5] theo tiết diện đai và theo dãy số đường kính đai tiêu chuẩn ta chọn d₁ = 200 (mm).

Từ đường kính bánh đai, ta xác định vận tốc đai:

      v_đ =  (m/s).

Vậy vận tốc v_đ thoả mãn điều kiện đã chọn ban đầu: v_đ < 25 m/s.

Như vậy loai đai đã chọn là đúng.

Xác định đường kính bánh đai lớn d₂ theo công thức:

      d₂ = .

Trong đó:   

u – TST của bộ truyền đai: u = 2,236;

      ε = 0,01 – 0,02- Hệ số trượt; Lấy ε = 0,01.

Đường kính bánh đai lớn d₂ =  (mm).

Lấy d₂ theo tiêu chuẩn trong chú thích bảng 4.21[5]: d₂ = 450 (mm).

Tỉ số truyền thực tế của bộ truyền đai:

      u _tt = .

Kiểm tra sai lệch TST theo công thức:

      Δu_đ =

      Δu_đ = .

+ Xác định khoảng cách trục:

Nội suy theo bảng 4.14 [5] từ u = 2,273 ta tìm được tỉ số  = 1,1454 do đó khoảng cách trục a được xác định: a = 1,1454.d₂ = 1,1454.450 = 515,43 (mm).

Kiểm tra điều kiện về khoảng cách trục theo công thức:

0,55.( d₁ + d₂ ) + h £ a £ 2( d₁ + d₂ )

Với h là chiều cao đai; Tra bảng 4.13[5] ta có: h = 10,5 (mm).

0,55( 200 + 450 ) + 10,5 = 368;

2( 200 + 450 ) = 1300;

Vậy 368 < 515,43 < 1300 thoả mãn điều kiện.

+ Xác định chiều dài L của đai:

Chiều dài L của đai được xác định theo khoảng cách trục a theo công thức:

      L = 2.a +

      L = 2.515,43+ = 2081,7 (mm).

Chọn L theo tiêu chuẩn trong bảng 4.13[5]: L = 2240 (mm).

Kiểm tra điều kiện về tuổi thọ của đai:

      i =

      i =  Thoả mãn điều kiện.

+ Tính chính xác lại khoảng cách trục a theo công thức:

      a = 0,125{ 2.L - p( d₁+d₂ ) + }

a=0,125.

a = 596,324 (mm).

Kiểm tra điều kiện về khoảng cách trục theo công thức:

      0,55( d₁ + d₂ )+ h £ a £ 2( d₁ + d₂ ).

Ta có: 0,55( d₁ + d₂ ) + h = 0,55( 450 + 200 ) + 10,5 = 368 (mm);

2.( d₁ + d₂ ) = 2.( 450 + 200 ) = 1300 (mm);

Vậy 368 < 596,324 < 1300 (mm) thoả mãn điều kiện về khoảng cách trục.

+ Xác định góc ôm trên bánh dẫn:

Góc ôm a₁ trên bánh đai nhỏ được xác định theo công thức:

      a₁ = 180⁰ –  = 180⁰ -  = 156,104⁰.

Thoả mãn điều kiện a₁ ³ 120⁰.

+ Xác định số dây đai cần thiết:

Số đai Z được xác định theo công thức:

      Z = .

Trong đó:

P₁ – Công suất trên trục bánh đai chủ động; P₁ = 1,878 (Kw).

      [P₀ ] – Công suất cho phép; nội suy theo bảng 4.19[5] với d₁ = 200 (mm), v = 0,58 m/s ta được [P₀ ] = 1,27 Kw.

      k_d - Hệ số tải trọng động; Tra bảng 4.7 [5]: k_d = 1,35.

      C_a - Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm a₁;

      C_a = 1 – 0,0025( 180 - a₁ ) = 1 – 0,0025( 180 – 156,104 ) = 0,94.

      C_l - Hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai. Tra bảng 4.16 [5]: C_l =1

      C_u - Hệ số kể đến ảnh hưởng của TST; nội suy từ bảng 4.17[5]: C_u=1,132.

      C_z - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai; nội suy từ bảng 4.18 [5] ứng với z’ =  ta được C_z=0,976.

Số đai         : Z  =  = 1,92

Lấy Z = 2 đai thoả mãn điều kiện Z £ 6.

+ Tính chiều rộng và đường kính ngoài các bánh đai:

Xác định chiều rộng bánh đai B từ số đai Z theo công thức:

      B = ( Z – 1 ).t + 2.e ( mm ).

Trong đó:

      t - Bước của rãnh bánh đai; Tra bảng 4.21[5]: t = 19 (mm).

      e - Khoảng cách từ rìa ngoài đến giữa rãnh ngoài cùng của bánh đai; Tra bảng 4.21 [5]: e = 12,5 (mm).

Chiều rộng B = ( 2 – 1 ).19 + 2.12,5 = 44 (mm).

Đường kính ngoài bánh đai được xác định theo công thức:

      d_a = d + 2.h₀ ( mm ).

Trong đó:

      d - Đường kính các bánh đai: d₁ = 200 (mm); d_{2 =} 450 (mm).

      h₀ - Khoảng cách từ lớp trung hoà đến đáy lớn tiết diện hình thang của đai; Tra bảng 4.21 [5]: h₀ = 4,2 (mm).

Đường kính ngoài các bánh đai:

      d_a1 = d₁ + 2.h₀ = 200 + 2.4,2 = 208,4 (mm).

      d_a2 = d₂ + 2.h₀ = 450 + 2.4,2 = 458,4 (mm).

+ Tính lực tác dụng lên trục bánh đai:

Lực tác dụng lên trục bánh đai là lực hướng tâm được xác định theo công thức:

      F_r = 2.F₀.Z. sin(  ).

Trong đó:

      F₀ - Lực căng ban đầu của 1 đai: F₀ = s₀.A₁.

Với:   A₁ - Diện tích tiết diện của 1 đai: A₁ = 138 (mm²).

      s₀ - Ứng suất căng ban đầu, lấy s_{o =} 1,2 (MPa).

      Þ F₀ = 138.1,2 = 165,6 ( N ).

Lực tác dụng lên trục: F_r = 2.165,6.2. sin(  ) = 648 ( N ).

Bảng kết quả tính toán các thông số của bộ truyền đai:

2.3.2. Tính toán thiết kế truyền động bánh răng.

Truyền động bánh răng dùng đê truyền chuyển động giữa các trục.

2.3.2.1. Chọn vật liệu:

Chọn vật liệu thích hợp là một bước quan trọng trong việc tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và truyền động bánh răng nói riêng.

Hộp giảm tốc làm việc với công suất nhỏ P_ct = 2,1 Kw nên ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng thuộc nhóm I có độ rắn £ 350 HB, bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện. nhờ độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn tốt. Để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 – 15 đơn vị: H₁ ³ H₂ + ( 10 – 15 ) HB.

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, ở đây ta chọn vật liệu chế tạo bánh răng ở 2 cấp là như nhau. Theo bảng 6.1 [5] ta chọn vật liệu như sau:

-       Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 241 – 285 HB, giới hạn bền s_b = 850 (MPa), giới hạn chảy s_ch = 580 (MPa).

-       Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 192 – 240 HB, giới hạn bền s_b = 750 (MPa), giới hạn chảy s_ch = 450 (MPa).

2.3.2.2. Xác định ứng suất cho phép:

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

[s_H ] = . Z_R.Z_V.K_XH.K_HL.                                        ( 2.3 )

[s_F ] = . Y_R.Y_F.K_XF. K_FC.K_FL.                               ( 2.4 )

Trong đó:

      Z_R - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc; Với Ra = 2,5…1,25 mm thì Z_R = 0,95.

      Z_V - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng; Theo bảng 6.2 [5] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180 – 350 HB.

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245

Chọn độ rắn bánh lớn HB2 = 230.

Với HB < 350 thì Z_V = 0,85 v^0,1.

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

      Y_R - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng, thông thường Y_R = 1.

      Y_S - Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

      K_XF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

Trong bước tính thiết kế, sơ bộ lấy Z_R.Z_V K_XH = 1 và Y_R.Y_S.K_XF = 1. Do đó (2.3) và ( 2.4 ) trở thành:

      [s_H ] =  K_HL.                                                        ( 2.3a ).

      [s_F ] = . K_FC.K_FL.                                                  ( 2.4a ).

Trong đó:

s⁰_{H lim} và s⁰_{F lim} lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở. Tra bảng 6.2[5] ta có: s⁰_{H lim} = 2HB + 70 và s⁰_Flim = 1,8HB.

Bánh nhỏ ( 1 ): s⁰_{H lim 1} = 2.245 + 70 = 560 (MPa).

s⁰_{F lim 1} = 1,8.245 = 441 (MPa).

Bánh lớn ( 3 ):  s⁰_{H lim 3} = 2.230 + 70 = 530 (MPa).

s⁰_{F lim 3} = 1,8.230 = 414 (MPa).

      S_H và S_F - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn; Tra bảng 6.2 [5] ta có: S_H = 1,1 và S_F = 1,75.

      K_FC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, khi đặt tải một phía ( bộ truyền quay 1 chiều ) K_FC = 1.

      K_HL và K_FL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau:

      K_HL = ;

      K_FL = ;

Ở đây:m_H và m_F bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. Khi độ rắn mặt răng HB < 350 thì m_H = 6 và m_F = 6.

      N_HO - Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc N_HO = 30H^2,4_HB. Với H_HB - Độ rắn Brinen.

      N_HO1 = 30.245^2,4 = 16259974,4;

      N_HO3 = 30.230^2,4 = 13973305,13;

      N_FO - Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; N_FO = 4.10⁶.

      N_HE, N_FE - Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh N_HE = N_FE = n = 60.c.n.t_S.

Với:   c - Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay c = 1.

      n - Số vòng quay trong 1 (phút): n₁ = 950 (v/p).; n₂ = 173,5 (v/p).

      t_S - Tổng thời gian làm việc của bánh răng trong 5 năm:

      t_S = 5.200.8 = 8000 ( h ).

Þ  N_HE1 = 60.1.950.8000 = 456.10⁶.

      N_HE3 = 60.1.173,5.8000 = 83,3.10⁶.

Bắt đầu từ N_HO và N_FO đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn không thay đổi. Vì vậy khi N_HE > N_HO thì lấy N_HE = N_HO để tính, do đó K_HL = 1. Cũng thế khi N_FE > N_FO thì lấy N_FE = N_FO để tính và K_FL = 1.

Vậy ta có ứng suất tiếp xúc cho phép của từng bánh răng:

      [s_H1 ] =  (MPa).

      [s_H3 ] =  (MPa).

Ứng suất tiếp xúc cho phép:

      [s_H ] =  £ 1,25 [s_H ]_min.                              ( 2.5 ).

Ta có: [s_H ] =  (MPa).

      1,25[s_H ]_min = 1,25.418,82 = 523,5 (MPa).

Ta có: 495,5 < 523,5 (MPa) thoả mãn điều kiện ( 2.5 ).

Ứng suất uốn cho phép:

[s_F1 ] =  (MPa).

[s_F2 ] =  (MPa).

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[s_H ]_max = 2,8s_ch = 2,8.450 = 1260 (MPa).

+ Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

      [s_F ]_max = 0,8s­_ch = 0,8.450 = 360 (MPa).

2.3.3.5. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Trục được kiểm nghiệm về độ bền mỏi cho từng tiết diện nguy hiểm theo công thức:

      S_j =  [S].                                                     ( 2.19 ).

Trong đó:

      [S] - Hệ số an toàn cho phép về mỏi, thông thường [S] = 1,5 – 2,5.

      S_sj và S_tj­ - Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j:

      S_sj =                                                   ( 2.20 ).

      S_tj =                                                     ( 2.21 ).

Với:   s_{- 1} - Giới hạn mỏi uốn ứng với chu kì đối xứng: s_{- 1} = 0,436.s_b = 0,436.600 = 261,6 (MPa).

      t_{- 1} - Giới hạn xoắn ứng với chu kì đối xứng: t_{- 1} = 0,58.s_{- 1} = 0,58.261,6 = 151,73 (MPa).

      s_aj, t_aj, s_mj, t_mj­ - Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j.

      s_{aj =}                                                                    ( 2.22a ).

      s_mj =                                                        ( 2.22b ).

Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó:

s_mj = 0;

s_aj = s_maxj =                                                                ( 2.23 ).

Trong đó:

      M _j - Mômen tương đương tại tiết diện j ( Nmm ).

      W_j - Mômen cản uốn tại tiết diện diện nguy hiểm j (Nmm³ ).

      W_j =                                                  ( 2.24 )

Với:   d_j - Đường kính gần đúng của trục tại tiết diện j ( mm ).

      t₁ - Chiều sâu rãnh then trên trục ( mm ).

      b - Chiều rộng then ( mm )

Ta có bảng số liệu tính toán theo công thức ( 2.23 ), ( 2.24 ) như sau:

Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động, do đó:

t_mj = 0;

t_aj = t_maxj =                                                          ( 2.25 ).

Trong đó:

      T_j - Mômen xoắn tại tiết diện j ( Nmm ).

      W_oj - Mômen cản xoắn tại tiết diện nguy hiểm j ( Nmm³ ).

      W_oj =                                             ( 2.26 ).

Ta có bảng số liệu tính toán theo công thức ( 2.25 ), ( 2.26 ):

y_s, y_t - Hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng 9.8[6] ta có: y_s = 0,05; y_t = 0.

      k_sdj và k_tdj - Hệ số xác định theo các công thức sau:

      k_sdj =                                                  ( 2.27 ).

      k_tdj =                                                  ( 2.28 ).

Bảng tính toán theo công thức ( 2.27 ) và ( 2.28 ):

Với:   k_x - Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và trạng thái bề mặt. Tra bảng 9.9[6]: k_x = 1,06.

      k_y - Hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính của vật liệu trục. Tra bảng 9.10[6]: k_y = 2,5.

      e_s và e_t - Hệ số ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến độ bền mỏi, Tra bảng 9.11[6] ta có các giá trị được ghi trong bảng tính toán sau:

      k_s và k_t - Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất. Theo bảng 9.13[6] ta có các giá trị của chúng được ghi trong bảng tính toán sau:

Bảng tính toán hệ số an toàn theo công thức ( 2.19 ); ( 2.20 ); ( 2.21 ):

Như vậy theo bảng tính tất cả các tiết diện nguy hiểm của trục đều thoả mãn điều kiện bền mỏi theo điều kiện ( 2.19 ).

Theo bảng tính thì các tiết diện của trục đều thừa bền.

+ Kiểm nghiệm trục về độ bền quá tải:

Vì đường kính trục thay đổi nên cần kiểm nghiệm trục về quá tải cho tiết diện nguy hiểm có ứng suất tương đương lớn nhất. như vậy cần tính ứng suất tương đương cho tất cả các tiết diện nguy hiểm sau đó chọn trị số lớn nhất để so sánh với ứng suất cho phép.

Ứng suất tương đương tại mỗi tiết diện nguy hiểm của trục được xác định theo công thức:

      s_tdj =  £ [s].                                                  ( 2.29 )

Trong đó:

      s_j =  = .

      t_j = .

      [s] = 0,8.s_ch = 0,8.340 = 272 ( MPa ).

Với:   M_max, T_max – Mômen uốn lớn nhất và mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải ( Nmm ).

      K_qt - Hệ số quá tải; K_qt = 1,5.

      M_j, T_j - Mômen uốn tổng và mômen xoắn tại tiết diện nguy hiểm (Nmm).

      s_ch - Giới hạn chảy của vật liệu trục (MPa).

Bảng tính toán kiểm nghiệm độ bền quá tải của trục:

Vậy ứng suất tương đương tại mỗi tiết diện nguy hiểm của trục đều thoả mãn theo điều kiện ( 2.29 ).

2.4. Tính chọn ổ lăn:

+ Xác định phản lực ở các gối đỡ:

Khi tính chọn ổ lăn, phản lực ở các gối đỡ lấy cho trường hợp bất lợi nhất.

Trên trục I:

Hướng lực F_x12 cùng chiều với F_x13 và F_x14.

Xác định phản lực tác dụng lên ổ:

M_A = 0:

      F_x13.l₂₂ + F_x14.l₂₄ – F_x11.l₃₁ – F_x12.l₁₂ = 0.

      1253.48 + 1253.174 – F_x11.222 – 250.61,5 = 0.

      Þ F_x11 = 1184 (N).

      F_x10 = 1573 (N).

      F_y10 = F_y11 = 536 (N).

Trên trục II:

Như đã tính trên phần tính trục ta có:

      F_x20 = F_x21 = 2613 (N).

      F_y20 = F_y21 = 41 (N).

Trên trục III:

Hướng lực F_x33 cùng chiều với lực F_x32.

Xác định phản lực tác dụng lên ổ:

      M_{Ex =} 0.

      F_x32.l₃₂ – F_x31.l₃₁ + F_x33.l₃₃ = 0.

      2719,5.111 – F_x31.222 + 648.288,5 = 0.

Þ F_x31 = 2202 (N).

      F_x30 = 2719,5 + 648 – 2202 = 1165,5 (N).

      M_Ey = 0.

      F_y32.l₃₂ – F_y31.l₃₁ = 0

      990.111 – F_y31.222 = 0.

      Þ F_y31 = 495 (N).

      F_y30 = 495 (N).

Như vậy các phản lực ở các gối đỡ dùng để tính chọn các ổ lăn là:

Trên trục I:

      F_o1 =  = 1662 (N).

      F_o2 =  = 1300 (N).

Trên trục II:

      F_o1 = F_o2 =  = 2613,3 (N).

Trên trục III:

      F_o1 =  = 2257 (N).

      F_o2 =  = 1266 (N).

+ Chọn sơ bộ loại ổ và kích thước ổ:

-         Chọn sơ bộ loại ổ:

Trên trục I:

Ta có sơ đồ lực dọc trục tác dụng lên ổ:

Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ:

Trên trục I ta có cặp bánh răng nghiêng hướng vào nhau có cùng góc nghiêng và có cùng độ lớn nên tổng lực dọc trục trên trục tác dụng lên ổ là: F_at1 = F_a1 – F_a2 = 0 (N).

Vậy trên trục I chỉ chịu lực hướng tâm tác dụng nên ta chọn loại ổ bi đỡ một dãy để có kết cấu đơn giản nhất, giá thành hạ nhất.

Trên trục II:

Ta có sơ đồ lực tác dụng lên ổ trục II:

Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ:

Trên trục II ta có cặp bánh răng nghiêng hướng vào nhau và có cùng góc nghiêng, cùng độ lớn nên tổng lực dọc trục trên trục tác dụng lên ổ là: F_at2 = F_a3 – F_a4 = 0 (N).

Vậy trên trục II chỉ có lực hướng tâm tác dụng nên ta chọn ổ là ổ bi đỡ chặn một dãy cho các gối dỡ trục.

Vì trên trục II có cặp bánh răng nghiêng ( của cặp bánh răng phân đôi cấp nhanh ) hướng chiều răng vào nhau đồng thời trên trục I ta chọn cách nối với động cơ vào trục I là vòng nối đàn hồi nên ta đã chọn ổ là ổ bi đỡ một dãy nên để tải trọng phân bố đều cho cặp bánh răng phân đôi, ổ đỡ trục II được đặt trên ổ tuỳ động cho phép trục II tuỳ ý di động dọc trục để khử bỏ sai số ăn khớp của cặp bánh răng phân đôi cấp nhanh lắp trên 2 trục.

Trên trục III không có lực dọc trục và chỉ có lực hướng tâm nên ta chọn ổ là ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ trục III.

-    Chọn sơ bộ kích thước ổ:

Theo bảng P2.1[6] để chọn kích thước các ổ bi đỡ:

Trục I: Chọn ổ có kí hiệu 405: C = 29,2 (KN); C₀ = 20,8 (KN).

Trục II: Chọn ổ có kí hiệu: 305: C = 17,6 (KN); C₀ = 11,6 (KN).

Trục III: Chọn ổ có kí hiệu 308: C ₌ 31,9 (KN); C₀ = 21,7 (KN).

-    Chọn cấp chính xác cho các ổ:

Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn cấp chính xác chế tạo cho tất cả các ổ là cấp chính xác 0 là cấp chính xác bình thường.

-    Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:

Vì tải trọng tác dụng lên ổ của cả 3 trục là tải trọng không đổi nên khả năng tải động được tính theo công thức:

      C_d = Q_E..

Trong đó:

      m - Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn; Với ổ bi m = 3.

      Q_E - Tải trọng quy ước khi tải trọng không đổi:

      Q_E = ( X.V.F_r = Y.F_a ).K_d.K_t; ( KN ).

Với:   F_r, F_a - Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục.

Ta có:         Trục I: F_r1 1662 ( N ); F_a = 0 ( N ).

      Trục II: F_r2 = 2613 ( N ); F_a = 0 ( N ).

      Trục III: F_r3 = 2257 ( N ); F_a = 0 ( N ).

      V - Hệ số xét đến vòng nào quay, nếu vòng trong quay V = 1, nếu vòng ngoài quay V = 1,2.

      K_d - Hệ số xét đến đặc tính của tải trọng. Tra bảng 10.1[6] ta có: K_d = 1,5.

      K_t - Hệ số nhiệt độ: K_t = 1 khi nhiệt độ q = 105⁰C.

      X, Y - Hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục. Tra bảng 10.2[6]: X = 1; Y = 0.

Khi đó:

      Q_E1 = X.V.F_r1.K_d.K_t = 1.1.1662.1,5.1 = 2493 ( N ).

      Q_E2 = X.V.F_r2.K_d.K_t = 1.1.2613.1,5.1 = 3919,5 ( N ).

      Q_E3 = X.V.F_r3.K_d.K_t = 1.1.2257.1,5.1 = 3385,5 ( N ).

      L_h - Tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, tính theo số năm, số ca và số giờ làm việc trong 1 ca: L_h = 5.200.2.4 = 8000 ( h ).

      L - Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay: L = .

      L₁ =  = 456.

      L₂ =  = 83,27.

      L₃ =  = 26,66.

Khả năng tải động của các ổ:

C_d1 = Q_E1. = 2493. = 19188,6 ( N ).

C_d2 = Q_E2. = 3919,5. = 17115,66 ( N ).

C_d3 = Q_E3. = 3385,5. = 10114,2 ( N ).

Ta thấy:

      C_d1 = 19189 < C = 29200 ( N ).

      C_d2 = 17116 < C = 17600 ( N ).

      C_d3 = 10114 < C = 31900 ( N ).

Vậy các ổ đã chọn đều thoả mãn điều kiện tải động của ổ.

Kiểm tra sai lệch tải trọng động trên trục I, II và trục III so với tải trọng động của các ổ đã chọn:

      ΔC₁ = .100% = .100% = 34,3 %.

      ΔC₂ = .100% = .100% = 2,75 %.

      ΔC₃ = .100% = .100% = 68,3 %.

Với các ổ đỡ trên trục I và trục III đã chọn thì khả năng tải động thừa quá nhiều nên ta chọn lại loại ổ cùng loại có khả năng tải động lớn hơn C_d1 và C_d3 không quá nhiều ( 12 % ).

Chọn ổ cho trục I: Ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ trung hẹp kí hiệu 2305 với: C = 22,6 (KN); C₀ = 14,3 (KN).

Chọn ổ cho trục III: Ổ bi đỡ 1 dãy cỡ đặc biệt nhẹ, vừa kí hiệu 108 với: C₀ = 9,45 (KN); C = 13,2 (KN).

Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ theo điều kiện:

      Q₀ < C_0..                                                                         ( 2.30 )

Với:   Q₀ - Tải trọng tĩnh tương đương, đó là trị số lớn hơn trong 2 trị số X₀.F_r + Y₀.F_a và F_r.

Trong đó:

      F_a, F_r - Lực dọc trục và lực hướng tâm của ổ có tải trọng quy ước Q lớn hơn.

Ta có lực dọc trục trên các trục đều bằng 0: F_a = 0.

Tra bảng 10.3[6] ta có: X₀ = 0,6 và X₀ = 0,5.

Với trục I:   X₀.F_r + Y₀.F_a = 0,5.1662 = 831 (N).

               F_r = 1662 (N).

Vậy Q₀ = 1662 (N) = 1,662 (KN) < C₀ = 14,3 (KN).

Với trục II:  X₀.F_r + Y₀.F_a = 0,6.2613 = 1567,8 (N).

               F_r = 2613 (N).

Vậy Q₀ = F_r = 2613 (N) < C₀ = 11600(N).

Với trục III: X₀.F_r + Y₀.F_a = 0,6.2257 = 1354,2 (N).

               F_r = 2257 (N).

Vậy Q₀ = F_r = 2257 < C₀ = 13200 (N).

Như vậy các ổ đỡ của cả 3 trục đều thoả mãn khả năng tải tĩnh theo điều kiện (2.30).

Xác định xác suất làm việc không hỏng thực tế của các ổ:

Từ công thức: C_d = Q_E. Þ Số vòng quay thực tế của ổ:

      L = . Với C_d = C của ổ đã chọn.

      L₁ = 745 ( Triệu vòng ).

      L₂ =  = 90,5 ( Triệu vòng ).

      L₃ =  = 59,04 ( Triệu vòng ).

Theo công thức 10.13[5] ta có:

      L_i =  Þ Thời gian làm việc thực tế:

      L_hi =  ( Giờ ).

      L_hi1 =  = 13070,24 ( Giờ ).

      L_hi2 =  = 8695,2 ( Giờ ).

      L_hi3 =  = 17712,81 ( Giờ ).

Xác định hệ số phụ thuộc vào xác suất làm việc không hỏng R( t ) theo công thức:

      L_hE =  Þ a =  = .

Với: L_hE – Thời gian làm việc theo tính toán ổ: L_hE = 60.n.10^{- 6}.K_H.L_h.

Trong đó:

      K_H - Hệ số tra bảng 6.4[5]: K_hE = 1.

      L_h = 8000 ( h ).

      L_hE1 = 60.950.10^{- 6}.1.8000 = 456 ( Triệu vòng ).

      L_hE2 = 60.173,48.10^{- 6}.1.8000 = 83,27 ( Triệu vòng ).

      L_hE3 = 60.55,55.10^{- 6}.1.8000 = 26,664 ( Triệu vòng ).

Þ     a₁ =  = 0,612.

a₂ =  = 0,92.

a₃ =  = 0,45.

Vậy xác suất làm việc không hỏng thực tế của các ổ như sau:

      Ổ đỡ trục I: R( t ) = 0,95.

      Ổ đỡ trục II: R( t ) = 0,9.

      Ổ đỡ trục III: R( t ) = 0,97.

Ta có bảng thông số của các đã chọn ổ như sau:

Với ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ trung hẹp cho trục I:

Với các ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung và cỡ đặc biệt nhẹ, vừa cho trục II và trục III:

2.5. Bôi trơn và lót kín bộ phận ổ:

2.5.1. Bôi trơn ổ:

Bôi trơn bộ phận ổ nhằm giảm mất mát do ma sát, giảm mài mòn, chống gỉ, thoát nhiệt tốt và giảm tiếng ồn.Với vận tốc vòng cấp nhanh là 1,69 m/s, cấp chậm là 0,72 m/s đều nhỏ hơn 5 m/s. Với vận tốc cao ta nên dùng dầu để bôi trơn nhưng để thuận tiện ta chọn mỡ để bôi trơn vì dùng mỡ có những ưu điểm sau:

-    Mỡ ít chảy ra ngoài ( có thể dùng lót kín đơn giản ).

-    Lắp kín khe hở của các chi tiết máy quay và tiết máy cố định, nhờ đó có thể bảo vệ khỏi bụi bặm.

-    Mỡ có thể dùng lâu dài cho các bộ phận ổ ( khoảng 1 năm ).

-    Độ nhớt ít thay đổi khi nhiệt độ thay đổi.

-    Tuy nhiên không nên dùng mỡ để bôi trơn bộ phận ổ khi nhiệt độ quá cao hoặc quá thấp.

Ta dùng loại mỡ LGLT2 của hãng SKF.

Lượng mỡ để bôi trơn lần đầu có thể xác định theo công thức:

      G = 0,005.D.B;

Trong đó:

      G - Lượng mỡ, ( g ).

      D,B - Đường kính ngoài và chiều rộng ổ, ( mm ).

Trung bình lấy D = 65 (mm); B = 17 (mm).

      Þ G = 0,005.65.17 = 5,525 ( g ).

Ngoài ra, khi vận tốc cao lượng mỡ bôi trơn chiếm 1/2 khoảng trống của bộ phận ổ.

2.5.2. Lót kín bộ phận ổ:

Lót kín bộ phận ổ để bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn xâm nhập vào ổ và để dầu khỏi chảy ra ngoài.

Chi tiết máy phụ dùng để lót kín là vòng phớt. Vòng phớt được sử dụng rộng rãi do kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng nhưng chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao.

Vòng chắn dầu được dùng để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp. Vong gồm từ 2 đến 3 rãnh tiết diện tam giác. Cần lắp sao cho vòng cách mép trong của thành hộp khoảng 1 – 2 (mm), khe hở giữa vỏ hộp ( ống lót ) với mặt ngoài của vòng ren lấy khoảng 0,4 (mm).

2.6. Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy phụ:

2.6.1. Thiết kế vỏ hộp:

Vỏ hộp dùng để đỡ các chi tiết máy và các bộ phận máy trong hộp, đảm bảo vị trí tương đối giữa chúng, tiếp nhận tải trọng, chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết máy.

Vỏ hộp được đúc bằng gang xám GX 15 – 32.

Bề mặt lắp ghép của nắp hộp và thân hộp đi qua đường tâm các trục để việc lắp ghép các chi tiết được thuận tiện. Bề mặt lắp ghép nắp và thân hộp thường được cạo sít, giữa 2 bề mặt này không được dùng đệm lót để đảm bảo kiểu lắp của vòng ngoài các ổ lăn và lỗ vỏ hộp.

Chỉ tiêu cơ bản của của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng vững cao và khối lượng nhỏ.

+ Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp:

-       Chiều dày thân hộp:

d = 0,03.a + 3 = 0,03.165 + 3 = 7,95 (mm). Lấy d = 8 (mm).

Với a = 165 (mm) - Khoảng cách trục cấp chậm.

-       Chiều dày lắp hộp:

d₁ = 0,9.d = 0,9.8 = 7,2 (mm).

-       Gân tăng cứng:

Chiều dày: e = ( 0,8 – 1 ).d = 6,4 – 8 (mm).

Chiều cao: h < 58 (mm).

Độ dốc khoảng 2⁰.

-       Đường kính:

Bulông nền: d₁ > 0,04.a + 10 = 0,04.165 + 10 = 16,6 (mm). Lấy d₁ = 18 (mm) ( theo tiêu chuẩn ).

Bulông cạnh ổ: d₂ = ( 0,7 – 0,8 ).d₁ = 12,6 – 13,4 (mm). Lấy d₂ = 12 (mm).

Bulông ghép bích nắp và thân hộp: d₃ = ( 0,8 – 0,9 ).d₂ = 9,6 – 10,8 (mm). Lấy d₃ = 10 (mm).

Vít ghép nắp ổ: d₄ = ( 0,6 – 0,7 ).d₂ = 7,2 – 8,4 (mm). Lấy d₄ = 8 (mm).

Vít ghép lắp cửa thăm: d₅ = ( 0,5 – 0,6 ).d₂ = 6 – 7,2 (mm). Lấy d₅ = 6 (mm).

-       Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp: S₃ = ( 1,4 – 1,8 ).d₃ = 14 – 18 (mm).

Chiều dày bích nắp hộp: S₄ = ( 0,9 – 1 ).S₃ = 12,6 – 18 (mm).

Lấy S_{3­ =} S₄ = 15 (mm).

Bề rộng bích nắp và thân: K₃ = K₂ – ( 3 – 5 ) (mm).

-       Kích thước gối trục:

Đường kính ngoài và tâm lỗ vít:

D₃ = D + 4,4.d₄.

D₂ = D + ( 1,6 – 2 ).d₄.

Với đường kính vòng ngoài của ổ trên trục I và ổ trên trục II là: D = 62 (mm)

Ta có:      D₃ = 97,2 (mm); D₂ = 75 (mm).

Với đường kính vòng ngoài của ổ trên trục III là: D = 68 (mm)

Ta có:      D₃ = 103,2 (mm); D₂ = 80 (mm).

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K₂ = E₂ + R₂ + ( 3 – 5 ) (mm).

Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E₂ = 1,6.d₂ = 19,2 (mm).

R₂ = 1,3.d₂ = 15,6 (mm).

C = D₃/2

Với D₃ = 97,2 (mm), ta có C = 48,6 (mm).

Với D₃ = 103,2 (mm), ta có C = 51,6 (mm).

Khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ K ³ 1,2.d₂ = 14,4 (mm).

Þ K₂ = 19,2 + 15,6 + ( 3 – 5 ) = 39 (mm).

Þ K₃ = 35 (mm).

Chiều cao h để lắp bulông d₂ xác định theo kết cấu.

-       Mặt đế hộp:

Chiều dày khi không có phần lồi: S₁ = ( 1,3 – 1,5 ).d₁ = 20,8 – 24 (mm).

Bề rộng mặt đế hộp: K₁ = 3.d₁ = 48 (mm).

q ³ K₁ + 2.d = 64 (mm).

-       Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp: Δ ³ ( 1 – 1,2 ).d. Lấy Δ = 10 (mm).

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: Δ₁ ³ ( 3 – 5 ).d, Lấy Δ₁ = 30 (mm).

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau: Δ₂ ³ d = 8 (mm). Lấy Δ₂ = 10 (mm).

-       Số lượng bulông nền: Z = ( L + B )/( 200 – 300 )

Chiều dài hộp: L = 2.k₃ + d₁/2 + a₁ + a₂ + d₆/2 + 2.Δ

               L = 2.10 + 2.35 + 110 + 165 + ( 34/2 ) + ( 84/2 ) = 424 (mm).

Bề rộng hộp: B = 2.k₃ + 2.Δ + 2.bw1 + bw5

 = 2.35 + 2.10 + 2.35 + 70 = 230 (mm).

Þ Z = ( 424 + 230 )/200 = 3,27. Lấy Z = 4 bulông.

Phần III: LẬP QUY TRÌNH CÔNG NGHỆ GIA CÔNG BÁNH RĂNG

Theo yêu cầu thiết kế qui trình công nghệ gia công bánh răng, ta chọn bánh răng lớn trong bộ truyền cấp chậm để thiết kế qui trình công nghệ gia công:

3.1. Bản vẽ chi tiết bánh răng cần thiết kế qui trình công nghệ:

Theo số liệu tính toán ta có các thông số của bánh răng như sau:

-  Môđun m = 2 (mm).

-  Số răng Z = 125 (mm)

-  Hệ số dịch chỉnh x = 0.

-  Góc nghiêng b = 0⁰.

-  Biên dạng răng thân khai.

-  Chiều rộng vành răng b = 70 (mm).

-  Chiều rộng mayơ l_m = 70 (mm).

-  Đường kính vòng đỉnh d_a = 254^{- 0,1} (mm).

-  Đường kính vòng lăn d_w = 250 (mm).

-  Đường kính vòng đáy răng d_f = 245 (mm).

-  Cấp chính xác cấp 7.

-  Vật liệu thép 45.

3.2. Phân tích chức năng và điều kiện làm việc của chi tiết:

-  Chi tiết là bánh răng trụ răng thẳng thuộc họ bánh răng là họ chi tiết điển hình trong chế tạo chi tiết máy.

-  Bánh răng là chi tiết dùng để truyền lực, mômen và truyền chuyển động giữa cặp bánh răng ăn khớp giữa 2 trục song song với nhau trong không gian ( bánh răng trụ răng thẳng, biên dạng răng thân khai ).

-  Bánh răng làm việc nhờ từng cặp răng ăn khớp với nhau để truyền mômen nên chịu lực lớn và phức tạp, có thể gây va đập trong khi truyền động. Với bánh răng cần thiết kế qui trình công nghệ thì bánh răng có răng thẳng nên chỉ chịu lực tiếp tuyến và lực hướng tâm.

3.3. Phân tích tính công nghệ của kết cấu chi tiết:

+ Kiểm tra bản vẽ:

Bản vẽ chứa đầy đủ các thông tin: Các hình chiếu, mặt cắt và tiết diện cho phép mô tả một cách chính xác và đầy đủ hình dáng của chi tiết. Trên bản vẽ có đầy đủ dung sai, kích thước các bề mặt tương ứng, độ nhám yêu cầu, sai số hình dáng cho phép của các bề mặt so với yêu cầu. Các thông tin về vật liệu, gia công, nhiệt luyện, khối lượng và các thông số khác.

+ Phân tích tính công nghệ của kết cấu:

-       Lỗ trung tâm của bánh răng có kết cấu đơn giản. Bề dày mayơ bằng với bề dày bánh răng nên có thể gia công mặt đầu mayơ và mặt bên bánh răng trong cùng một lần chạy dao đồng thời có thể gia công nhiều bánh răng trong cùng một lần gá khi gia công răng, rãnh then và các bề mặt khác.

-       Nan hoa nối vành răng và mayơ nằm đối xứng đảm bảo lực phân bố đều khi bánh răng là việc, không bị biến dạng nhiệt khi gia công nhiệt bánh răng.

-       Độ côn, độ dốc của vành răng, mayơ đảm bảo thực hiện tốt quá trình chế tạo phôi bằng các phương pháp thông thường như đúc, rèn dập.. tạo phôi; Độ nhám trên các bề mặt không làm việc có thể thực hiện được khi tạo phôi mà không cần gia công lại.

-       Trên bánh răng, mặt đầu của mayơ đòi hỏi độ nhám cũng như độ chính xác cao với đường tâm lỗ f 45^+0,025 để lắp bánh răng lên trục nên cần gia công đồng thời trong một lần gá.

-       Bề mặt răng cũng là bề mặt làm việc chính nên yêu cầu độ chính xác khá cao, độ nhám Ra = 1,25 mm nên cần gia công răng bằng các phương pháp cho độ chính xác cao như phay lăn răng… và có thể gia công mài răng sau khi gia công nhiệt để nâng cao chất lượng bề mặt răng cũng như chất lượng làm việc của răng.

-       Độ chính xác của bánh răng yêu cầu khá cao:

-       Độ chính xác động học cấp 7, độ nhám bề mặt răng Ra = 1,25 mm nên cần gia công tinh răng để đạt độ chính xác cao.

-       Độ đảo bề mặt, độ đồng tâm không quá 0,03 (mm).

-       Độ rắn bề mặt làm việc của răng 21 - 22 HRC.

3.4. Thiết kế qui trình công nghệ:

3.4.1. Xác định dạng sản xuất:

+ Xác định sản lượng hàng năm:

Số lượng chi tiết tổng cộng cần chế tạo trong 1 năm được xác định theo công thức:

      N = N₁.m.( 1+ ).

Trong đó:

      N₁ - Số lượng sản phẩm cần chế tạo trong năm theo kế hoạch: N₁ = 150 (chiếc/năm ).

m - Số lượng chi tiết trong một sản phẩm: m = 1.

a - Lượng sản phẩm dự phòng do sai hỏng khi tạo phôi ( đúc hoặc rèn ) gây ra: a = 3 – 6%, lấy a = 5%.

b - Lượng sản phẩm dự trù cho hỏng hóc và phế phẩm trong quá trình gia công cơ: b = 5 – 7%, lấy b = 6%.

Þ N = 150.1.( 1+  ) = 166,5 ( sản phẩm ).

+ Xác định khối lượng chi tiết theo công thức:

      Q = V.g.

Trong đó:

      g - Khối lượng riêng của vật liệu: g = 7,852 ( kg/dm³ ).

      V - Thể tích của chi tiết; Gần đúng, thể tích được xác định theo công thức:

      V = ()².p.b – ()².p.b – 2.()².p() – 4.()².p.18

      V = 127².p.66 – 21².p.66 – 154².p.24 – 4.10².p.18 = 1,44.10^{- 3} ( m³ ).

      Þ Q = 1,44.10^{- 3}.1000.7,852 = 11,31 ( Kg ).

Tra theo bảng 2.6[7] ta xác định được dạng sản xuất loạt nhỏ.

3.4.2. Xác định phương pháp chế tạo phôi:

Dựa vào kết cấu, khối lượng và loạt sản xuất để ta xác định phương pháp chế tạo phôi cho thích hợp.

-  Chi tiết dạng đĩa có đường kính ngoài khá lớn d_f = 254 (mm) nên đường kính phôi cũng khá lớn d_p > 254 (mm).

-  Dạng sản xuất loạt nhỏ.

-  Kết cấu của chi tiết là dạng đĩa lõm có 2 mặt đối xứng.

-  Vật liệu chế tạo bánh răng là thép 45 có độ bền và độ dẻo khá cao.

Vì đường kính của phôi khá lớn, dạng sản xuất loạt nhỏ nên ta chọn phương pháp tạo phôi là phôi đúc để đảm tính kính tế trong sản xuất dù phải gia công cơ để cắt gọt nhiều nhưng chi phí cho sản xuất chế tạo phôi nhỏ so với các phương pháp tạo phôi khác như rèn dập. ngoài ra với các đặc điểm của chi tiết như sau cho ta chọn phương pháp chế tạo phôi bằng đúc là hợp lí:

-  Kết cấu của phôi đối xứng nên có thể dễ dàng tạo thao ( lõi vật đúc ).

-  Độ dốc ( độ nghiêng ) của các thành trụ trên mayơ và trên vành răng, góc lượn của các bề mặt giao nhau trên chi tiết có thể thực hiện được dễ dàng bằng phương pháp đúc ngoài ra các bề mặt không yêu cầu gia công trên chi tiết có thể đảm bảo độ chính xác cũng như độ nhám sau khi đúc.

-  Phôi sau khi đúc có tính đồng đều về sự phân bố cũng như cơ lí tính của vật liệu đúc.

Chi tiết được đúc trong hộp kín nền cát

3.4.3. Thiết kế sơ bộ tiến trình công nghệ gia công cơ chi tiết:

+ Xác định đường lối công nghệ:

Do sản xuất hàng loạt nhỏ nên ta chọn phương pháp gia công 1 vị trí, gia công tuần tự.

Để nâng cao năng suất gia công, ta sử dụng rộng rãi các máy chuyên dùng có năng suất cao kết hợp với đồ gá chuyên dùng.

+ Phân tích chuẩn và định vị khi gia công:

Trong sản xuất hàng loạt, quá trình gá đặt được thực hiện trên đồ gá theo phương pháp tự động đạt kích thước nhờ các mặt chuẩn trên chi tiết gia công. Chọn chuẩn hợp lí cho phép nâng cao độ chính xác gia công, đơn giản quá trình gá đặt và kết cấu của đồ gá. Để đạt được độ chính xác cao nhất, quá trình gia công chỉ nên thực hiện chỉ sau một lần gá đặt để loại bỏ sai số do thay đổi chuẩn và gá đặt gây ra.

Đối với chi tiết dạng bánh răng, yêu cầu về độ vuông góc giữa mặt đầu mayơ, mặt bên bánh răng và đặc biệt là độ đồng tâm của đường kính vòng lăn của bánh răng so với đường tâm lỗ là rất quan trọng. Để đảm bảo yêu cầu này, khi gia công cần phải dùng chuẩn tinh thống nhất là bề mặt lỗ kết hợp với bề mặt bên. Dùng bề mặt lỗ và bề mặt bên để định vị và kẹp chặt chi tiết có thể gia công được hầu hết các bề mặt khác, đồng thời bề mặt lỗ cũng là bề mặt tham gia lắp ghép và làm việc nên nó là chuẩn tinh chính.

Khi định vị bằng bề mặt lỗ trong để gia công các bề mặt khác nhau trong quá trình gia công, ta có thể sử dụng các trục gá để định vị.

+ Chọn phương pháp gia công:

-    Gia công bề mặt lỗ trong đạt f 45^+0,025 (mm), độ nhám Ra = 2,5mm khi trên phôi chưa có lỗ sẵn ta tiến hành gia công khoan, khoét mở rộng lỗ rồi chuốt lỗ để đạt độ chính xác cao.

-    Với các bề mặt bên yêu cầu độ nhám Ra = 2,5 mm ta chỉ cần tiện thô rồi tiện tinh mỏng là đạt yêu cầu.

-    Gia công đường kính ngoài của bánh răng đạt độ nhám Ra = 2,5 mm ta chỉ cần tiện thô rồi tiện tinh.

-    Gia công rãnh then có kích thước b = 12 (mm); t = 3,3^+0,2 (mm) ta sử dụng phương pháp xọc rãnh then.

-    Gia công răng: Răng là bề mặt làm việc chính của bánh răng nên có yêu cầu độ chính xác khá cao: Độ nhám Ra = 1,25mm; Cấp chính xác làm việc cấp 7 nên ta chọn phương pháp gia công răng đạt chất lượng cao là phay lăn răng và cần phải tiến hành cà lại răng hoặc mài lại răng sau khi gia công nhiệt bề mặt răng để đảm bảo độ rắn bề mặt răng là 21 – 22 HRC.

+ Lập thứ tự gia công chi tiết:

Khi chế tạo chi tiết bánh răng có thể chia ra các giai đoạn chính sau:

- Gia công chuẩn bị:

Quá trình gia công tạo phôi là bước rất quan trọng vì nó quyết định tới tính chất của các quá trình gia công tiếp theo. nếu chất lượng phôi cả về hình dáng, kết cấu và cơ tính tốt thì quá trình gia công cơ cắt gọt sẽ đơn giản, chi phí sản xuất cho cắt gọt cả về dao cụ, máy, thời gian gia công … sẽ giảm theo và ngược lại. Vì vậy ta phải chế tạo phôi tốt ngay trong quá trình tạo phôi.

·   Nhập phôi liệu: Thép 45 và tiến hành kiểm tra thành phần hoá học cũng như cơ lí tính của phôi.

·   Tạo phôi theo yêu cầu: Chế tạo phôi bằng phương pháp đúc.

·   Gia công sơ bộ bề mặt ngoài của phôi để loại bỏ cát cháy, đậu hơi, đậu ngót, rỗ co, lõm co….

- Gia công cơ:

·   Quá tình gia công được thực hiện đầu tiên bằng việc gia công tạo chuẩn tinh định vị chính và sau đó dùng chuẩn tinh đó để định vị và gia công các bề mặt còn lại.

·   Gia công tạo chuẩn: Gia công mặt bên và gia công lỗ trụ trong để tạo chuẩn tinh chính cho cả quá trình gia công sau.

·   Gia công bề mặt trụ ngoài ( đường kính ngoài của bánh răng ) và mặt bên còn lại của bánh răng.

·   Gia công tinh bề mặt trụ ngoài và mặt đầu

·   Xọc rãnh then: Gia công tạo rãnh then trước khi gia công răng vì so với gia công răng, gia công rãnh then khó hơn nhiều, thời gian cho gia công nhiều và chi phí cũng đắt hơn nhiều nên ta gia công rãnh then trướcđể loại bỏ khả năng sai hỏng do gia công rãnh then gây ra mà phải loại bỏ cả loạt chi tiết đã được gia công răng sẽ làm tăng chi phí gia công.

·   Gia công răng.

- Kiểm tra sơ bộ sản phẩm để loại bỏ các bán thành phẩm không đạt yêu cầu.

- Nhiệt luyện: Trong chế tạo cơ khí hiện đại, gia công nhiệt là bước quan trọng trong chế tạo sản phẩm cơ khí chính xác. Với chi tiết bánh răng, việc gia công nhiệt bề mặt răng là rất quan trong để nâng cao độ rắn và khả năng làm việc lâu dài của răng nhưng vẫn phải đảm bảo độ bền dẻo bên trong răng mayơ và vành răng. Để đảm bảo được điều kiện đó ta chọn phương pháp tiến hành tôi bề mặt răng bằng dòng điện cao tần đảm bảo độ rắn theo yêu cầu.

Phần IV: CHUYÊN ĐỀ THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG HÀNH TINH

4.1. Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng hành tinh:

Chọn các thông số như với tính toán cho bộ truyền hộp giảm tốc bánh răng thưòng – đai hình thang ta có:

Công suất trục vào bằng công suất động cơ: P = 2,2 Kw;

Vận tốc vòng quay trục vào bằng vận tốc vòng quay động cơ : n = 950 v/p;

Vận tốc vòng quay trục ra của bộ truyền n = 24,84 v/p;

4.2. Chọn kết cấu của hộp:

Khi thiết kế bộ truyền hộp giảm tốc bánh răng hành tinh, ta không dùng bộ truyền đai ngoài mà chỉ dùng hộp giảm tốc nên ta có công suất truyền động của hộp: P = 2,1 Kw; Tỉ số truyền của hộp: u =  = 38,245.

Tỉ số truyền của hộp khá lớn nên ta chọn sơ đồ kết cấu của hộp như trên hình vẽ.

Hộp gồm hai nửa cấp nhanh và cấp chậm có kết cấu như nhau.

4.3. Phân phối tỉ số truyền:

Với kết cấu của hộp như vậy ta phân phối TST cho mỗi nửa hộp là như nhau và bằng: u₁ = u₂ =  = 6,184.

4.4. Chọn vật liệu:

Đối với cặp bánh răng ăn khớp ngoài Z₁ – Z₃ và Z₅ – Z₇ ta chọn thép 12XH3A thấm cacbon đạt độ rắn như nhau ở các bánh răng là 59HRC, có giới hạn bền s_b = 900 MPa, giới hạn chảy s_ch = 700 MPa;

4.4.1. Xác định ứng suất cho phép:

Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức:

      [s_H ] = (s^o_{H lim} /S_H).Z_R.Z_V.K_XH.K_HL ;                              

      [s_F ] = (s⁰_{F Lim} / S_F). Y_R. Y_S.K_XF.K_FC.K_FL .

Trong bước tính thiết kế sơ bộ ta lấy: Z_R.Z_V.K_XH = 1 và Y_R. Y_S.K_XF = 1 nên ta có:

      [s_H ] = s⁰_{H Lim}.K_HL/S_H.

      [s_F ] = s⁰_{F Lim}.K_FC.K_FL/S_F.

Trong đó:

σ⁰_Lim và σ⁰_Lim Lần lượt là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở. Tra bảng 62. [6] ta có:

      s⁰_{H Lim1} = 23HRC + 200 = 23.55 + 200 = 1465 MPa;

      s⁰_{H Lim4} = 2HB + 70 = 2.207 + 70 = 610 MPa;

      s⁰_{F Lim1} = 750 MPa;

      s⁰_{F Lim4} = 1,8HB = 1,8.270 = 486 MPa;

S_H và S_F Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2[6] ta có:

      S_H1 = 1,2; S_H4 = 1,1;

      S_F1 = S_F4 = 1,5.

K_FC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải:

Với bánh răng 1, 4, 5, 8: K_FC = 1.

Với bánh răng 3,7: K_FC = 0,8.

K_HL và K_FL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền xác định theo công thức:

      K_HL = ; K_FL = .

Với:   m_H và m_F - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, khi độ rắn mặt răng HB > 350 thì m_H = 6 và m_F1 = 9; khi HB < 350 thì m_H = 6 và m_F4 = 6.

N_HO - Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.

      N_HO = 30.HB^2,4

      N_HO1 = 30.507^2,4 = 93.10⁶.

      N_HO4 = 30.270^2,4 = 21.10⁶.

N_FO - Số chu kì thay đổi úng suất cơ sở khi thử về uốn:

      N_FO = 4.10⁶.

N_HE và N_FE - Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương:

      N_HE = 60.c.n.t_Σ.e

Với:   c = 3 - Cố lần ăn khớp trong 1 vòng quay;

t_Σ = 8000 h - tổng thời gian làm việc của bánh răng;

Theo bảng 6.24[6] ta có:

      e = u³₁₂ – 1 = 6,184 – 1 = 5,184.

      u₁₃ = 0,5( e – 1 ) = 2,092.

      u₃₄ = e / u₁₃ = 2,478.

      N_HE1 = 60.3.8000.24,84.5,184 = 185,43.10⁶.

      N_HE4 =  = 266.10⁶.

Ta có: N_HE = N_FE = N.

Vì: N_HE > N_HO nên K_HL = 1;

      N_FE > N_FO nên K_FL = 1.

Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép:

      [σ_H ]₁ = 1220,8 ( MPa ).

      [σ_H ]₄ =  = 554,5 ( MPa ).

[σ_F ]₁ =  = 484 ( MPa );

[σ_F ]₃ =  = 313,5 ( MPa ).

[σ_F ]₄ =  = 313,5 ( MPa ).

4.4.2. Ứng suất quá tải cho phép:

      [σ_H ]_max1 = 2,8.σ_ch = 2,8.1400 = 3920 ( MPa );

      [σ_H ]_max4 = 2,8.700 = 1960 ( MPa ).

      [σ_F ]_max1 = 0,8.σ_ch = 0,8.1400 = 1120 ( MPa );

      [σ_F ]_max4 = 0,8.700 = 560 ( MPa ).

4.5. Tính toán thiết kế các bộ truyền:

4.5.1. Tính cặp răng ăn khớp ngoài:

a. Xác định đường kính vòng lăn bánh nhỏ theo công thức:

      d_w1­ = K_d. .

Trong đó:

Với bánh răng thẳng: K_d = 77;

u = u₁₃ = 2,092;

T = 130557,43 ( Nmm ).

Với T₀ =  = 807367,15 ( Nmm ).

      K_HΣ = K_C + K⁰_Hβ – 1 .

Với:c = 3: K_C = 1,2;      

Theo hình 6.5 ta có Ψ_bd = 0,7: K⁰_Hβ = 1,2;

      K_HΣ = 1,2 + 1,2 – 1 = 1,4.

Đường kính vòng lăn: d_w1= 77. = 30,6 (mm).

b. Xác định các thông số ăn khớp:

- Chiều rộng vành răng:

      b_w = ψ_bd.d_w1 = 0,7.34,03 = 23,8 (mm).

Lấy b_w  = 40 (mm).

- Xác định môđun:

      m =  = 2,67;

Lấy theo tiêu chuẩn m = 2,5 (mm).

- Xác định khoảng cách trục:

      A_w ≥ 0,5.d_w1.(u₁₃ + 1) = 0,5.30,6.(2,092 + 1) = 47,26.

Lấy A = 70 (mm).

- Tổng số răng:

      Z_t =  (răng).

Số răng của bánh răng trung tâm:

      Z₁ =  = 18,1

Lấy Z₁ = 18 răng.

Số răng bánh răng vệ tinh: Z₃ = Z₁.u₁₃ = 18.2,092 = 37,7

Lấy Z₃ = 38 răng.

- Xác định TST thực tế:

      u_tt = Z₃ / Z₁ = 38 / 18 = 2,111.

Sai lệch TST: Δu =  = 0,9%.

Sai lệch TST Δu < 4% thoả mãn điều kiện cho phép.

4.9. Tính toán hiệu suất truyền động của hộp giảm tốc:

      η²₁₄ = 1 – φ.

Trong đó: φ = 2,3.f.() là hệ số tổn thất khi ăn khớp trong chuyển động tương đối.

Với:   f = 0,08 - Hệ số ăn khớp;

Ta có: φ = 2,3.0,08.() = 0,015.

Hiệu suất: η₁ = η₂ = η²₁₄ = 1 – 0,015. = 0,99.

Vậy hiệu suất truyền động của hộp:

      η = η₁.η₂ = 0,99.0,99 = 0,98.

4.10.Tính toán các trục bánh răng:

4.10.1. Tính toán trục bánh răng số 1 ( trục vào )

Sơ đồ tính toán:

Mômen xoắn trên trục T = 21100 Nmm

Xác định sơ bộ đường kính trục:

      d ≥  ; mm.

Trong đó:

      [τ] = 25 MPa - Ứng suất cho phép của vật liệu trục.

      d ≥ = 16,16 mm.

Lấy d = 20 mm.

      l₁ = 0,5.( l_m12 + b₀) + k₁ + h_n.

Với l_m12 = 40mm;

Với d = 20 mm sơ bộ chọn ổ 7204 có b₀ = 14 mm;

      k₁ = 10 mm; k₂ = 10mm; k₃ = 10 mm.

      h_n = 15 mm;

Þ  l₁ = 0,5.(40 + 14 ) + 10 + 15 = 52 mm;

      l₂ = 0,5.b₀ + k₃ + k₂ + 0,5.b_w = 0,5.14 + 10 + 10 + 0,5.40 = 47 mm;

      l₃ = l₂ = 47 mm;

Xác định các lực tác dụng lên trục:

Mômen xoắn trên trục: M_x = 21100 Nmm;

Lực tiếp tuyến tác dụng lên bánh răng:

      F_t =  = 938 ( N ).

Lực hướng tâm:

      F_r = F_t.tgα = 938.tg20 = 341 ( N ).

Trên trục có lắp bánh răng trung tâm ăn khớp với 3 bánh răng vệ tinh dặt cách nhau 120⁰ nên tổng các lực thành phần tác dụng lên trục bằng không.

      ΣF_r = 0;

      ΣF_t = 0;

Trục vào chỉ chịu momen xoắn từ động cơ và lực tiếp tuyến từ khớp nối.

      F_kt =  = 670 N;

Xác định mômen tương đương từ khớp nối:

      M_td =  = 39334 Nmm;

Xác định chính xác đường kính trục:

      d =

Với trục làm bằng thép 40X có σ_b = 1000 MPa theo bảng 10.5[6] ta có: [σ] = 67 MPa.

      d =   = 18 mm;

Vậy lấy d = 20 mm.

4.10.2. Trục bánh răng số 5:

Mômen xoắn từ nhóm 2 : M_x = 21100.2,11 = 44521 Nmm;

Lực vòng F_t = 44521: 95 = 469 N;

Mômen uốn M = 469.52 = 24370 Nmm;

Mômen tương đương tác dụng lên trục:

      M_td =  = 45612 Nmm;

Đường kính trục:

      d =  = 19 mm;

Lấy d = 20 mm.

4.10.3. Trục của bánh răng từ cần 1 ra:

Mômen xoắn trên trục:

      M =  = 807367 Nmm;

Lực vòng tác dụng lên trục:

      F_t =  = 8499 N;

Momen uốn tác dụng lên trục:

      M = 8499.52 = 441927 Nmm;

Mômen tương đương:

      M_td =  = 827152 Nmm;

Đường kính trục:

      d =  = 49,8 mm;

Lấy d = 50 mm;

Trục bánh răng vệ tinh tới cần chịu mômen uốn với khoảng cách trục:

l = k₁ + k₃ =  30 mm;

Momen xoắn trên trục: M = 21100.e = 21100.5,222 = 107842 Nmm;

Lực vòng F_t = 459 N;

Mômen uốn: M_u = 459.30 = 13767 Nmm;

Tính chính xác đường kính trục:

      d =

Với M = M_u = 13767 Nmm;

      d =  = 12,7 Nmm;

Theo tính toán như trên chọn d = 30 mm;

4.11. So sánh với HGT thường:

So với hộp giảm tốc thường, hộp giảm tốc bánh răng hành tinh có thể truyền được tỉ số truyền lớn hơn mà kích thước khuôn khổ không lớn hơn; hiệu suất truyền động cuả hộp cũng cao hơn nhiều so với hộp giảm tốc bánh răng thường. Tuy nhiên, yêu cầu kĩ thuật trong việc chế tạo và lắp ghép hộp là rất cao, đồng thời vật liệu chế tạo các chi tiết trong hộp như bánh răng, trục cũng là các thép hợp kim tốt có độ bền cao.

Việc sử dụng hộp giảm tốc bánh răng hành tinh có nhiều ưu điểm hơn so với hộp giảm tốc bánh răng thường vì kích thước nhỏ, hiệu suất truyền động cao, tính ổn định khi làm việc.

KẾT LUẬN

   Sau một thời gian làm việc tập trung, khẩn trương dưới sự hướng dẫn chỉ bảo của các thầy giáo trong bộ môn, đặc biệt là thầy giáo: TS……….…… đến nay đồ án của em đã hoàn thành đúng thời hạn đảm bảo các nhiệm vụ được giao.

   Qua quá trình làm đồ án đã giúp tôi làm quen với những công việc cụ thể của người kỹ sư cơ khí trong tương lai, phương pháp làm việc độc lập, sáng tạo, khoa học, kỷ luật, đồng thời đồ án đã giúp bản thân tôi củng cố thêm các kiến thức đã được học cũng như học hỏi được nhiều kiến thức và kinh nghiệm quý báu.

   Cuối cùng em xin cám ơn thầy giáo: TS……….……, cùng các thầy trong bộ môn đã tận tình hướng dẫn cho em hoàn thành đồ án này.                                                                                

   Em xin chân thành cảm ơn !

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] - Võ Quang Phiên

Hướng dẫn thiết kế môn học máy nâng chuyển.

Trường ĐH Mỏ Địa Chất. Hà Nội 1990.

[2] - Trần Thọ.

Bài giảng máy nâng chuyển.

Trường ĐHDL Lương Thế Vinh. Nam Định 2008.

[3] - Nguyễn Hữu Chất.

Cẩm nang kỹ thuật.

Nhà xuất bản lao động. 1973.

[4] - Đặng Thế Huy.

Sức bền vật liệu.

Trường ĐHDL Lương Thế Vinh. Nam Định 2004.

[5] - Vũ Ngọc Pi.

Tính toán thiết kế băng tải.

Trường ĐHKTCN Thái Nguyên.

[6] - Trịnh Chất - Lê Văn Uyển.

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Tập 1, 2.

Nhà xuất bản giáo dục.

[7] - Đào Ngọc Biên.

Thiết kế môn học chi tiết máy.

Nhà xuất bản Hải Phòng. 2008.

[8] - Nguyễn Đắc Lộc - Lưu Văn Nhang.

Hướng dẫn thiết kế đồ án công nghệ chế tạo máy.

Nhà xuất bản khoa học và kĩ thuật. Hà Nội 2004.

[9] - Nguyễ Đắc Lộc - Lê Văn Tiến - Ninh Đức Tốn - Trần Xuân Việt.

Sổ tay công nghệ chế tạo máy. Tập 1, 2, 3.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"