Đề tài Phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền

lời nói đầu Tính toán thiết kế hệ đẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong nhiều chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở cho sinh viên về kết cấu máy. Khi thiết kế hệ thống dẫn đọng cơ khí chúng ta cần và sẽ nắm được những vấn đề cơ bản về máy và hê thống dẫn động. (tính toán thiết kế theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm vệc,thiết kế vỏ,khung.Chọn cấp chính xác lắp ghép, tra dung sai ,số liệu và trình bày bản vẽ là những thao tác cần thiết không thể thiếu được nhằm phục vụ cho công việc tính toán. Đối với mỗi sinh viên học nghành cơ khí đây có thể xem như là đồ án đầu tay của mình nhưng nó tổng hợp được tất cả những kiến thức cơ bản trong những năm học vừa qua.Do vậy , tuy đối với mổi sinh viên có đầu đề thiết kế cụ thể các hệ dẫn động khác nhau nhưng chung quy lại nó đòi mổi người cần phải có những kiến thức nhất định thì mới giải quyết được yêu cầu đặt ra. Đồng thời qua đồ án môn học này đưa sinh viên tiếp xúc dần với thực tế hơn và từ đó xác định rỏ hơn công việc thực tế của nghành nghề trong nay mai để từ đó xác định rõ hơn nhiệm vụ học tập của mình bây giờ. MụC LụC Trang Phần I : Chọn động cơ I . Chọn động cơ điện dẫn động cho hệ dẫn động cơ khí.....................3 Phần II : Phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền I . Xác địng tỷ số truyền cho toàn bộ hệ thống và cho từng bộ truyền.................................................................................................................7 Phần III : Thiết kế các bộ truyền I . Bộ truyền bánh răng nghiêng...........................................................10 II . Bộ truyền trục vít – bánh vít...........................................................20 III . Bộ truyền xích...............................................................................26 Phần IV : Tính thiết kế trục I . Chọn vật liệu...................................................................................30 II . Thiết kế trục..................................................................................30 Phần V : Thiết kế gối đỡ trục I . Căn cứ vào tải trọng chọn sơ bộ loại ổ lăn....................................52 II . Chọn cấp chính xác của ổ............................................................53 III . Chọn kích thước ổ theo tải trọng................................................53 Phần VI : Thiết kế vỏ hộp giảm tốc I . Tính chọn khớp nối.......................................................................62 II . Thiết kế vỏ hộp giam tốc.............................................................64 Phần VII : Dung sai lắp ghép I . Chọn cấp chính xác......................................................................74 II . Chọn kiểu lắp và dung sai lắp ghép.............................................75 Phần I: Chọn động cơ điện cho hệ dẫn động cơ khí 1. Xác định công suất cần thiết (Pct) (1-1) Trong đó: Pct : Là công suất cần thiết trên trục động cơ Pt : Là công suất tính toán làm việc trên trục máy công tác. h : Hiệu suất của toàn bộ hệ thống. * Xác định hiệu suất h h = h1 . h2 . h3 . h4 . (h5 ) Trong đó: h1 = 0,99 : Hiệu suất của bộ nối trục di động h2 = 0,96 : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng nghiêng h3 = 0,8 : Hiệu suất của bộ truyền trục vít h4 = 0,9 : Hiệu suất của bộ truyền xích h5 = 0,99 : Hiệu suất của các cặp ổ lăn trên trục Các trị số h1 , h2 , h3 , h4 , h5 được chọn ở bảng 2.3 trang 19 Vậy : h = h1 . h2 . h3 . h4 . (h5 ) = 0,99.0,96. 0,8. 0,9. 0,994 = 0,657 (1-2) * Xác định công suất tính toán làm việc (Pt) : Theo đề bài ra ta thấy động cơ làm việc với tải trọng thay đổi - Xác định độ dài làm việc tương đối ts% Trong đó : tlv = t1 + t2 : Thời gian làm việc tck = t1 + t2 + t0 : Chu kì làm việc t0 : Thời gian nghỉ - Theo đề bài: t1 = 5(giờ) ; t2 = 2(giờ) ; t0 = 1(giờ) Vậy : Động cơ được coi như làm việc trong chế độ dài hạn với tải trọng thay đổi Do đó công suất được xác định theo công thức sau: Trong đó : P1 là công suất ứng với tải trọng 1 P2 là công suất ứng với tải trọng 2 - Tải trọng P1 được xác định theo công thức sau: Trong đó: F: Là lực kéo lớn nhất trên băng tải v: Vận tốc băng tải Theo đề bài : F = 8200 (N) v = 0,15 (m/s) ị (KW) Ta có : P và T tỷ lệ thuận theo công thức : Theo đề bài: T2 = 0,8 T1 ị ị ị (KW) (1-3) Từ 1-2 và 1-3 thay vào 1-1 : ị (KW) 2. Xác định số vòng quay sơ bộ : (nsb) Số vòng quay sơ bộ được xác định theo công thức sau: nsb = ut. nlv (1-4) Trong đó : nlv :Là số vòng quay của trục máy công tác ut : Là tỉ số truyền - Xác định tỉ số truyền : ut = u1.u2 (1-5) Trong đó: u1 : Là tỉ số truyền của HGT Bánh răng - trục vít u2 : Là tỉ số truyền của bộ truyền xích Dựa vào bảng 2.4 ta chọn u1 = 85 ; u2 = 2 ị ut = 170 - Xác định số vòng quay của trục máy công tác (nlv) Số vòng quay của trục máy công tác được xác định bằng công thức sau: (1-6) Trong đó : v: Là vận tốc của tang D : Đường kính tang Theo đề bài có : v = 0,15 (m/s) D = 350 (mm) Thay vào công thức 1-6 : (vòng/phút) ị Thay 1-5 và 1-6 vào 1-4 ta được: nsb = 170.8,185 = 1391,45(vòng/ phút) 3. Chọn động cơ : Dựa vào bảng phụ lục 1.3 và công suất cần thiết : Pct = 1,773 KW Kết hợp với điều kiện nđb ằ nsb Pđc > Pct Do đó ta chọn nđb = 1500 (vòng /phút) Pđc = 2,2 KW Vậy động cơ ta chọn là kiểu 4AX90L4Y3 có: Pđc = 2,2 KW nđc = 1420 (vòng/phút) ; * Kiểm tra điều kiện mở máy < Điều kiện mở máy được thoả mãn Kiểm tra điều kiện quá tải : Đã được thoả mãn Phần II: xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống và cho từng bộ truyền. I. Phân phối tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống. 1. Xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống (ut). (2-1) 2. Phân phối tỉ số truyền cho HGT (uh) và bộ truyền ngoài (un) ut = uh . un (2-2) Xác định uh và un Dựa vào sơ đồ hệ thống dẫn động cơ khí và bảng 2.4 ta chọn bộ truyền ngoài (Bộ truyền xích) có : nx = 2 ị 3. Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong HGT. Ta có : uh = u1 . u2 Trong đó : uh :Là tỉ số truyền của HGT u1 : Là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng u2 : Là tỉ số truyền của bộ truyền trục vít bánh vít Dựa vào đồ thị hình3.25 ta chọn được tỉ số truyền u1 của bộ truyền bánh răng như sau: Với c = 1,1 (Đối với bộ truyền bánh răng nghiêng) uh = 86,744 Ta tra đồ thị nhận được u1 = 3,614 ị u2 = = 24 * Tính lại un : 4. Xác định công suất , mômen và số vòng quay trên các trục Trên trục I (trục nối với trục động cơ): PI = Pct.hol = 1,773.0,99 = 1,738 (KW) nI = nđc = 1420 (vòng/phút) TI = (N.mm) Trên trục II: PII = PI.hbr. hol = 1,738.0,96.0,99 = 1,652 (KW) nII = (vòng/phút) TII = Trên trục III: PIII = PII . hBv .hol = 1,652 . 0,8 . 0,99 = 1,308 (KW) nIII = (vòng/phút) TIII = (N.mm) Trên trục IV: PIV = PIII . hxích .hol = 1,308 .0,9 . 0,99 = 1,165 (KW) nIV = (vòng/phút) với u3 = un = 2 TIV = (N.mm) Lập bảng phân phối tỉ số truyền Trục Thông số (Động cơ) 1 2 3 Công suất P, kW 1,773 1,738 1,652 1,308 Tỉ số truyền u 1 3,614 24 2 Số vòng quay n 1420 1420 392,916 16,372 Mômen xoắn T, N.mm 11924 11689 40153 762973 phần III: thiết kế các bộ truyền A. Thiết kế bộ truyền trong HGT . I. Bộ truyền bánh răng nghiêng. 1.Chọn vật liệu Dựa vào bảng 6.1 và phần I , đối với bộ truyền bánh răng có công suất trung bình ta chọn vật liệu cho cả hai bánh là thép các bon chất lượng thường : Thép CT45 tôi cải thiện. Tra bảng 6.1 ta có : Thép CT45 tôi cải thiện có: Bánh răng nhỏ Kích thước S (mm) không lớn hơn : 60 Độ rắn: HB =240 MPa Giới hạn bền sb1 (MPa) : 850 Giới hạn chảy sch1 (MPa) : 580 Bánh răng lớn Kích thước S (mm) không lớn hơn : 100 Độ rắn: HB= 230 MPa Giới hạn bền sb2 (MPa) : 750 Giới hạn chảy sch2 (MPa) : 450 Chú ý: Để đảm bảo sức bền đều của răng và khả năng chạy mòn của bộ truyền nên nhiệt luyện bánh răng lớn có độ rắn mặt răng thấp hơn bánh răng nhỏ : HB1 = HB2 + (10 đến 15) 2. Xác định ứng suất cho phép - ứng suất cho phép tiếp xúc [sH] và ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức sau: Trong đó : ZR :Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc ZV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng KXH :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng . YR : Hệ số kể đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YS : Hệ số kể đến ảnh hưởng của hệ số tập chung ứng suất. KXF : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Khi tính sơ bộ ta lấy: ZR . ZV . KXH = 1 YX.YS.KXF =1 Vậy : Trong đó : s0Hlim ; s0Flim Là ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở tra bảng 6.2 : SH = 1,1 ; SF = 1,75 Vật liệu là thép 45 tôi cải thiện có: HB2 = 240 đối với bánh răng lớn HB1 = 230 đối với bánh răng nhỏ Do đó : - Bánh răng nhỏ : s0Hlim = 2HB1 +70 = 550(MPa) s0Flim = 1,8 HB1 = 432(MPa) - Bánh răng lớn: s0Hlim = 2HB2 +70 = 530(MPa) s0Flim = 1,8 HB2 = 414(MPa) KFC : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải (động cơ làm việc 1 chiều hay hai chiều) Làm việc 1 chiều lấy : KFC = 1 KHL ; KFL : Hệ số tuổi thọ về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn. ; Với mH và mF : Là bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn : Vì vật liệu có HB < 350 nên chọn mH = 6 và mF = 6 - Xác định NHO ; NFO : NFO = 4.106 NHO = 30.H2,4HB + Đối với bánh răng nhỏ : NHO = 30.2402,4 =1,5.106 + Đối với bánh răng lớn: NHO = 30.2302,4 = 1,4.106 - Xác định NHE và NFE (Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương ứng với ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn) Khi bộ truyền chịu tải thay đổi thì có: ; Trong đó : Ti , ni , ti là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét + Đối với bánh răng nhỏ: NHE1 = 60.1420.[1.12000 + 0,83 .4800] = 123.107 NFE1 = 60.1420[1.12000 + 0,86.4800] = 113.107 + Đối với bánh răng lớn : So sánh các giá trị NHE và NFE đều lớn hơn giá trị NHO và NFO nên ta lấy KHL = 1; KFL =1 Thay vào công thức tính ứng suất cho phép ta được : Giá trị BR Độ cứng (HB) s0Hlim (MPa) s0Flim (MPa) [sH] (MPa) [sF] (MPa) BR 1 240 550 432 500 246,857 BR 2 230 530 414 481,818 236,571 * Kiểm tra điều kiện : Đối với bánh răng nghiêng < 1,25.[sHmin] = 1,25.481,818= 602 (MPa) ứng suất quá tải cho phép [sH]=2,8.sch =2,8.450 =1260 MPa [sF1]=0,8.sch1 =0,8.580 = 464 MPa [sF2]=0,8.sch2 = 0,8.450 = 360 MPa 3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng nghiêng. a. Xác định khoảng cách trục aw : Trong đó : Ka - Hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tra bảng 6.5 Ka = 4 u1 - Tỉ số truyền T1 - Mômen xoắn trên bánh chủ động [sH] - ứng suất tiếp xúc cho phép yba - Hệ số bề rộng vành răng.Theo bảng 6.6 ta lấy yba = 0,3 từ đó ta có :ybd = 0,53. yba (u+1) = 0,53.0,3.(3,614+1) = 0,734 KHb : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc . Tra bảng 6.7 ta được: KHb = 1,043 Vậy : Lấy aw = 75 (mm) b.Xác định các thông số ăn khớp: + Xác định mô đun : m = (0,01 á 0,02).aw = (0,01 á 0,02).75 = 0,75 á 1,5 Theo bảng 6.8 ta chọn môđun tiêu chuẩn đối với bộ truyền bánh răng nghiêng là: mn = 1,5 + Xác định số răng và góc nghiêng b Chọn sơ bộ b = 100 do đó cosb = 0,9848 Số răng bánh nhỏ là: Lấy z1 = 21 Số răng bánh lớn là: z2 = u.z1 = 3,614.21 = 75,894 Lấy z2 = 76 Do đó tỉ số truyền thực sẽ là : um = 76/21 = 3,619 So với ban đầu (um- u)/um = < 4% Suy ra: b = 14,070 c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện sau: Trong đó :- ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp , trị số của ZM tra trong bảng 6.5 : ZM = 274 MPa1/3 Z : Hệ số kể đến hình dạng bè mặt tiép xúc Theo (6.35) tgbb = cosat . tgb = cos(20,5670 ).tg(14,070) = 0,234 nên bb = 13,2060 Với at = atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg200/cos14,070) = 20,5670 Do đó theo (6.34) : -Z: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Theo (6.37) : eb = bwsinb/(pm) = 0,3.75.sin(14,070)/(p.1,5) = 1,16 >1 ea = [1,88 - 3,2(1/z1 + 1/z2)]/cosb = [1,88 - 3,2(1/21 + 1/76)]/cos(14,070) =1,635 Ze = = 0,782 - Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1 = 2aw/(um + 1) = 2.75/(3,619 + 1) = 32,47 (mm) T1 :Mômen xoắn trục chủ động KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KH = KHb.KHa.KHb.KHv KHb : Hệ số kể dến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. KHb =1,043 KHa : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Theo (6.40) : v = p.dw1.n1/60000 = p.3,47.1420/60000 = 2,414 (m/s) Với v = 2,414 < 4 Theo bảng 6.13 cấp chính xác là 9 . Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v<5 nên KHa = 1,13 KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Theo (6.42) nH = dH.g0 .v = 0,002.73.2,414. = 1,604 Trong đó: dH = 0,002 theo bảng 6.15 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp Theo bảng 6.16 : g0 = 73 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng ăn khớp Do đó theo (6.41) : Theo (6.39) KH = KHa.KHb.KHv = 1,043.1,13.1,043 = 1,229 Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33) ta được: MPa - Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép Theo (6.1) với v<5(m/s) , Zv = 1 ; với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 ...1,25mm , do đó ZR = 0,95 với da < 700mm , KxH = 1 , do đó theo (6.1) và (6.1a) [sH] = [sH] ZvZRKxH = 490,909.1.0,95.1 =466,364 (MPa) Như vậy: sH < [sH] < 4% d. Kiểm nghiệm độ bền uốn. Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không vượt quá trị số cho phép : Trong đó: T1 - là mômen xoắn trên bánh chủ động m - là mô đun bw - là bề rộng răng dw1 - là đường kính vòng lăn của bánh chủ động KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFa . KFb . KFv KFb - Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng tra bảng (6.7) KFb = 1,107 KFa - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng tra bảng 6.14 ta được KFa = 1,37 KFv - Hệ số kể đến tải trọng động Tra bảng 6.15 ; 6.16 ta được : dF = 0,006 , g0 = 73 Do đó : nF = dF . g0 .v. = 0,006.73.2,548 . = 4,813 KFv = 1 + => KF = KFa . KFb . KFv = 1,107.1,37.1,099 = 1,667 YF1 , YF2 - Hệ số dạng răng phụ thuộc vào số răng tương đương Zv1 = z1/cos3b = 21/(14,070)3 = 23 Zv2 = z2/cos3b = 76/(14,070)3 = 83,272 Tra bảng 6.18 ta được : YF1 = 3,967 , YF2 = 3,608 Ye - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Ye = 1/ea = 1/1,635 = 0,571 Yb - Hệ số kể đến độ nghiêng của răng Yb = 1 - b/140= 1-14,070 /140 =0,9 Vậy: e. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải: Kqt = Tmax/T = 1,3 T: Mômen xoắn danh nghĩa Tmax : Mômen xoắn quá tải sHmax = sH. = 458,217.=522,448 < [sH]max =1260 (MPa) Ta có : sFmax1 = sF1 .Kqt = 77,704.1,3 = 101,015 < [sF]max1 =464 (MPa) sFmax2 = sF2 .Kqt = 70,672.1,3 = 91,874 < [sF]max2 =360 (MPa) Vậy điều kiện quá tải được thoả mãn f. Các thông số và kích thước của bộ truyền. STT Các thông số kích thước Giá trị Đơn vị 1 Khoảng cách trục (aw) 75 mm 2 Môđun pháp (mn) 1,5 3 Chiều rộng vành răng (bw) 22,5 mm 4 Tỉ số truyền (um) 3,619 5 Góc nghiêng của răng (b) 14,07 độ 6 Số răng bánh răng (z1 ,z2) z1 = 21 , z2 = 76 7 Hệ số dịch chỉnh (x1, x2) x1 =0, x2 =0 mm 8 Đường kính vòng chia (d1 ,d2) d1 =32,47 ; d2 =117,53 mm 9 Đường kính đỉnh răng(da1 ,da2) da1= 35,5 ; da2 = 120,5 mm 10 Đường kính đáy răng (df1 , df2) df1 = 28,72 ; df2 = 113,78 mm 11 Góc prôfin gốc (a) 20 độ 12 Góc prôfin răng (at) 20,58 độ 13 Góc ăn khớp (atw) 20,58 độ 14 Đường kính cơ sở (db1,db2) db1 = 30,51 ; db2 =110,44 mm II. Bộ truyền trục vít - Bánh vít 1. Chọn vật liệu Vì bộ truyền trục vít xuất hiện vận tốc trượt lớn và điều kiện hình thành màng dầu bôi trơn ma sát ướt không được thuận lợi nên cần phối hợp vật liệu trục vít và bánh vít sao cho cặp vật liệu này có hệ số ma sát thấp, bền mòn và giảm bớt về dính . Mặt khác do tỉ số truyền u lớn , tần số chịu tải của trục vít lớn hơn nhiều so với bánh vít , do đó vật liệu trục vít phải có cơ tính cao hơn so với vật liệu bánh vít . - Tính vận tốc trượt (vt),vận tốc trượt tính theo công thức kinh nghiệm. Trong đó : vt : Vận tốc trượt P2 : Công suất của bộ truyền trục vít bánh vít u2 : Tỉ số truyền của bộ truyền. n2 : Số vòng quay của trục vít. Dựa vào phần trên thay vào: - vt = 1,61 < 2(m/s) nên ta chọn vật liệu của bánh vít là gang CY 18-36 ,được đúc bằng khuôn cá, có sb = 180(MPa) , sch = 360(MPa) Căn cứ vào tải trọng và vận tốc trượt (Tải trọng trung bình) Ta chọn vật liệu của trục vít là thép hợp kim 20X tôi đạt độ rắn HRC >=45 2. Tính ứng suất cho phép * ứng suất tiếp xúc cho phép: Bánh vít làm bằng gang với vận tốc trượt vs = 1,61(m/s) tra theo bảng 7.2 : [sH] = 141,7 (MPa) * ứng suất uốn cho phép: Bánh vít làm bằng vật liệu gang và bộ truyền quay một chiều được xác định theo công thức sau: [sF] = 0,12 .sbu = 0,12.360 = 43,2 (MPa) * ứng suất cho phép khi quá tải. Để kiểm tra độ bền tĩnh tránh quá tải, cần xác định ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải [sH]max và ứng suất uốn cho phép khi quá tải [sF]max . Bánh vít làm bằng gang: [sH]max = 1,5.[sH ]= 1,5.141,7 = 212,55 (MPa) [sF]max = 0,6.sb = 0,6.180 = 108 (MPa) 3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền trục vít bánh vít: a. Xác định các thông số: - Xác định khoảng cách trục : Trong đó: KH - Hệ số tải trọng ,chọn sơ bộ KH = 1,2 z3 , z4 - Số răng trục vít ,bánh vít Với u = 26,2 chọn z3 = 2 , do đó z4 = u.z3 = 24 .2 = 48 Chọn z4= 48 Tỉ số truyền tính lại là : u = z4/z3 = 48/2=24 Sai số tỉ số truyền là : 0% < 4% T3 - Mômen xoắn trên tục bánh vít Chọn sơ bộ : h = 0,8 do đó T3 = 9,55.106 .P2. u2.h/n2 = 9,55.106.1,652.24.0,8/392,916 = 763228 (N.mm) q- Hệ số đường kính trục vít Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm: q = 0,3.z4 = 0,3 .48 = 12 Dựa theo bảng 7.3 ta chọn q theo tiêu chuẩn : q = 12,5 Vậy : (mm) - Xác định môđun m : m = 2.aw/(q + z4) = 2.216,416/(12,5 + 48) = 7,154 mm Dựa theo bảng 7.3 ta chọn môđun theo tiêu chuẩn : m = 7 Tính lại khoảng cách trục : mm chọn aw = 210 mm -Tính hệ số dịch chỉnh: x = (aw/m) - 0,5(q + z4) = (210/7)- 0,5.(12,5+48)=- 0,25 Thoả mãn - 0,7<x<0,7 b. Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc: ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh vít của bộ truyền đã được thiết kế phải thoả mãn điều kiện sau: Trong đó aw , z4 , q đã biết - Xác định vận tốc trượt vs : + Đường kính trục vít : dw3 = (q + 2x)m = (12,5 + 2.(- 0,25))7 = 84 (mm) + Góc vít : gw = arctg(z3/(q + 2x)) = arctg[2/(12,5 + 2.(- 0,25))] = 9,4620 Vậy vận tốc trượt là: Theo bảng 7.2 ta có : [sH] = 137,44 (MPa) - Hiệu suất của bộ truyền tính theo công thức: Trong đó : j - Là góc ma sát dựa vào vận tốc trượt và bảng 7.4 ta có : j = 3,433 Do đó : h = 0,8 Và T3 = 763228.0,7/ 0,8 = 667825 (N.mm) KH - hệ số tải trọng KH = KHb . KHv KHb - Hệ số phân bó không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng - Gọi kt = T2m/T2max , từ (7.25) với n3i = n3 ta có : Do đó : KHb = 1 + (z4/q)3(1- kt) = 1+ (48/125)3(1 - 0,943) = 1,003 Trong đó : Với z3 = 2 ; q = 12,5 tra bảng 7.5 ta được : q = 125 -Theo bảng 7.6 ta chọn cấp chính xác 9, Với cấp chính xác 8 và vận tốc trượt vs = 1,75 (m/s) nên : KHv = 1,117 => KH =1,003.1,117 =1,12 - Theo công thức (7.19) ứng suất tiếp xúc - Xác định sai số : ([sH] - sH)/[ sH] = 2,527% <4% Như vậy : sH < [sH] do đó không cần điều chỉnh các thông số và chọn lại c.Kiểm nghiệm độ bền uốn : Để đảm bảo độ bền uốn của răng bánh vít , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh vít không được vượt quá trị số cho phép <= [sF] b4 - Chiều rộng bánh vít (tra bảng 7.9) : Khi z3 = 2 , b4 < 0,75.da3 da3 = m(q +2) = 7(12,5 +2) = 101,5 mm Do đó : b4 < 0,75.101,5 = 76,125 Chọn b4 = 75 mm YF - Hệ số dạng răng zv = z4/cos3g = 48/cos39,4620= 50 Tra bảng 7.8 YF = 1,45 Trong đó : KF - Hệ số tải trọng KF= KFb.KFv = 1,003.1,117 = 1,12 ( Với KFb= KHb , KFv = KHv ) d4 - Đườg kính vòng chia bánh vít d4 = m.z4 =7 .48 = 336 (mm) mn - Môdun pháp của răng bánh vít mn = m.cosg = 7.cos9,4620= 6,905 Theo công thức (7.26) : < 43,2 (MPa) Vậy thoả mãn về bền uốn d.Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải: Với hệ số quá tải kqt =1,3 sHmax = sH. = 133,967.=152,746 < [sH]max =212,55 (MPa) sFmax = sF .Kqt =8,726.1,3 = 11,34 < [sF]max =108 (MPa) Vậy bánh vít thoả mãn về quá tải d.Các thông số cơ bản của bộ truyền: STT Các thông số cơ bản Giá trị Đơn vị tính 1 Khoảng cách trục aw = 210 mm 2 Môđun M = 7 mm 3 Hệ số đường kính q = 12,5 4 Tỉ số truyền U = 24 5 Số ren trục vít và số răng bánh vít z3 = 2; z4 = 48 Răng 6 Hệ số dịch chỉnh bánh vít x2 = -0,25 7 Góc vít g = 9,462 độ 8 Chiều dài phần cắt ren của trục vít b3 = 90,16 mm 9 Chiều rộng bánh vít b4 = 75 mm 10 Đường kính chia d3 = 87,5 ;d4 =336 mm 11 Đường kính đỉnh da3 =101,5 ; da4 =346,5 mm 12 Đường kính đáy df1 = 70,7 df2 = 315,7 mm 13 Đường kính ngoài bánh vít daM2 = 355 mm f. Tính nhiệt truyền động trục vít. Bộ truyền trục vít đã được thiết kế trên đây có thể làm việc không ổn định , thậm chí bị hư hỏng nếu quá trình làm việc, nhiệt độ sinh ra quá cao và nhiệt lượng không được toả đi kịp thời . Vì vậy cần tiến hành tính kiểm nghiệm về nhiệt , xuất phát từ điều kiện : nhiệt lượng sinh ra trong hộp giảm tốc trục vít phải cân bằng với nhiệt lượng thoát đi - Trường hợp không làm nguội bằng nhân tạo : td = t0 + 1000(1 - h)P2/[Kt.A(1 + y).b] Ê [td] = 900C Trong đó : t0 Nhiệt độ môi trường xung quanh lấy = 200c h : Hiệu suất của bộ truyền : (= 0,7) P2 : Công suât trên trục vít (=1,652 KW) Kt = 8 .... 17,5 : Hệ số toả nhiệt A : Diện tích mặt thoáng của hộp giảm tốc A = A1 + A2 Với A1 = 20.aw2 = 20.0,212 = 0,882 (m2)-Diện tích bề mặt hộp giảm tốc không có gân A2 = (0,1....0,2)A1 Diện tích tính toán của bề mặt gân : A2 = 0,1.A1 = 0,0882 A = A1 + A2 =0,9702 (m2) y : Hệ số kể đến sự thoát nhiệt của hộp giảm tốc chọn= 0,3 b = tck/(SPi.ti/P1) = 7/(1.5 + 0,8.2) = 1,06 Hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong một đơn vị thời gian do làm việc ngắt quãng hoặc do tải trọng làm việc giảm so với tải trọng danh nghĩa P1 [tđ] Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầu chọn = 900 Vậy tđ = 200 + 1000(1- 0,7).1,652/[8.0,9702.(1 + 0,3).1,06] = 66,3370< 900 Do đó thoả mãn điều kiện làm nguội. II. Thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc: (Bộ truyền xích) 1. Chọn loại xích : Theo đầu bài ra ta dựa vào vận tốc làm việc thấp tải trọng nhỏ nên ta dùng xích ống con lăn một dãy 2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền. - Dựa vào bảng 5.4 và tỉ số truyền u = 2 số răng của đĩa nhỏ z1 = 27 - Từ số răng đĩa xích nhỏ tính ra số răng đĩa xích lớn : z2 = u.z1 = 2.27 = 54 < zmax=120 a> Xác định bước xích p: - Bước xích P xác định từ chỉ tiêu độ bền mòn của bản lề . Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng : Pt = P.k.kz.kn Ê [P] Trong đó: + Pt ; P ; [P] Lần lượt là công suất tính toán công suất cần truyền và công suất cho phép , kW ; + Với z1 = 27 , kz = z01/z1 = 25/27 = 0,926 Gọi là hệ số răng + kn = n01/n1 = 50/16,372 = 3,054 + k Được tính từ các hệ số thành phần trong bảng 5.6 với + ko - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền (k0 = 1) + ka - Hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích (ka =1,25) + kđc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích (kđc = 1) + kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn (kbt = 1,3) + kđ - Hệ số tải trọng động , kể đến tính chất của tải trọng (kđ = 1,35) + kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (kc = 1) Như vậy : k = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc = 1.1,25.1.1,3.1,35.1 = 2,194 Vậy : Pt = 1,308 . 2,194 . 0,926.3,054 = 8,116 < [P] = 10,5 kW Dựa vào bảng 5.5 ta chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p = 38,1 mm Theo bảng 5.8 thoả mãn điều kiện p < pmax = 50,8 (mm) - Khoảng cách trục chọn sơ bộ : a = 25.p = 25.38,1 = 952,5 mm - Từ khoảng cách trục xác định được số mắt xích x : Lấy số mắt xích chẵn x = 92 , tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) a = 0,25.p{x - 0,5.(z1 + z2) + } a = 0,25.38,1.{92 - 0,5.(27 + 54) + }= 967 Chọn a = 967 mm . Để xích không chịu lực căng quá lớn , khoảng cách trục a cần giảm một lượng Da = 0,002.a = 0,002.967 ằ 2 (mm) Do đó a = 965 (mm) - Sau khi xác định được số mắt xích và khoảng cách trục cần tiến hành kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong 1s : i = = 0,32 < [i] = 20 tra trong bảng 5.9 b> Kiểm nghiệm độ bền của xích: Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn Theo (5.15) s = Q/(kđ.Ft + F0 + Fv) ³ [s] Trong đó : Q - Tải trọng phá hỏng , N , tra theo bảng 5.2 Q = 127000 (N), khối lượng 1m xích là q1 = 5,5 kg kđ - Hệ số tải trọng động , kđ = 1,2 (Tải trọng mở máy bằng 1,5 lần tải trọng danh nghĩa) v = z1.p.n1/60000 = 27.38,1.16,372/60000 = 0,281 (m/s) Ft - Lực vòng (N) ; Ft = 1000.P/v = 1000.1,308/0,281 = 4655 (N) Fv - Lực căng do lực li tâm sinh ra , tính theo công thức : Fv = q.v2 = 5,5.0,2812 = 0,434 N F0 - Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra tính theo công thức F0 = 9,81.kf.q.a Với a - Khoảng cách trục (m) kf - Hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền kf = 6 (Bộ truyền nghiêng 1 góc < 400) Vậy F0 = 9,81.6.5,5.965 = 312 N Do đó : s = 127000/(1,2.4655 + 312 + 0,434) = 21,5 Theo bảng 5.10 với n =50 (vòng/phút) , [s] = 7 . Vậy s > [s] : Bộ truyền xích đảm bảo đủ độ bền c> Xác định đường kính đĩa xích : - Theo công thức 5.17 đường kính chia của đĩa xích được xác định theo công thức : da1 = p[0,5 + cotg(p/z1)] = 118,59 (mm) da2 = p[0,5 + cotg(p/z2)] = 225,18 (mm) df1 = d1 - 2.r = 106,59 - 2.11,22 = 84,15 (mm) df2 = d2 - 2.r = 225,18 - 2.11,22 = 187,18 (mm) Dựa vào bảng 5.2 có d1 = 19,05 r = 0,5025.d1 + 0,05 = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22 - Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) Trong đó : [sH] - ứng suất tiếp xúc cho phép tra bảng 5.11 [sH] = 650 (MPa) kr - Hệ số kẻ đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích: kr1 =0,369 , kr2 = 0,232 Ft - Lực vòng N, Ft1 =4655 N, Ft2 =8262 N Fvđ - Lực va đập trên m dãy xích N và tính theo công thức Fvđ1 = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.16,372.38,13.1 = 1,177 (N) Fvđ2 = 13.10-7.n2.p3.m = 13.10-7.8,186.38,13.1 = 4,055 (N) kd - Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy kd =1 Kđ - Hệ số tải trọng động tra bảng 5.6 : Kđ =1,35 kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào z1 (= 0,396) E = 2.E1.E2/(E1+E2) - Môđun đàn hồi , với E1,E2 lần lượt là môđụn đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa A - Diện tích chiếu của bản lề tra bảng 5.12 ( = 395 mm2) Vậy ta dùng thép 45 tôi đạt độ rắn HB = 210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] = 600 MPa đảm bảo độ bền cho răng đĩa 1 Tương tự đối với sH2 ta có : - Xác định lực tác dụng lên trục: Fr = kx.Ft = 1,15.4655 = 5353 kx - Hệ số kể đến trọng lượng xích kx = 1,15 (đối với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400 ) d . Bảng các thông số của bộ truyền xích : Các thông số cơ bản Trị số Đơn vị đo Bước xích p = 38,1 mm Số răng đĩa xích z1 = 27 ; z2 = 54 Khoảng cách trục a = 965 mm Đường kính vòng chia d1 = 106,59; d2 = 209,62 mm Đường kính vòng đỉnh da1 = 118,59; da2 = 225,18 mm Đường kính vòng chân df1 = 84,15; df2 = 187,18 mm Số mắt xích x = 92 Phần IV : Thiết kế trục I. Chọn vật liệu trục: Hộp giảm tốc có tải trọng trung bình và không có yêu cầu đặc biệt nào chính vì vậy ta chọn vật liệu trục là thép CT45 tôi cải thiện cho trục I và III , thép hợp kim 20X cho trục II. II. Tính thiết kế trục: Các bước tiến hành theo các bước sau: - Xác định tải trọng tác dụng lên trục - Tính sơ bộ đường kính trục - Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng - Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 1> Tải trọng tác dụng lên trục a. Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng , trục vít: * Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng nghiêng.(Hình1) fa2 fa1 fr1 fr2 ft1 ft2 w2 w1 Bên trái HGT Bên phải HGT theo đầu đề - Với đầu bài cho và hướng nhìn như trên ta xác định được chiều quay và ta xác định được các lực của bộ truyền bánh răng như sau: + Ft1 : Lực vòng của bánh chủ động (w1) có điểm đặt tại tâm ăn khớp ,phương tiếp tuyến với vòng chia dw1, có chiều ngược chiều w1 + Ft2 : Lực vòng của bánh bị động (w2) có điểm đặt tại tâm ăn khớp, phương tiếp tuyến với vòng chia dw2 , có chiều cùng chiều w2 + Fr1;Fr2 : Lực hướng tâm trên bánh 1 và 2 có điểm đặt tại tâm ăn khớp, phương của bánh kính, chiều hướng vào tâm + Fa1 ; Fa2 : Lực dọc trục trên bánh 1 và 2. Có phương dọc theo trục , có điểm đặt tại tâm ăn khớp, chiều hướng vào bề mặt làm việc - Độ lớn của các lực được xác định theo các công thức sau: Fa1 = Ft1tgb = Fa2 - Trong đó T1 - Mômen xoắn trên trục bánh 1(Nmm) dw1 - Đường kính vòng lăn bánh 1 (mm) atw - Góc ăn khớp b - Góc nghiêng của răng . Dựa vào phần trên ta có: T1 = 11689 (N.mm) ; dw1 = 32,47 (mm) ; atw = 20,580 ; b = 14,070 Thay vào công thức ta được : Fa1 = Ft1tgb = 720.tg(14,070 )= 180 (N) = Fa2 * Lực tác dụng từ bộ truyền trục vít bánh vít (Hình2): ft3 fr3 fr4 ft4 fa4 fa3 w4 w3 Chiều tiến TV Bên trái Bên phải HGT - Theo đầu đề thiết kế ta xác định được chiều quay của bánh vít , trục vít , chiều tiến của trục vít . Đồng thời ta xác định được phương, chiều của các lực tác dụng khi ăn khớp: + Ft3 : Lực vòng tác dụng lên trục vít : Lực này có điểm đặt tại tâm ăn khớp , phương tiếp tuyến , có chiều ngược chiều quay w3 + Ft4 : Lực vòng tác dụng lên bánh vít : Lực này có điểm đặt tại tâm ăn khớp, có phương tiếp tuyến , có chiều cùng chiều w4 + Fa3 : Lực dọc trục trên trục vít : Có điểm đặt tại tâm ăn khớp , có phương dọc theo trục vít , có chiều hướng vào bề mặt làm việc (ngược chiều với lực Ft4) + Fa4 : Lực dọc trục trên bánh vít : Lực này có điểm đặt tại tâm ăn khớp , có phương dọc theo trục bánh vít , có chiều hướng vào bề mặt làm việc (ngược chiều với lực Ft3) + Fr3 ; Fr4 : Lực hướng tâm trên trục vít và bánh vít có phương của bán kính , có chiều hướng vào tâm. - Độ lớn của các lực được xác định theo các công thức sau: Fa3 = Ft4 = 2.T4/d4 = 2.T3.hTv.u2 /d4 Ft3 = Fa4 = Fa3.tg(g + j) Fr3 = Fr4 = Trong đó : + d4 - Đường kính vòng chia bánh vít (mm) + T4 - Mômen xoắn trên trục bánh vít (T4 = T3.hTv.u2) + a - Góc prôfin trong mặt cắt dọc trục vít (a = 200) + g - Góc vít + j - Góc ma sát Từ các số liệu ở phần trước ta thay vào công thức ta được : Fa3 = Ft4 = 2.T4/d4 = 2.T3.hTv.u2 /d4 =2.40153.0,7.24/336 = 3975 (N) Ft3 = Fa4 = Fa3.tg(g + j) = 3975.tg(9,4620+ 3,4330) = 918 (N) Fr3 = Fr4 = = * Lực tác dụng từ bộ truyền xích (Hình3): - Đối với bộ truyền xích lực tác dụng lên trục Fr do lực căng xích tạo thành . Theo phần trên lực này được xác định theo công thức sau: Fr = kx.Ft = 1,15.4655 = 5353(N) r12 f Đĩa xích Xích - Lực này là lực hướng kính , có điểm đặt nằm trên đường tâm trục , tại điểm giữa đĩa xích và có chiều hướng từ tâm đĩa xích lắp trên trục đến tâm đĩa xích kia. Giả sử góc nghiêng của bộ truyền xích là 30có =>F= Fr .cos(30) = 4655. cos(30) =4636 (N) Fy= Fr .sin(30) = 4655. sin(30) =2677(N) * Lực tác dụng từ khớp nối: - Khi sử dụng nối trục di động do tồn tại sự không đồng tâm của các trục được nối dẫn đến tải trọng phụ xuất hiện . Lực hướng tâm Fr = (0,2...0,3)Ft , với Ft = 2.T/Dt . Trong đó Dt - Là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt tra bảng 16.10a trang 68 sách tập II với mômen xoắn T = 11,689 (Nm) (Dt=50 mm ) Do đó : Ft = 2.11689/50 = 466,667 (N) Fr = 0,3.Ft = 0,3.466,667 = 140 (N) - Chiều của lực khớp nối được quy ước có tác dụng làm tăng biến dạng trục và thường ngược chiều với lực Ft của bánh răng 2> Tính sơ bộ trục: - Đường kính trục thứ k với k = 1...3 sơ bộ xác định chỉ bằng mômen xoắn theo công thức: Trong đó : Tk- Mômen xoắn trên trục k Nmm [t] - ứng suất xoắn cho phép , MPa, với vật liệu là thép [t] = 14 MPa + Đối với trục I : P1 = 1,652 KW , n1 = 1420 (vòng/phút) , T1 = 9,55.106.P1/n1 = 11689 Nmm + Đối với trục II : u1 = 3,619 ; hBR = 0,96 ; hôl = 0,99 T2 = T1.hBR.hôl.u1 = 11689.0,96.0,99.3,619 = 40153 Nmm + Đối với trục III : u2 = 24 ; hTV = 0,7 ; hôl = 0,99 T3 = T2. hTV. hôl.u2 = 40153.0,7.0,99.24 = 667825 Nmm - Thay các giá trị vào ta được : d1 = 16,1 mm d2 = 24,295 mm d3 = 62,024 mm - Làm tròn đường kính trục theo tiêu chuẩn : d1 = 20 mm , d2 = 25 mm , d3 = 65 mm - Kiểm tra đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động cơ : d1 =20 > 0,8.dđc = 0,8.24 = 19,2 Trong đó : dđc = 24 mm (Tra trong phụ lục 1.7 trang 242 sách tập I ) 3> Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động , chiều dài may ơ của các chi tiết quay , chiều rộng ổ , khe hở cần thiết và các yếu tố khác . - Dựa vào đầu bài ra , đường kính sơ bộ các trục , sử dụng bảng 10.2 để chọn chiều rộng ổ lăn : d ,mm 20 25 65 bo ,mm 15 17 33 - Dựa vào công thức (10.10) đến (10.13) để xác định chiều dài mayơ khớp nối, bánh răng , bánh vít, đĩa xích Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục I (lm12) lm12 = 1,5.d1 = 1,4.20 = 30 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục I(lm13) lm13 = 1,2.d1 = 1,2.20 = 24 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trụcII (lm22) lm22 = 1,2.d2 = 1,2.25 = 30 mm Chiều dài mayơ bánh vít trên trục III (lm32) lm32 = 1,2.d3 = 1,2.65 = 78 mm Chiều dài mayơ đĩa xích trên trục III(lm33) lm33 = 1,2.d3 = 1,2.65 = 78 mm - Dựa vào sơ đồ hình 10.6 và hình 10.11 và bảng 10.3 , 10.4 (trang 190..194 sách thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập I) ta xác định được các khoảng cách trong đó dùng các kí hiệu : k - Số thứ tự của các trục trong hộp giảm tốc ( k = 1 , 2, 3) i - Số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng i = 0 và 1 : Các tiết diện trục lắp ổ i = 2...s , với s là số chi tiết quay ( Bánh răng , trục vít, bánh vít, khớp nối ) lk1 - Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k lki - Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k lmki - Chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i trên trục k lcki - Khoảng côngxôn trên trục k , tính từ chi tiết i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ và được xác định theo công thức chung sau: lcki = 0,5.(lmki + b0) + k3 + hn bki - Chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục thứ k Trị số của các khoảng cách k1 , k2, k3 và hn Tên gọi Kí hiệu và giá trị Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k1 = 8..15 mm Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp ( lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc) k2 = 5...15 mm Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 10...20 mm Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông hn = 15...20 mm Các khoảng cách trên các trục Loại hộp giảm tốc Trục thứ Công thức tính Hộp giảm tốc bánh răng - trục vít 2 cấp I l12 = - lc12 = -[0,5(lm12 + b0) + k3 + hn] = 48 (mm) l13 = 0,5(lm13 + b0) + k1 + k2 = 38 (mm) l11 = 2.l13 = 76 (mm) Với k1 = 12 ; k2 = 6,5 ; k3 = 10,5 ; hn = 15 II l22 = - lc22 = -[0,5(lm22 + b0) + k1 + k2] = 38 (mm) l21 = daM4 = 320 (mm) l23 = l21/2 = 160 (mm) Với k1 = 8 ; k2 = 6,5 ; b0 =17 III l32 = 0,5(lm32 + b0) + k1 + k2 = 70 (mm) l31 = 2.l32 = 140 (mm) l33 =2. l32 + lc33 = 221(mm) Với k1 = 8 ; k2 = 10,5 ; b0 =33 4> Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục: a. Trục I: - Sơ đồ trục , sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục (Hình4): - Tính phản lực : Sử dụng phương trình mômen và phương trình hình chiếu của các lực trong mặt phẳng zox và zoy : + Trong mặt phẳng zox : Xét cân bằng mômen lần lượt tại gối đỡ 0 ta được : M0 = Fx11.76 - Fx13.38 - Fx12.48 = 0 Fx10 = Fx13 - Fx12 - Fx11 Với Fx12 = 140 (N) , Fx13 = 720 (N) thay vào Fx10 =720-140- 448 =132 (N) + Trong mặt phẳng zoy: Xét cân bằng mômen lần lượt tại gối đỡ 0 và 1 ta được : M0 = M - Fy13.38 + Fy11.76 = 0 Fy10 = Fy13 - Fy11 Với Fy13 = 278 (N) , M = Fz13 .dw1/2 = 180.32,47/2 = 2922,3(N.mm) thay vào công thức tính được Fy10 = 278-101=177 (N) - Tính mômen: M= ; Mtđ = Thay các giá trị vào ta được: T1 = Fx12. dw1 /2=11689 N.mm M12 = 0; M10 =6720 ; M13 =18305 ; M11 = 0 (N.mm) Mtđ12 = 10123 ; Mtđ10 =12150 ; Mtđ13 = 20918 ; Mtđ11 =0 (N.mm) - Tính đường kính các đoạn trục: Tra bảng 10.7 có : [σH ] =63 MPa Thay các giá trị có: d12 =11,7 ; d10 =12,4 ; d13 =14,9 ; d11 = 0 (mm) Theo yêu cầu về ché tạo ta lấy: d12 =20 ; d10 =25 ; d13 =26 ; d11 =25 (mm) b. Trục II. - Sơ đồ (Hình5): - Tính phản lực : Sử dụng phương trình mômen và phương trình hình chiếu của các lực trong mặt phẳng zox và zoy : + Trong mặt phẳng zox : Xét cân bằng mômen lần lượt tại gối đỡ 0 ta được : M0 = Fx21.320 - Fx23.160 - Fx22.38 = 0 Flx20= Fx21 + Fx22 - Fx23 Với Fx22 = 720 (N) , Fx23 = 918 (N) thay vào Flx20=545+720-918=347 (N) + Trong mặt phẳng zoy: Xét cân bằng mômen lần lượt tại gối đỡ 0 ta được : M0 = Fy21.320 - Fy23.160 - M' + M" + Fy22.38 = 0 Fy20= Fy23+ Fy22 - Fy21 Với Fy22 = 278 (N) , Fy23 = 1482 (N) , Fz22 = 180 (N) , Fz23 =3975 (N) M' = Fz22 .dw2/2 = 180.117,53/2 = 10577,7 (N.mm) M" = Fz23 .dw3/2 = 3975.87,5/2 = 173906,25(N.mm) Thay vào công thức tính được Fy20= 1482+278-198=1562 (N) - Tính mômen: theo công thức như trên , với T2= Fx22. dw2 /2=42300 (N.mm) M22 =10578; M20 =27360 ; M23 = 223316 ; M21 = 0 (N.mm) Mtđ22 = 38130 ; Mtđ20 = 45722 ; Mtđ23 = 226300; Mtđ21 = 0 (N.mm) - Tính đường kính các đoạn trục: với [σH ] =70 MPa d22 =17,6; d20 = 18,69; d23 = 31,85; d21 = 0 (mm) Theo yêu cầu về chế tạo ta lấy: d22 = 45; d20 = 50 ; d23 = 70 ; d21 = 0 (mm) c. Trục III : - Sơ đồ trục , chi tiết quay và các lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục.(Hình6) - Tính phản lực : Sử dụng phương trình mômen và phương trình hình chiếu của các lực trong mặt phẳng zox và zoy : + Trong mặt phẳng zox : Xét cân bằng mômen lần lượt tại gối đỡ 0 ta được : M0 = Fx31.140 - Fx33.221 - Fx32.70 = 0 Fx30= Fx31 - Fx33 - Fx32 Với Fx32 = 3975 (N) , Fx33 = 4636 (N) thay vào Fx30= 9306- 4636- 3975 = 695 (N) + Trong mặt phẳng zoy: Xét cân bằng mômen lần lượt tại gối đỡ 0 ta được : M0 = Fy31.140 - Fy32.70- M'"- Fy33 .221 = 0 Fy30 = Fy31 -Fy32 - Fy33 Với Fy32 = 1482 (N), Fy33 = 2677 (N) , M = Fz32 .dw4/2 = 918.336/2 = 154224(N.mm) thay vào công thức tính được Fy30 =6068- 1482-2677 = 1909 (N) - Tính mômen : Với T3 = Fx32. dw4 /2=667800 (N.mm) M30 = 0 ; M32 = 142210; M31 = 433625 ; M33 = 0 (N.mm) Mtđ30 = 0; M32 = 595560 ; M31 = 722840 ; M33 = 578332 (N.mm) -Tính đường kính các đoạn trục: Với [σH ] =63 MPa d30 = 0 ; d32 = 45,6 ; d31 = 48,6 ; d33 = 45,1 (mm) Theo yêu cầu về chế tạo ta lấy: d30 = 55; d32 = 60 ; d31 = 55 ; d33 = 48 (mm) * Chọn các tiết diện trục theo tiêu chuẩn: - Xuất phát từ yêu cầu về độ bền , lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau - Để đảm bảo tính công nghệ, chế tạo, và việc chọn ổ lăn ta cần điều chỉnh đường kính trục như sau: Giá trị TRục d(mm) I d10 = 20 (Vị trí khớp nối) d(giữa khớp nối và ổ lăn) = 23 d11 = 25 (Vị trí ổ lăn) d(Gờ giữa ổ lăn và bánh răng) = 28 d12 = 26(Vị trí lắp bánh răng) d13 = 25 (Vị trí ổ lăn) II d20 = 45 (Vị trí lắp bánh răng) d21 = 50 (Vị trí lắp ổ lăn) d(giữa ổ lăn và trục vít) = 60 d22 =70 (Vị trí trục vít) d23 =50 (Vị trí lắp ổ lăn) III d30 =55 (Vị trí lắp ổ lăn) D(giữ ổ lăn và bánh vít) = 65 d32 =60 (Vị trí lắp bánh vít) d31 =55 (Vị trí lăp ổ lăn) d(giữa ổ lăn và đĩa xích) = 52 d33 =48 (Vị trí lắp đĩa xích) * Tính chọn then . - Sau khi định kết cấu trục ta tiến hành chọn then cho các tiết diện lắp bánh răng, bánh vít , đĩa xích: - Ta chọn then bằng và kích thước then theo TCVN 2261-86 tra trong bảng 9.1a (trang 173 sách giáo trình thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập I) . Dựa vào đường kính trục ở các vị trí lắp các chi tiết ta tra được kích thước then tại các vị trí như sau: + Đối vị trí lắp bánh răng Z1 có đường kính trục là 26 (mm) đường kính chân răng là 28,72(mm) , Môđun bánh răng là 1,5 . Do đó ở vị trí này ta không dùng then mà dùng bánh răng liền trục . Do thảo mãn điều kiện x< 2,5.m Bảng chọn then bằng TSố Vị trí Đường kính Kthước tdiện then Chiều sâu rãnh BKính góc lượn r b h Trục t1 Lỗ t2 Min Max BR Z2 45 14 9 5,5 3,8 0,25 0,4 BVít 60 18 11 7 4,4 0,25 0,4 ĐXích 48 14 9 5,5 3,8 0,25 0,4 - Kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt: Công thức kiểm tra chung như sau: Trong đó: sd ,tc - ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa d - Đường kính trục, mm, xác định được khi tính trục ; T - Mômen xoắn trên trục , Nmm lt, b, h, t - Kích thước của then. [sd ] - ứng suất dập cho phép, MPa, trị số cho trong bảng 9.5 . Với vật liệu then là thép , lắp cố định trên trục ,tải trọng tĩnh ta chọn [sd ] = 150(MPa) [tc] - ứng suất cắt cho phép , MPa, vật liệu là thép 45 tải trọng tĩnh ta có [tc] = 60...90MPa . lt - Chiều dài then được xác định theo lt = (0,8...0,9)lm và được chọn theo tiêu chuẩn ở bảng 9.1a Bảng tính then bằng T.số T.D d lt b h t1 T σd tc 22 45 25 14 9 5,5 42300 21,49 5,37 32 60 63 18 11 7 667800 88,33 19,63 33 48 63 11 9 5,5 667800 126,19 13,18 Vậy tất cả các then trên các tiết diện lắp các chi tiết quay đều thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. 5. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau: Trong đó: [s] - Hệ số an toàn cho phép [s]=2,5 ssj và stj - 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 và được xác định theo công thức sau: Trong đó : + s-1 và t-1 - Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Trục I và III vật liệu là thép cacbon 45 có sb = 600MPa, do đó s-1 = 0,436.sb = 0,436.600 =261,6 MPa ,t-1 = 0,58.s-1 = 0,58.261,6 = 151,7 MPa Trục II vật liệu là thép hợp kim 20X có sb = 1000 MPa,do đó s-1 = 0,35.sb +70= 0,35.1000+70 =420 MPa , t-1 = 0,58.s-1 = 0,58.420 = 245 MPa + saj, taj , smj , tmj - Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diệnj: Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng do đó aaj = smaxj = Mj/Wj , smj = 0 . Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động do đó t =tmj =taj = tmaxj/2 = Tj/(2.Woj) Với Wj và Woj là mômen cản uốn và mômen cản xoắn tại tiết diện j của trục, được xác định theo bảng 10.6 (Trang 196 sách giáo trình tập I) Bảng xác định aaj và t T.D d B h t1 M T W Wo saj t 10 25 - - - 6720 11689 1534 3068 4,38 1,9 13 32,47 - - - 18305 11689 3361 6722 5,45 0,87 22 45 14 9 5,5 10578 42300 3669 3285 2,88 6,42 20 50 - - - 27360 42300 12272 24544 2,23 0,86 23 87,5 - - - 223316 42300 65769 131539 3,4 0,16 32 60 18 11 7 142210 667800 21150 42356 6,72 7,88 31 55 - - - 433625 667800 16334 32668 26,55 10,22 + ys và yt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra theo bảng 10.7 (Trang 196 sách tập I) + Ksdj và Ktdj - Hệ số xác định theo các công thức sau: Ksdj = (Ks/es + Kx -1)/Ky Ktdj = (Kt/et + Kx -1)/Ky Với Kx - Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt , phụ thuộc và phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , cho trong bảng 10.8 (trang 197) Ky - Hệ số tăng bền bề mặt trục , cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. Ky =1 - Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5...0,63 mm do đó theo bảng 10.8 es và et - Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi , trị số cho trong bảng 10.10 Ks và Kt - Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn , trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất. Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi có thể tra trực tiếp tỉ số Ks/es và Kt/et trong bảng 10.11. Vậy theo bảng 10.10 tra được hệ số kích thước es và et ứng với đường kính của tiết diện nguy hiểm , từ đó xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên các tiết diện này T.d D Ks es Ks/es Kt et Kt/et 22 45 2,26 0,72 3,14 2,22 0,77 2,88 32 60 1,76 0,785 2,242 1,54 0,745 2,067 Đồng thời theo bảng 10.11 , ứng với kiểu lắp đã chọn , sb và đường kính của tiết diện nguy hiểm này , trên cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn để tính toán. - Chọn lắp ghép : Các ổ lăn lắp trên trục theo k6 , lắp bánh răng , bánh vít ,đĩa xích, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then. Bảng tính các giá trị Ksdj và Ktdj T.D D Kx Ks/es Kt/et Ksd Ktd then Căng then Căng 10 25 1,60 - 2,06 - 1,64 2,12 1,7 13 32,47 1,06 - 2,06 - 1,64 2,12 1,7 22 45 1,18 3,14 2,82 2,88 2,09 3,32 3,06 20 50 1,18 - 3,45 - 2,57 3,63 2,75 23 87,5 1,18 - 3,45 - 2,57 3,63 2,75 32 60 1,06 2,242 2,52 2,067 2,03 2,58 2,13 31 55 1,06 - 2,52 - 2,03 2,58 2,09 - Tính toán hệ số an toàn Với smj = 0 và t =tmj =taj ta có hệ số an toàn được tính theo công thức Bảng tính hệ số an toàn t.d d Ksd Ktd sa t yt s-1 t-1 ssj stj s 10 25 2,12 1,7 4,38 1,9 0 262 152 68,2 47,06 24,19 13 32,47 2,12 1,7 5,45 0,87 0 262 152 22,68 102,77 22,15 22 45 3,32 3,06 2,88 6,42 0,05 420 245 43,93 12,27 11,82 20 50 3,63 2,75 2,23 0,86 0,05 420 245 51,88 101,07 46,22 23 87,5 3,63 2,75 3,4 0,16 0,05 420 245 34,05 546,88 33,96 32 60 2,58 2,13 6,72 7,88 0 262 152 15,11 9,06 7,77 31 55 2,58 2,09 26,55 10,22 0 262 152 3,82 7,12 3,37 Vậy tất cả các tiết diện đều thoả mãn về điều kiện bền mỏi s <[s]=2,5. 6. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh . Để dề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột ( chẳng hạn khi mở máy ) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh . Công thức kiểm nghiệm có dạng : std = <=[s] Trong đó : s = Mmax /(0,1.) (MPa) t = Tmax /(0,2.) (MPa) [s] = 0,8. sch (MPa) Bảng tính kiểm nghiệm độ bền tĩnh t.d d(mm) M T sch s t std [s] 10 25 6720 11689 450 4,3 3,74 7,78 360 13 32,47 18305 11689 450 5,35 1,71 6,12 360 22 45 10578 42300 400 1,16 2,32 4,18 320 20 50 27360 42300 400 2,19 1,69 3,28 320 23 87,5 223316 42300 400 3,33 0,32 3,38 320 32 60 142210 667800 450 6,58 15,46 27,57 360 31 55 433625 667800 450 26,06 20,07 43,45 360 Vậy các tiết diện của các trục thoả mãn về điều kiện bền tĩnh. phần V: Thiết kế gối đỡ trục I. Căn cứ vào tải trọng chọn sơ bộ loại ổ lăn. * Chọn loại ổ cho trục I: - Trục I có d10 = d11 = 25(mm) , các phản lực tại gối đỡ 0 và 1 là: Lực dọc trục tác dụng lên trục I : Fa = 180 (N) Do đó tỉ số: Fa/Fr = 180/221 = 0,81 < 1 Cho nên ta chọn ổ là loại ổ bi đỡ chặn Do trục I có vận tốc quay nhanh n=1420 v/p nên chọn ổ bi đỡ chặn có góc a = 260 * Chọn loại ổ cho trục II: - Trục II có d20 = d21 = 50 (mm) các phản lực tại các gối đỡ 0 và1 là: Lực dọc trục tác dụng lên trục II gồm có : Fz22 = 180 (N) và Fz23 = 3975 (N) cùng phương ngược chiều Do đó Fat = 3975 - 180 = 3795 (N) ta chọn ổ đũa côn * Chọn ổ cho trục III: - Trục III có d30 = d31 = 50(mm) các phản lực tại gối đỡ 0 và 1 là: Lực dọc trục tác dụng lên trục III là : Fa = 918(N) Do đó tỉ số : Fa/Fr = 918/2032= 0,45 > 0,3 do đó ta dùng ổ bi đỡ - chặn với góc tiếp xúc a = 120 II. Chọn cấp chính xác ổ lăn: Với hộp giảm tốc ta thường chọn cấp chính xác ổ bình thường ( cấp 0 ) có giá thành rẻ nhất. Cấp chính xác 0 Độ đảo hướng tâm, mm 20 Giá thành tương đối 1 III. Chọn kích thước ổ lăn: Kích thước ổ lăn được xác định theo 2 chỉ tiêu: Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ các bề mặt làm việc và khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư 1/ Chọn ổ theo khả năng tải động. Chọn kích thước ổ theo khả năng tải động Cd được tiến hành với các ổ có số vòng quay n ³ 10 vg/p. Khả năng tải động được tính theo công thức: L- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m - Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m = 3 với ổ bi,m=10/3 với ổ đũa Gọi Lh là tuổi thọ tính bằng giờ thì Lh = 106L/(60.n), với hộp giảm tốc ta nên dùng Lh = (10..25).103 giờ , Lh = 7.300.7=14700 (giờ) a. Chọn cho trục I. - Chọn sơ bộ ổ bi đỡ - chặn cỡ nhẹ hẹp kí hiệu: 36205 , có d=25 mm; c = 13,1 KN ; co = 9,24 KN ; a = 260 - Tính tải trọng động quy ước Q: Trục I ta dùng ổ bi đỡ chặn 1 dãy nên công thức tải trọng động quy ước Q tính theo công thức sau: Q = (X.V.Fr + Y.Fa)kt.kđ Trong đó: + Fr và Fa - là tải trọng hướng tâm và dọc trục , KN. + V - Là hệ số kể đến vòng nào quay ; vòng trong quay nên V = 1 + kt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ , kt =1 khi nhiệt độ q < 1050 +kđ - Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, cho trong bảng 11.3 trang 215. Tải trọng thay đổi, rung động nhẹ, hộp giảm tốc công suất nhỏ ta lấy kđ = 1.3. + X,Y- Hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục, - Với ổ bi đỡ - chặn góc tiếp xúc a = 260 ,theo bảng 11.4 ta có: e = 0,68 - Xác định lực dọc trục Fa: Khi xác định Q đối với ổ đỡ , lực dọc trục Fa là tổng lực dọc trục ngoài do các chi tiết quay (Bánh răng trụ răng nghiêng) truyền đến ổ . Đối với ổ đỡ chặn bên cạnh lực dọc trục này , trong ổ còn xuất hiện lực dọc trục Fs do lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ . Đối với ổ đỡ chặn ta có thể xác định trị số của Fs như sau: Fs10 = e.Fr10 =0,68.221= 150 (N) Fs11 = e.Fr11 = 0,68.459=312 (N) Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí ổ : SFa0 = Fs1 - Fat = 312-(-180) = 492(N) SFa1 = Fs0 + Fat = 150+(-180)= -30 (N) Vì SFa0 > Fs0 nên ta lấy Fa0 =SFa0 = 492 (N) SFa1 < Fs1 nên ta lấy Fa1 = Fs1= 312(N) ta có : i. Fa0 /v. Fr10 =1.492/1.221 = 2,226 >e i Fa1 /v. Fr11 =1.312/1.459 =0,68 = e theo bảng 11.4 có : xo =0,41 yo =0,87 x1 =1 y1 =0 Sau khi xác định được các đại lượng ta tính Q Q0 = (X.V.Fr0 + Y.Fa0)kt.kđ = (0,41.1.221 + 0,87.492).1.1,3=674 (N) Q1 = (X.V.Fr1 + Y.Fa1)kt.kđ = (1.1.459 + 0.312).1.1,3 = 597 (N) Như vậy cần tính cho ổ 0 vì chịu lực lớn hơn - Theo (11.3) tải trọng động tương đương là: Trong đó Li - Là thời hạn tính bằng triệu vòng quay tính ,khi chịu tải trọng Qi Li = 60.n.Lhi/106 Lhi - thời hạn , giờ, khi chịu tải trọng Qi m = 3 - Đối với ổ bi. (N) =0,641 (KN) Vậy theo công thức (11.1) khả năng tải động của ổ là: L = 60n10-6.Lh = 60.1420.10-6.14700= 1252 (triệu vòng) Cd = QE. = 0,641. = 6,909 (KN) < c = 13,1 KN Vậy dựa vào phụ lục 2.12 ta quyết định chọn ổ là ổ bi đỡ - chặn 1dãy cỡ nhẹ hẹp Kí hiệu d(mm) D(mm) B=T(mm) r (mm) r1(mm) C (kN) C0 (kN) 36205 25 52 15 1,5 0,5 13,1 9,24 - Kiểm tra theo khả năng tải tĩnhcủa ổ: Để tránh biến dạng dư và dính bề mặt tiếp xúc ta kiểm nghiệm điều kiện sau: Qt < C0 Trong đó : C0 =9,24 - Khả năng tải tĩnh , cho trong các bảng tiêu chuẩn đã tra ở trên Qt - Tải trọng tĩnh quy ước được tính như sau: Đối với ổ đỡ - chặn : Qt = X0.Fr + Y0 .Fa Với X0 =0,5 ,Y0 = 0,37 là hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục tra trong bảng (11.6) trang 221 sách tập I. Vậy : Qt = 0,5.221 + 0,37.492 = 292,54 N > Fr =221 N Qt = 0,29254 KN << C0 =9,24 KN Vậy khả năng tải tĩnh được thoả mãn. b. Chọn cho trục II. Hộp giảm tốc Bánh răng - Trục vít, do tải trọng dọc tục lớn , trên gối đỡ 1 ta lắp hai ổ đũa côn đối nhau để hạn chế trục di chuyển dọc trục về cả hai phía , còn trên gối đỡ 0 dùng ổ tuỳ động ( ổ bi đỡ một dãy ). - Chọn sơ bộ ổ: + ổ 0 là ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nhẹ, kí hiệu 210 có : d = 50 mm; c = 27,5 KN ; C0 = 20,02 KN +ổ 1 gồm hai ổ đũa côn cỡ nhẹ kí hiệu 7210 có : d = 50 mm ;C = 52,9 KN ; C0 = 40,6 KN ; a = 140 - Tính tải trọng động quy ước Q: + ổ đũa côn 1 dãy nên công thức tải trọng động quy ước Q tính theo công thức sau: Q = (X.V.Fr + Y.Fa)kt.kđ +ổ bi đỡ 1 dãy ta dùng công thức Q = V.Fr0 .kt.kđ Trong đó: + Fr và Fa - là tải trọng hướng tâm và dọc trục , KN. +V - Hệ số kể đến vòng nào quay . V=1 (Vòng trong quay) + kt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ , kt =1 khi nhiệt độ q < 1050 +kđ - Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, cho trong bảng 11.3 trang 215. Tải trọng thay đổi, rung động nhẹ, hộp giảm tốc công suất nhỏ ta lấy kđ = 1,3. + X,Y- Hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục - Xác định lực Với ổ đũa côn ta có : e = 1,5.tg(a) = 1,5 .tg(140 ) = 0,37 Fs11 = Fs12= 0,83.e.Fr11 =0,83.0,37.580 = 178 (N) - Xác định lực dọc trục Fa: Khi xác định Q đối với ổ đỡ , lực dọc trục Fa là tổng lực dọc trục ngoài do các chi tiết quay (Bánh răng trụ răng nghiêng, trục vít) truyền đến ổ . Đối với ổ đỡ chặn bên cạnh lực dọc trục này , trong ổ còn xuất hiện lực dọc trục Fs do lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ . Đối với ổ đũa côn ta có thể xác định trị số của Fa như sau: Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí ổ : SFa11 = Fs12 - Fat = 178 - (-3795) = 3973(N) SFa12 = Fs11 + Fat =178 + (-3795) = - 3617 (N) Vì SFa11 > Fs11 nên ta lấy Fa11 =SFa11 =3973 (N) SFa12 > Fs12 nên ta lấy Fa12 = SFa12 = 3617 (N) - Xác định X,Y : Tính tỉ số iFa11/V.Fr11 = 1.3973/1.580 = 6,85 > e iFa12/V.Fr12 = 1.3617/1.580 = 6,24 > e Nên tra bảng 11.4 (sách thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập I trang 215-216) ta được : X =0,4; Y = 0,4.cotg(a) = 0,4.cotg(140 ) = 1,6 Thay các giá trị ta có: Q0 = V.Fr0 .kt.kđ =1.1600.1.1,3 =2080 (N) Q11 = (X.V.Fr11 + Y.Fa11)kt.kđ = (0,4.1.580 + 1,6.3973).1.1,3 = 8565 (N) Q12 = (X.V.Fr12 + Y.Fa12)kt.kđ = (0,4.1.580 + 1,6.3617).1.1,3 = 7825 (N) Như vậy cần tính cho ổ 0 và ổ 11 vì chịu lực lớn hơn - Theo (11.3) tải trọng động tương đương là: Trong đó Li - Là thời hạn tính bằng triệu vòng quay tính ,khi chịu tải trọng Qi Li = 60.n.Lhi/106 Lhi - thời hạn , giờ, khi chịu tải trọng Qi m = 3 - Đối với ổ bi, m = 10/3 - Đối với ổ đũa. (N) (N) Vậy theo công thức (11.1) khả năng tải động của ổ là: L = 60n10-6.Lh = 60.392,916.10-6.14700 = 346,55 (triệu vòng) Cd0 = QE0. = 1978. = 13894 (N) = 13,894 KN < C = 27,5 KN Cd11 = QE11. = 8158. = 47153 (N) = 47,153 KN < C 52,9 KN Vậy điều kiện được thoả mãn , ta chọn ổ là + Với ổ bi đỡ ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nhẹ Kí hiệu d(mm) D(mm) B(mm) r(mm) C (kN) C0(kN) 210 50 90 20 2,0 27,5 20,20 + ổ đũa côn ổ đũa côn 1 dãy cỡ nhẹ Kí hiệu d mm D1 mm D mm B mm C1 mm T mm r mm r1 mm a mm a (0) C kN C0 KN 7210 50 90 95 20 17 21,75 2,0 0,8 4 14,0 52,9 40,6 -Kiểm tra theo khả năng tải tĩnhcủa ổ: Để tránh biến dạng dư và dính bề mặt tiếp xúc ta kiểm nghiệm điều kiện sau: Qt < C0 Trong đó : Qt - Tải trọng tĩnh quy ước được tính như sau: +Đối với ổ bi đỡ : Qt0 = X0.Fr0 =0,6.1600 = 960 (N) < Fr0 Qt0 = Fr0 =1600 (N) = 1,6 KN << C0 =20,20 KN + Đối với ổ đũa côn : Qt11 = X0.Fr11 + Y0 . Fa11 =0,6.580 + 0,5.3973 = 2335 (N) Qt11 > Fr11 => Qt11 =2335 (N) = 2,335 KN << C0 =40,6 KN Với X0 =0,6 ;Y0 = 0,5 - là hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục tra trong bảng (11.6) trang 221 sách tập I. Vậy các ổ đèu thoả mãn điều kiện tải tĩnh. c. Chọn cho trục III. - Chọn sơ bộ ổ đũa côn cỡ nhẹ , kí hiệu 7211 có : d = 55 mm; C = 57,9 KN; C0 = 46,1 KN ; a = 15,330 - Tính tải trọng động quy ước Q: Trục III ta dùng ổ bi đỡ - chặn 1 dãy nên công thức tải trọng động quy ước Q tính theo công thức sau: Q = (X.V.Fr + Y.Fa)kt.kđ Trong đó: + Fr và Fa - là tải trọng hướng tâm và dọc trục , KN. +V - Hệ số kể đến vòng nào quay . V=1 (Vòng trong quay) + kt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ , kt =1 khi nhiệt độ q < 1050 +kđ - Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, cho trong bảng 11.3 trang 215. Tải trọng thay đổi, rung động nhẹ, hộp giảm tốc công suất nhỏ ta lấy kđ = 1,3. + X,Y- Hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục Với ổ đũa côn ta có : e = 1,5.tg(a) = 1,5 .tg(15,330 ) = 0,41 Fs30 = 0,83.e.Fr30 =0,83.0,41.2023 =691 (N) Fs31=0,83.e.Fr31 =0,83.0,4.11200 = 3811 (N) - Xác định lực dọc trục Fa: Khi xác định Q đối với ổ đỡ , lực dọc trục Fa là tổng lực dọc trục ngoài do các chi tiết quay (Bánh răng trụ răng nghiêng) truyền đến ổ . Đối với ổ đỡ chặn bên cạnh lực dọc trục này , trong ổ còn xuất hiện lực dọc trục Fs do lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ . Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí ổ : SFa0 = Fs1 - Fat = 3811-918 =2893 (N) SFa1 = Fs0 + Fat = 691 + 918 = 1609 (N) Vì SFa0 > Fs0 nên ta lấy Fa0 =SFa0 =2893 (N) SFa1 < Fs1 nên ta lấy Fa1 = Fs1 = 3811 (N) - Xác định X,Y : Tính tỉ số iFa0/V.Fr0 = 1.2893/1.2032 = 1,4 > e iFa1/V.Fr1 = 1.3811/1.11200 = 0,34 < e Nên tra bảng 11.4 (sách thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập I trang 215-216) ta được : X0 = 0,4 ; Y0 = 0,4.cotg(15,330 ) =1,46 Nên X1 = 1 ; Y1 = 0 Thay vào ta có : Q0 = (X.V.Fr0 + Y.Fa0)kt.kđ = (0,4.1.2032 + 1,46.2893).1.1,3 = 5037 (N) Q1 = (X.V.Fr1 + Y.Fa1)kt.kđ = (1.1.11200 + 0.3811).1.1,3 = 14560 (N) Như vậy cần tính cho ổ 1 vì chịu lực lớn hơn - Theo (11.3) tải trọng động tương đương là: Trong đó Li - Là thời hạn tính bằng triệu vòng quay tính ,khi chịu tải trọng Qi Li = 60.n.Lhi/106 Lhi - thời hạn , giờ, khi chịu tải trọng Qi m = 3 - Đối với ổ bi. (N) = 13,849 KN Vậy theo công thức (11.1) khả năng tải động của ổ là: L = 60n10-6.Lh = 60.16,372.10-6.14700 = 14,44 (triệu vòng) Cd = QE. = 13,489. = 33,72 KN <C = 57,9 KN Vậy dựa vào phụ lục 2.12 ta quyết định chọn ổ là ổ đũa côn 1 dãy cỡ nhẹ Kí hiệu d mm D1 mm D mm B mm C1 mm T mm r mm r1 mm a mm a (0) C kN C0 KN 7211 55 106 100 21 18 22,75 2,5 0,8 4,5 15,33 57,9 46,10 ổ bi trên có C = 57,9 kN thoả mãn điều kiện : C ³ Cd d = dngõng trục - Kiểm tra theo khả năng tải tĩnhcủa ổ: Để tránh biến dạng dư và dính bề mặt tiếp xúc ta kiểm nghiệm điều kiện sau: Qt < C0 Trong đó : C0 =46,10 KN - Khả năng tải tĩnh , cho trong các bảng tiêu chuẩn đã tra ở trên Qt - Tải trọng tĩnh quy ước được tính như sau: Đối với ổ đỡ - chặn Qt = X0.Fr + Y0 .Fa Với X0 = 0,5 ,Y0 = 0,22. cotg(15,330 ) = là hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục tra trong bảng (11.6) trang 221 sách tập I. Qt = 0,5.11200 + 0,8.3811 =8649 (N) < Fr =11200 (N) Qt = Fr =11200 (N) = 11,2 KN < C0 =46,10 KN Vậy điều kiện tải trọng tĩnh được thoả mãn. phần VI: thiết kế vỏ hộp giảm tốc I. Tính chọn khớp nối. Khớp nối gồm: nối trục , li hợp và li hợp tự động . Khớp nối là chi tiết tiêu chuẩn , và vậy trong thiết kế thường dựa vào mômen xoắn tính toán Tt , được xác định theo công thức sau : Tt = k.T Ê [T] Trong đó : T- Mômen xoắn danh nghĩa , k- Hệ số chế độ làm việc , phụ thuộc vào loại máy công tác , cho trong bảng 16-1 trang 58 sách thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập II. Tra bảng 16-1 đối với băng tải k = 1,2 nên Tt = k.T = 1,2.11689 = 14027(N.mm) Nối trục vòng đàn hồi có cấu tạo đơn giản , dễ chế tạo , dễ thay thế , làm việc tin cậy , do đó được sử dụng rộng rãi. Hình vẽ: Nối trục vòng đàn hồi Dựa vào mômen xoắn tính toán (Tt = 14,027 KN.mm) và đường kính trục (d = 20mm) và bảng 16.10a ta chọn kích thước của nối trục như sau: T Nm d mm D mm dm mm L mm l mm d1 mm D0 mm Z nmax B mm B1 mm l1 mm D3 mm l2 mm 31,5 20 90 36 104 50 36 63 4 6500 4 28 21 20 20 Kích thước của vòng đàn hồi(Bảng 16-10b) T,Nm d0 d1 D2 l l1 l2 l3 H 31,5 10 M8 15 42 20 10 15 1,5 - Sau khi chọn kích thước ta kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt theo công thức sau: + Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi: Từ bảng trên ta thay vào công thức tính ta được: + Điều kiện sức bền của chốt : Thay các giá trị vào công thức tính ta được : Trong đó: l0 = l1 + l3/2 =21 + 15/2 = 28,5(mm) [s]d - ứng suất dập cho phép của dòng cao su , có thể lấy bằng 2..4 MPa [s]u = 60..80 MPa ứng suất cho phép của chốt. II. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc . Chọn vỏ hộp giảm tốc dạng đúc . Hộp giảm tốc dạng đúc có nhiều dạng khác nhau , song chúng đều có chung nhiệm vụ: bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết máy , bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn , bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi . Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ Vật liệu phổ biến là gang xám GX15-32 1. Chọn bề mặt ghép nắp và thân . Theo đầu bài ra đối với hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trục vít để cho việc lắp ghép thuận tiện ta chọn mặt ghép nắp với thân là bề mặt đi qua trục bánh vít . 2. Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp. Hình dạng thân và nắp chủ yếu được xác định bởi số lượng và kích thước của bánh răng , vị trí mặt lắp ghép và sự phân bố của trục trong hộp, đồng thời còn phụ thuộc vào chỉ tiêu kinh tế , độ bền độ cứng. Bảng quan hệ kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày : Thân hộp ,d Nắp hộp ,d1 d = 0,03.a + 3 = 0,03.210 +3 = 9,3 mm Chọn d = 10 d1 = 0,9. d = 0,9.10 = 9 mm chọn d1=9 Đường kính: Bu lông nền , d1 Bu lông cạnh ổ , d2 Bu lông ghép nắp và thân d3 Vít ghép nắp ổ d4 Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d1> 0,04a + 10 = 0,04.210 + 10 = 18,4 lấy d1 =20 mm d2 = (0,7..0,8)d1 = (14..16) lấy d2= 16 d3 = (0,8..0,9)d2 = 12,5...14,4 lấy d3=14 d4 = (0,6..0,7)d2 = 9,6..11,2lấy d4 = 10 d5 = (0,5..0,6)d2 = 8..9,6lấy d5 = 8 Mặt bích ghép nắp và thân Chiều dày bích thân hộp, s3 Chiều dày bích nắp hộp, s4 Chiều rộng bích nắp và thân, K3 S3 = (1,4...1,8)d3 =19,6...25,2lấy S3 = 24 S4 = (0,9..1)S3 =21,6...24 lấy S4 =24 K3 = K2 - (3..5)mm = 50 - 4 = 46 mm Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D3,D2 Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ:K2 Tâm bu lông cạnh ổ : E2 và C ( k là khoảng cách từ tâm bu lông đến mép lỗ) -Với ổ trên trục I: Tra bảng 18.2 D = 52 nên D2 = 65; D3 = 80 ,D4 = 42, h = 8 ,d4 = M6 ,Z =4 -Trục II : D = 90 tra bảng 18.2 D2 = 110, D3 = 135, D4 = 85, h = 12, d4 = M8, Z = 4 - Trục III: D = 100 tra bảng 18.2 D2 = 120, D3 = 150, D4 = 90, h = 12, d4 = M10, Z = 6 K2 = E2 + R2 + (3..5)mm = 50 mm lấy K2 =50 mm E2 = 1,6d2 = 1,6.16 = 25,6 và R2 = 1,3.d2= 1,3.16 = 20,8 C = D3 /2 Mặt đế hộp : Chiều dày khi không có phần lồi S1 Bề rộng mặt đế hộp , K1 và q S1 = (1,3..1,5)d1 = 26...30 lấy S1 = 28 K1 = 3.d1 = 3.20 = 60 và q³ K1+2.d = 80 lấy q = 80 Khe hở giữa các chi tiết : Giữa bánh răng với thành trong hộp zGiữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp D ³ (1..1,2) d = 10...12 chọn D = 10 D1 ³ (3..5)d = 30 ...50 chọn D1 =40 Số lượng bu lông nền Z = (L+B)/(200..300) = 3,016..2,04 chọn Z= 4 L = 396,75 ;B = 215,47 Khi chọn kết cấu vỏ hộp giảm tốc cần chú ý những yếu tố sau đây: a> Khe hở D giữa bề mặt gia công của chi tiết quay và bề mặt không gia công của hộp phải lớn tổng sai số về độ không chính xác của vị trí các vách đúc cũng như độ sóng của mấp mô bề mặt tiếp đúc . Tuy nhiên khe hở có thể chọn tăng lên theo điều kiện kết cấu b> Khe hở D1 từ đỉnh bánh răng đến đáy hộp cần thoả mãn yêu cầu sau: - Đủ lớn để khi bánh răng quay chất bẩn và sản phẩm mài mòn đã lắng xuống đáy hộp không bị khuấy lên. D1 được xác định như trong bảng. - Cần tạo đủ lượng dầu bôi trơn cần thiết .(0,4...0,8 lít) cho công suất truyền 1 kW c> Bề mặt lắp ghép nắp và thân Nắp và thân được ghép bằng bu lông . Chiều dày mặt bích S và S1 được chọn theo điều kiện đảm bảo đủ độ cứng . Bề rộng mặt bích K3 phải đủ rộng để khi xiết chặt có thể xoay chìa vặn một góc lớn hơn 600 - Các kích thước của các chi tiết ghép tham khảo phụ lục P3.4 đến P3.7 Kích thước đầu bu lông và đai ốc.(P 3.4) d (mm) Đầu bu lông Đai ốc thường S D h S D H d1 = 20(Bu lông nền) d2 = 16(Bu lông cạnh ổ) d3 = 14 ( Bu lông ghép thân và nắp hộp) 30 24 21 33,6 26,8 23,9 13 10 9 30 24 21 33,6 26,8 23,9 16 13 11,5 Kích thước đệm vênh (P3.6) Đường kính bu lông hoặc vít d Đệm vênh Cỡ trung bình S =B d1 =20 (Bu lông nền) d2 =16 (Bu lông cạnh ổ) d3 = 14 (Bu lông ghép thân và nắp hộp) d5 = 8 (vít ghép nắp cửa thăm) d4 = 6 (Vít ghép nắp ổ trục I) d4 = 8 (Vít ghép nắp ổ trục II) d4 = 10 (Vít ghép nắp ổ trục III) 14,25 8,2 6,1 8,2 10,2 3,25 2 1,4 2 2,5 - Mặt chân đế không nên làm phẳng ở đây ta làm hai dãy lồi song song nhằm giảm tiêu hao vật liệu , giảm thời gian gia công và tạo khả năng lưu thông khí qua đáy hộp để thoát nhiệt tốt hơn. (dạng như hình vẽ) d> Gối trục trên vỏ hộp Gối trục cần đảm bảo độ cứng vững để không ảnh hưởng đến sự làm việc của ổ. Đường kính ngoài của gối trục (D3) được chọn theo đường kính nắp ổ hoặc tra trong bảng 18-2 trang 88 sách giáo trình thiết kế chi tiết máy tập II. e> Kết cấu gối đỡ trong lòng hộp. Đối với gối đỡ trong lòng hộp giảm tốc ta chọn dạng kết cấu chữ T với chiều dày d2= (0,6...0,8)d = 6...8chọn d2 = 7 mm 3. Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp. a> Bu lông móc vòng Dùng để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc . Móc vòng được làm trên nắp . Kích thước móc vòng được xác định như sau: Chiều dày vòng móc : S = (2..3)d = 20 ...30 Chọn S = 30 Đường kính d = (3..4)d = 30...40 chọn d = 30 b> Chốt định vị: Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép ta dùng 2 chốt định vị là chốt hình côn được lắp vào lỗ theo kiểu lắp chặt . Tra bảng 18-4b ta được kích thước của chốt côn . Hình dạng và kích thước của chốt hình trục. 1:50 3,2 d c l 8 1,2 25...140 chọn l = 60 c> Cửa thăm Để kiểm tra , quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp , trên đỉnh hộp có làm cửa thăm . Cửa thăm được đậy bằng nắp . Trên nắp có nút thông hơi . Kích thước được chọn theo kết cấu hộp giả tốc A1 B1 C K R Vít Số lượng 120 90 112,83 74,45 10 M8x22 4 d> Nút thông hơi. Khi làm việc , nhiệt độ trong hộp tăng lên . Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp , người ta sử dụng nút thông hơi . Nút thông hơi được lắp trên cửa thăm. Hình dạng và kích thước của nút thông hơi được tra trong bảng 18-6 A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27 x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 e> Nút tháo dầu: Sau một thời gian làm việc dầu bôi trơn bị bẩn (di bụi bặm và do hạt mài) hoặc bị biến chất do đó cần thay dầu mới . Để tháo dầu cũ đáy hộp có lỗ tháo dầu . Lúc làm việc , lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu. Kết cấu kích thước của nút tháo dầu cho trong bảng 18-7 đối với nút tháo dầu hình trụ , hình 18-8 đối với nút tháo dầu hình côn . Ta chọn nút tháo dầu hình trụ . d b m f L c q D S D0 M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4 f> Kiểm tra mức dầu: Theo tính toán vận tôc bánh răng nhỏ hơn 12 (m/s) và vận tốc của trục vít cũng nhỏ hơn 10 (m/s) do đó bánh răng và trục vít được ngâm trong dầu . Chiều cao mức dầu trong hộp được kiểm tra bằng que thăm dầu. Kích thước của que thăm dầu như hình vẽ , que thăm dầu thường có vỏ bọc bên ngoài để tạo điều kiện cho việc kiểm tra dễ dàng. 4. Bôi trơn hộp giảm tốc. a > Chọn phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc . - Vận tốc vòng của bánh răng trên trục II , và của trục vít là : VBR = 120,5.10-3.3,14.n2/2.30 = 120,5.3,14.392,916.10-3/2.30 = 2,479 < 12(m/s) VTV = 101,5.10-3.3,14.n2/2.30 = 1,749(m/s) < 10(m/s) Với vận tốc vòng nhỏ ta chọn phương pháp bôi trơn là ngâm dầu. Do trục vít đặt dưới nên mức dầu ngập ren trục vít nhưng không vượt quá đường ngang tâm con lăn dưới cùng , ở đây ta phải dùng thêm vòng vung dầu trên trục vít do đường kính chân trục vít là 70,7 mm đường kính d1 của ổ là 95 mm nên không ngâm hết chiều cao ren trục vít. Đối với bánh răng chiều sâu ngâm dầu là 1/4 bán kính bánh răng cấp chậm. b> Chọn dầu bôi trơn. Từ vận tốc vòng của bánh răng , vật liệu chế tạo bánh răng ta tiến hành tra bảng (18-11),(18-12 đối với trục vít) chọn độ nhớt để bôi trơn. Sau đó tra bảng 18-13 để chọn dầu thích hợp. Chi tiết Vật liệu Vận tốc Độ nhớt Dầu bôi trơn Bánh răng Thép 2,479 (Vtốc vòng) 186(11)/16(2) Dầu ôtô máy kéoAK-10 Trục vít Thép 1,75 (Vtốc trượt) 165(30)/24(3,43) Dầu ôtô máy kéo AK-15 phần VII: Dung sai lắp ghép I. Chọn cấp chính xác: ỉng với mỗi cấp chính xác có một miền dung sai xác định. Chẳng hạn với các kích tước từ 1 đến 500 mm, cấp chính xác 6 , có 11 miền dung sai của trục , trong khi đó đối với các cấp chính xác khác , số miền dung sai của lỗ và trục ít hơn. Khi chọn cấp chính xác , người thiết kế cần xuất phát từ yêu cầu sử dụng của chi tiết và khả năng công nghệ để chọn cho phù hợp , cao quá sẽ làm tăng chi phí chế tạo , thấp quá sẽ không đảm bảo yêu cầu sử dụng . Có thể tham khảo bảng 20.1 để chọn cấp chính xác phụ thuộc phương pháp gia công. Vì gia công lỗ phức tạp hơn gia công trục , dô đó nên chọn độ chính xác gia công thấp hơn ( thường là thấp hơn 1 cáp và không quá 2 cấp ) so với độ chính xác gia công trục. II. Chọn kiểu lắp và dung sai lắp ghép : 1.Các chi tiết quay lắp với trục và vỏ hộp Chọn lắp ghép theo tiêu chuẩnbằng cách phối hợp các miền dung sai khác nhau của lỗ và trục với cùng một cấp chính xác hoặc với các cấp chính xác khác nhau,nhưng cần cố gắng chọn các kiểu lắp ưu tiên.Lắp ghép có thể thực hiện theo hệ thống lỗ hoặc hệ thống trục. Bảng chọn lắp ghép và dung sai. S.T.T Tên mối ghép Kiểu lắp Sai lệch Ghi chú Khớp nối với trục I Φ20 +21/0 0/-13 Trục I ổ lăn với trục I Φ25k6 +15/+2 ổ lăn với vỏ hộp Φ52 H7 +30/0 Bạc chặn với trục I Φ23 Φ25 +53/+20 +12/+2 +21/0 lắp cùng đoạn trục với ổ lăn 0/-13 Bánh răng với trục II Φ40 +25/0 +18/+2 Trục II Bạc chặn với trục II Φ45 +64/+25 +18/+2 ổ lăn với trục II Φ40 k6 +18/+2 ổ lăn với vỏ hộp Φ90 H7 +30/0 ổ lăn với trục III Φ55 k6 +21/+2 ổ lăn với vỏ hộp Φ100 H7 +35/0 Trục III Bánh vít với trục III Φ60 +30/0 +39/+20 Bạc chặn với trục III Φ55 +76/+30 lắp cùng đoạn trục với ổ lăn +21/+2 Đĩa xích với trục III Φ48 +25/0 +18/+2 2.Dung sai và lắp ghép then : Chọn kiểu lắp cho then bằng tuỳ thuộc vào đặc tính của mối ghép ( ghép có độ hở, ghép trung gian , ghép có độ dôi ) và quy mô sản xuất ( đơn chiếc , hàng loạt và hàng loạt lớn ). Theo bảng 20.5 và 20.6 ta có giá trị sai lệch giới hạn của chiều rộng b , chiều cao h và chiều dài then cũng như sai lệch gới hạn của chiều rộng rãnh then trên trục và trên bạc được liệt kê trong bảng sau : Bảng dung sai và lắp ghép mối ghép then. kích thước tiết diện then b - h sai lệch gới hạn của chiều rộng rãnh then (mm) chiều sâu rãnh then trên trục N9 trên bạc j9 trên trục t trên bạc t t sai lệch t sai lệch 12 – 8 0 0,002 5,0 +0,2 3,3 +0,2 18 - 11 - 0,043 0,002 7,0 +0,2 4,4 +0,2 3. Dung sai hình dáng và vị trí bề mặt. Sai lệch hình dáng và vị trí bề mặt có ảnh hưởng quan trọng đến chất lượng và độ tin cậy làm việc của chi tiết máy. Sai lệch hình dáng và vị trí bề mặt làm giảm độ cứng tiếp xúc của chi tiết , làm thay đổi đặc tính lắp ghép đã chọn, gây ra va đập mép, biến dạng dẻo, làm tăng nguy hiểm về dính và mòn cục bộ. Sai hình dáng và vị trí là một trinh những nguyên nhân quan trọng làm cho ải trọng phân bố không đều trên các đường tiếp xúc của bánh răng ăn khớp. Độ đảo mặt mút của vai trục tại chỗ lắp ổ lăn và cốc lót cũng như độ không vuông góc của mặt mút gối đỡ ổ lăn so với đường tâm lỗ ổ làm lệch các vòng ổ. Độ không đồng trục của của các lỗ lắp ghép là nguyên nhân gây nên các va đập mép ở ổ đũa. Ngoài ra, các sai lệch hình dáng và vị trí bề mặt còn gây sự chuyển động không đều, làm xuất hiện tải trọng động phụ và làm giảm độ chính xác động học chẳng hạn đối với bộ truyền bánh răng. Vì vậy, trong thiết kế và chế tạo cần hạn chế độ không chính xác của hình dáng và vị trí bề mặt. Có nhiều loại sai lệch hình dáng và vị trí bề mặt, người thiết kế cần phân tích điều kiện làm việc cụ thể mà chọn dạng và trị số sai lệch hình dáng và vị trí bề mặt cho phù hợp. ********************************* Tài liệu tham khảo 1 . Tính toán thiết kế hệ dẫn độnh cơ khí (tập1 , tập2) - trịnh chất ,lê văn uyển 2 . Chi tiết máy (tập 1 , tập 2) - gs,ts nguyễn trọnh hiệp 3 . Dung sai lắp ghép - ninh đức tốn