Đề tài Thiết kế cơ cấu truyền động của băng tải

YÊU CẦU BÀI TỐN THIẾT KẾ CƠ CẤU TRUYỀN ĐỘNG CỦA BĂNG TẢI Nhu cầu phục vụ của nhà may thức ăn gia xúc,cần một băng tảiđể chuyển hàng.các yêu cầu như sau: Dài L = 7300(mm ) Bề rộng băng W = 400 (mm) Tải trọng cho phép 35kg/m Tổng tải trọng cho phép 182,5kg Tốc độ băng tải 30m/phút Năng suất 45000 kg/giờ PHẦN CHUNG ĐƯA RA CÁC PHƯƠNG ÁN VÀ TÍNH TỐN CÔNG SUẤT SUẤT SUẤT TRÊN TRỤC DẪN CỦA BĂNG TẢI I) CÁC PHƯƠNG ÁN PHƯƠNG ÁN 1 Hộp giảm tốc khai triển sử dụng bộ truyền ngồi xích Ưu điểm: Kết cấu đơn giản.Sử dụng truyền xích thì không có hiện tượng trượt khi truyển động hiệu xuất cao hơn so với truyền đai, không đòi hỏi phải căng xích ,có thể làm việc khi có tải đột ngột.Kích thước nhỏ gọn hơn bộ truỵền đai nếu có cùng công suất .Tỉ số truyền của hộp giảm tốc từ 8 -40 .Có nhều ưu điểm nên ngày nay vẫn còn được sử dụng rộng rãi Nhược :Bánh răng bố trí không đối xứng trên trục nên tải trọng phân bố không đều trên các ổ .kích thước thường to hơn các loại hộp giảm tốc khác khi thực hiện cùg chức năng.Mắt xích dễ bị mòn,gây tải trọng động phụ,ồn khi làm việc PHƯƠNG ÁN 2 Hộp giảm tốc khai triển bộ truyền ngồi là đai Ưu điểm:kết cấu đơn giản Xử dụng truyền đai nên co thểâ giữ động cơ xa hộp giảm tốc, làm việc êm không ồn ,có thể truyền với vận tốc lớn .Kết cấu vận hành đơn giản Tỉ số truyền của hộp giảm tốc từ 8 -40 Nhược :Tải trọng phân bố không đều trên trục.Kích thước bộ truyền lớn,tỉ số truyền khi làm việc dễ bị thay đổi,tải trọng tác dụng lên trục và ổ lớn tuổi thọ thấp PHƯƠNG ÁN 3 Hộp giảm tớc hai cấp đồng trục sử dụng bộ truyền ngồi là đai Ưu điểm:Tải trọng phân bố đều trên các trục, bánh răng bố trí đối xứng nên sự tập trung ưng xuất ít ,mômen xoắn tại các tiết diện nguy hiểm giảm còn một nửa Kích thước chiều dài giảmtrọng lượng cũng giảm.Sử dụng truyền xich nên không có hiện tượng trượt như truyền đai ,hiệu suất cao Nhược :Có bề rộng lớn ,cấu tạo các bộ phận phức tạp,số lượng chi tiết tăng.Khả năng tải cấp nhanh chưa dùng hết,có ổ đỡ bên trong vỏ hộp,trục trung gian lớn.Mắt xích dễ bị mòn và ồn khi làm việc PHƯƠNG ÁN 4 Hộp giảm tốc hai cấp đồng trục sử dụng bộ truyền ngồi xích Ưu điểm :Kích thước chiều dài nhỏ,giảm được trọng lượng của hộp giảm tốc .Làm việc êm không ồn Nhược :Khả năng tải nhanh chưa dùng hết,hạn chế chọn phương án ,kêt cấu ổ phức tạp có ổ đỡ bên trong vỏ hộp,khó bôi trơn,kích thươc chiều rộng hộp giảm tốc lớn.Có thể trượt do truyền động bằng đai ,tỉ số truỵền thay đổi PHƯƠNG ÁN 5 Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi sử dụg bộ truyền ngồi la øxích Ưu điểm: Tải trọng phân bố đều,sử dũng hết khả năng tải ,bánh răng bố trí đối xứng nen sự tập trung úng suất giảm momen xoắn trên các trục trung gian giảm.Không có hiện tượng trươt như truyền đai Nhược :Có bề rộng lớn cấu tạo các bộ phận phức tạp,số lượng các chi tiết và khối lượng gia công tăng.Làm việc ồn do có truyền động bằng xích,mắt xích dễ bị mòn PHƯƠNG ÁN 6 Hộp giảm tốc hai cấp phân đôi sử dụng bộ truyền ngồi là đai Ưu điểm:Tải trọng phân bố đều trên các trục ,bánh răng bố trí đối xứng nên sự tập trung ứng suất ít ,mômen xoằn tại các tiết diễn nguy hiểm giảm làm viện không ồn có thể truyền vận tốc lớn Nhược :Có bề rộng hộp giảm tốc lớn,cấu tạo phức tạp,số lượng chitiết tăng.Dễ bị trượt do truyền động bằng đai nên tỉ số truyền thay đổi,tuổi thọ thấp PHƯƠNG ÁN 7 Hộp giảm tốc hai cấp sử bánh rămg côn trụ sử dụng truyền ngồi là đai Ưu điểm:Truyền được momen xoắn vàchuyển động quay giữa các trục giao nhau.Sử dụng bộ truyền ngồi bằng đai nên làm việc êm hơn .Với tỉ số truyền của hộp giảm tốc là 8 -15 Nhược : Giá thành chế tạo đắt ,lắp ghép khó khăn,khối lượng và kích thước lớn hơn so với việc sử dụng bánh răng trụ PHƯƠNG ÁN 8 Hộp giảm tốc hai cấp bánh răng côn trụ sử dụng bộ truyền ngồi xích Ưu điểm:Truyền được momen xoắn vàchuyển động quay giữa các trục giao nhau .Có truyền động bằng xích nên tỉ số truyền cao hơn truyền động bằng đai và có thể làm việc được khi có quá tải .Tỉ số truyền của hộp giam3 tốc từ 8-15 Nhược : Giá thành chế tạo đắt ,lắp ghép khó khăn,khối lượng và kích thước lớn hơn so với việc sử dụng bánh răng tru ï .Sử dụng truyền xích nên mắt xích dể bị mòn ,ồn khi làm việc II) TÍNH TỐN CÔNG SUẤT TRÊN TRỤC DẪN CỦA BĂNG TẢI 1.Lực cản trong băng có tải và không tải W12=(q.cosβ+q1’)LW-qLsinβ W34=[(q+qb)cosβ+q1]LW+(q+qb)Lsinβ Trọng lượng trên một mét chiều dài băng qb=128N/m *ql’,ql:trọng lượng phần quay của các con lăng đở trên một mét chiều dài nhánh tải và không tải ql’=9,81.m/lo=9,81.10/3=32,7N/m ql’=9,81.m/lc=9,81.10/1,3=75,5N/m với m:khối lượng của các con lăn lo,lc: khỗng cách giữa các con lăngđở trên nhánh tải và nhánh không tải *q: trọng lương một mét chiều dài dòng vật liệuvận chuyển trên băng tải(N/m) q=25.9,81=245(N/m) *L chiều dài băng tải,L=7,3 m *Bo bề rộng băng tải Bo=0.4 m *W là hệ số cản chuyển động của băng trên con lăng chọn W=1,2 thay số: W12=(128.cos16+32,7).1,2.7,3 - 128.7,3.sin16=1107 N/m W34=[(245+128)+75,5].1,2.7,3+9128+245).7,3.sin16=4679 N/m 2.Lực căng băng ở nhánh nhả và nhánh cuốn của tang dẫn Ta có: S4=k2(S1+W12)+W34 S4=S1.e Ta chọn loại tang dẩn làmbăng thép,điều kiện làm việc là xưởng khô,góc ôm 180 Tra bảng 3.3 được e=2,56 Chọn k2=1,05 Thay số S4=1,05(S1+1107)+4679 S4=2,56.S1 Ta được:S4=9903N,S1=3868N 3.Số lớp vải cần thiết để tạo băng tải Z=1,1.Smax.k1/Bo.σ Vì Bo=0,4ÞK1=10 Smax=S4=9903N chọn σ=1100 N/cm Z=1,1.9903.10/40.1100=2,5 lớp Vậy chọn Z=3 để đảm bảoyêu cầu bền 4.Chiều dài tang dẫn L=Bo+100=400+100=500 mm *Đường kính tang dẩn Dtd = (120-150)Z Dtd = 360 mm *Đường kính tang cuối Dtc = 100.Z = 300 mm 5. Các thông số của trục tang dẫn Số vòng Nlv=60000.V/pD=60000.0,5/3,14.360=26,5 vòng/phút làm việc Công suất trên trục tang dẫn Ntd=W.vt.K/1000 W=S4-S1=9903-3868=6035N K=1,1-1,5 Chọn K=1,1 vt=0,5 m/s ntd=6035.0,5.1,1/1000=3,3KW PHẦN TÍNH TỐN RIÊNG LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN VÀ TÍNH TỐN CHI TIẾT MÁY SINH VIÊN THỰC HIỆN : NGUYỄN ĐỨC TÍNH PHẦN MỘT CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN I) CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN Số vòng quay của băng tải : nlv =26,5 vòng /phút Công suất trên trục dẫn của băng tải:Ptd =3,3 kw Với:Hiệu suất của một cặp bánh răng trong hộp giảm tốc:hbr=0,97 Hiệu suât của bộ truyền đai:hđ=0,96 Hiệu suất của một cặp ổ lăn: hol=0,99 Hiệụ suất của khớp nối : hk=0,99 Þ h=0,972.0,96.0,994.0,99=0,859 Þ= = 3,84 kW Theo phương pháp bôi trơn ta chọn uh = 10 Theo tiêu chuẩn chọn ud = 2,5 Þ ut = ud uh = 25 Þ Số vòng quay sơ bộ trên trục dẫn của động cơ: nsb = 25.26,5= 662,5 (vòng/phút) Ta chọn động cơ có số vòng đồng bộ nđb = 750 vòng/phút Công suất của động cơ:4KW(4A132S8Y3) Sồ vòng quay của động cơ nđc =720 vòng /phút II ) PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN ut = Chọn uđ = 2,5Þ uh=10,87 chọn u1 =3,83 Þu2 =2,84 Ta có số vòng quay của các trục: n1 = vòng/phút n2 = vòng/phút n3 =vòng/phút Công suất trên các trục: P3 = P2 = P1 = Mômen xoắn trên các trục: T1 = T2 = T3 = Tđc = Bảng thông số kỹ thuật Thông số Trục Động cơ 1 2 3 Tỉ số truyền 2,5 3,83 2,84 Công suất(KW) 4 3,651 3,506 3,367 Số vòng quay n 720 288 75,2 26,5 Mômen T 530055,6 121066,2 445243,4 1213390,6 PHẦN HAI TÍNH TỐN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY I TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN ĐAI: Chọn đai vải đai cao su: với đặc tính bền, dẻo,ít bị ảnh hưởng của độ ẩm và sự thay đổi của nhiệt độ ,đai vải đai cao su được dùng khá rộng rãi Thông số bộ truyền: Đường kính bánh nhỏ: d1 = (5,2 … 6,4). = (5,2… 6,4) =(195…240) mm chọn d1 =200mm (theo tiêu chuẩn) d2 =d1.uđ.(1-) với bộ truyền nhanh lấy =0,01 Þd2 =200.2,5(1-0,01) =495 mm chọn d2 =500( theo tiêu chuẩn) Tính lại uđ = Khoảng cách trục a(1,5...2)(d1 +d2) =(1,5...2)(500+200) = 1050...1400 lấy a =1100mm Chiều dài đai L =2.a + Lấy L=3500 mm Góc ôm đai a =180 -=164,450 Lực vòng Ft = với v=m/s Ft = Ứng suất có ích cho phép [sF] =[sF]0.Ca.Cv.C0 Ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệm : [sF]0 =k1 - k2 Với đai vải đai cao su chọn Bộ truyền đạt gần như thẳng đứng s0 =1,6Þk1 =2,3; k2 =9 Þ[sF]0 =2,3 -=2,075 Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm đai a1:Ca Với a =164,450 ta lấy Ca =,9534 Hệ số kể đến ảnh hưởng của lực ly tâm ,đến độ nhám của đai trên bánh đai: Cv =1-kv(0,01v2 -1) kv =0,04; v=7,536m/s ÞCv = 1,0173 Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền trong không gian và phương pháp căng đai C0 =0,9 [sF] = 2,075.0,9534.1,0173.0,9 =1,8113MPa Tiết diện đai A =b.d = ; Þd=5 b = Lấy theo tiêu chuẩn b = 71mm Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục: F0 = s0 d.b =1,6.5.71 =568N Lực tác dụng lên trục F1 = 2.F0 .sin =2.568.sin = 1125,6N II) TÍNH HỘP GIẢM TỐC Chọn vật liệu Với tải trọng trung bình bộ truyền làm việc êm,va đập ít,quá tải thấp.bánh nhỏ của răng làm việc nhiều hơn bánh lớn,do đó trong 2 cấp truyền ta chọn vật liệu chế tạo bánh nhỏ cứng hơn bánh lớn: Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB280 sb1 =850MPa sch1 =580MPa Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ cứng HB260 sb2 =850MPa sch2 =580MPa Xác định ứng xuất cho phép(tính sơ bộ) [sH] = Với =2.HB1 +70 =2.280+70 =630 MPa =2.HB2 + 70 =2.260+ 70 =590MPa = 1,8.HB1 = 1,8.280 =504Mpa = 1,8 .HB2 =1,8.260 =468Mpa Tra bảng 6.2 (TL 1) ta có SH = 1,1 Bộ truyền coi như chịu trải trọng tĩnh NHO =20.HB2,4 Từ đó ta có :NHO1=30.2802,4 =22,4.106 NNO2 =30.2602,4 =18,75.106 Bộ truyền làm việc 5 năm mỗi năm làm việc 300 ngày mỗi ngày 12 giờ Þ tå =19500 h n1 =288 vòng/phút Số lần ăn khớp trong một vòng quay c = 1 NHE =60.1.288.19500 =336,96.106 NHE > NHO1> NHO2 KHL= 1 Þ [sH]1 == = 572,73Mpa [sH]2 =Mpa NFE = NHE (Bộ truyền chịu tải trọng tĩnh) NFO =4.106 ;NFE >NFO Þ KFL =1 Bộ truyền quay một chiều Þ KFC =1 Tra bảng 6.2 ta có SF =1,75 [sF]1 =Mpa [sF]2 =Mpa ứng suất cho phép khi chịu quá tải [sH]1max =2,8sch1 =580.2,8 =1624MPa [sH]2max =2,8sch2 =2,8.580 =1624Mpa [sF]1max =0,8sch1 =0,8.580 =464 Mpa [sF]2max =0,8sch2 =0,8.580 =464 Mpa Tính bộ truyền cấp nhanh Koảng cách trục aw1 = Ka (u1 +1) Chọn y =0,3 (Bảng 6.6 –TL[1]) Bánh răng nghiêng Ka =43 ybd =0,53.yba (u1 + 1) =0,53.0,3.(3,83 +1) =0,768 Þ KHb =1,112(Tra bảng6.7 TL [1]) Þ aw1 =43.(3,83 +1) Xác địng môđun và góc nghiêng răng m =(0,01 ¸0,02)aw1=(0,01¸0,02)154 = 1,54…3,08 Chọn m =2 Chọn sơ bộ b1 =120 Z1 = Lấy Z1 = 31 răng Þ Z2 =u1. Z1 =3,83.31 =118,73 ta lấy Z2 =118 răng Tính lại b1 cosb1 = Þb1 =14,640 Tỉ số truyền thực u1 = Tính lại khoảng cách trục aw1 =0,5mm Kiệm nghiệm về độ bền tiếp xúc sH =ZM.ZH.Ze Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: ZM =274 (tra bảng 6.5 TL [1]) Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: ZH = bb - Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgbb =cosat .tgb1 = cos200.tg14,640 Þbb =13,790 ZH ==1,738 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Ze Với eb = >1 Þ Ze = Với Ze = Hệ số tải trọng khi tính vềtiếp xúc:KH KH =KHb.KHa.KHv KHb =1,112 KHa -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Với v1 = với dw1 = ZH = Þ v1 = Từ v1 tra bảng 6.13 TL[1] ta được cấp chính xác 9 Tra bảng 6.14 TL[1] ta có KHa =1,13 ;KFa =1,37 KHv = 1+ ZH = Hệ dố kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:KHv KHv = 1+ KH =KHb.KHaKHv=1,112.1,13.1,0087 =1,2675 sH=ZM.ZH.Ze =274.1,738.0,7686 =523Mpa sH < [sH ]2 =536,36Mpa chênh lệch này nhỏ nên ta thu chiều dầy răng : bw1 =46,2 a)Kiểm nghiệm về độ bền uốn Hệ số kể đế sự trùng khớp răng với Hệ số kể đến độ nghiêng của răng YF1 ,YF2 hệ số hình dạng của bánh răng 1và 2 Tra bảng 6.8 TL.[1] với hệ số dịch chỉnh x = 0 ta được YF1 =3,7577 ;YF2 =3,6 Hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF =KFb.KFaKFn KF b =1,2288 (tra bảng 6.7 TL[1] với ybd = 0,768) KFa -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp: KFa =1,37 KFn - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Þ KF = 1,2288.1,37.1,0195 = 1,7163 sF1 < [sF]1 =288 Mpa sF2 = sF2 < [sF]2 e)Kiểm nghiệm về độ quá tải Kqt =2,2 Þ sHmax < [sH]max =1624Mpa sFmax =sF1 .Kqt =139,68.2,2 = 307,3 < [s]Fmax =464Mpa f)Thông số hình học của cặp bánh răng cấp nhanh Khoảng cách trục aw1 =154mm Môdun m = 2 Góc nghiêng răng b1 = 14,640 Hệ số dịch chỉnh x1 =x2 = 0 Tỉ số truyền u1 =3,81 Đường kính vòng chia d1 =mm d2 = Đường kính đỉnh răng: da1 =d1 + 2.m =64,08 + 2.2 =68,08 mm da2 = d2 + 2.m =243,92 + 2.2 =247,92 mm Đường kính chân răng df1 =64,08 -2,5.m =64,08 -2,5.2 =59,08 mm df2 =243,92 -2,5.m =243,92 -2,5.2 =238,92 mm chiều rộng vành răng bw1 =44 Tính bộ truyền cấp chậm Koảng cách trục aw2 = Ka (u2 +1) Chọn y =0,5 (Bảng 6.6 –TL[1]) Þybd =0,53.yba (u2 + 1) =0,53.0,5(2,84 +1) =1,0176 Þ KHb =1,112 ;KFb =1,16528(Tra bảng6.7 TL [1]) Bánh răng nghiêng Ka =43Mpa1/3(Bảng 6.5 TL [1]) Þ aw1 =43.(2,84 +1) Lấy aw2 =274 mm Xác địng môđun và góc nghiêng răng m =(0,01 ¸0,02)aw2=(0,01¸0,02)174 = 1,74…3,46 Chọn m =2 Chọn sơ bộ b1 =120 Z3 = Lấy Z3=44 răng Þ Z4 =u2. Z3 =2,84.44 =124,96 ta lấy Z4 =125 răng Tính lại b2 cosb2 = Þb1 =13,770 Tỉ số truyền thực u1 = Tính lại khoảng cách trục aw2 =0,5mm Kiệm nghiệm về độ bền tiếp xúc sH =ZM.ZH.Ze Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: ZM =274 (tra bảng 6.5 TL [1]) Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: ZH = bb - Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tgbb =cosat .tgb2 = cos200.tg13,770 Þbb =12,970 ZH ==1,7413 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:Ze Với eb = >1 Þ Ze = Với Ze = Hệ số tải trọng khi tính ve àtiếp xúc:KH KH =KHb.KHa.KHv KHb =1,07264 KHa -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Với v2 = với dw3 = Þ v2 = Từ v1 tra bảng 6.13 TL[1] ta được cấp chính xác 9 Tra bảng 6.14 TL[1] ta có KHa =1,13;KFa =1,37 KHv = 1+ ZH = Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp:KHv KHv = 1+ KH =KHb.KHaKHv=1,07264.1,13.1,003 =1,21556 sH=ZM.ZH.Ze =274.1,71738.0,76 =512Mpa sH < [sH ]2 =536,36Mpa chênh lệch này nhỏ nên ta thu chiều dầy răng : bw1 =87 a)Kiểm nghiệm về độ bền uốn Hệ số kể đến sự trùng khớp răng với Hệ số kể đến độ nghiêng của răng YF3 ,YF4 hệ số hình dạng của bánh răng 3 và 4 Tra bảng 6.8 TL.[1] với hệ số dịch chỉnh x = 0 ta được YF3 =3,7577 ;YF4 =3,6 Hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF =KFb.KFaKFn KF b =1,15628 (tra bảng 6.7 TL[1] với ybd = 1,0176) KFa -Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp: KFa =1,37 KFn - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Þ KF = 1,16528.1,37.1,007 = 1,61 sF1 < [sF]1 =288 Mpa sF2 = sF2 < [sF]2 e)Kiểm nghiệm về độ quá tải Kqt =2,2 Þ sHmax < [sH]max =1624Mpa sFmax =sF1 .Kqt =188,25.2,2 = 414,15 < [s]Fmax =464Mpa f)Thông số hình học của cặp bánh răng cấp chậm Khoảng cách trục aw2 =174mm Môdun m = 2 Góc nghiêng răng b2 =13,770 Hệ số dịch chỉnh x3 =x4 =0 Tỉ số truyền u2 =2,841 Đường kính vòng chia d3 =mm d4 = Đường kính đỉnh răng: da3 =d3 + 2.m =90,6 + 2.2 =94,6 mm da4 = d4 + 2.m =257,4+ 2.2 =261,4 mm Đường kính chân răng df3 =d3 -2,5.m =90,6 -2,5.2 =85,6 mm df4 =d4 -2,5.m =257,4 -2,5.2 =252,4 mm Chiều rộng vành răng bw1 =80 mm Tính tốn điều kiện bôi trơn a)Kiểm nghiệm bôi trơn Từ các thông số của bánh răng vừa tính được ta kiểm nghiệm điều kiên bôi trơn Với h =2,5.m = 2,5.2 = 5 ta chọn công thức tính điều kiện bôi trơn với da4 = 261,4 mm ;da2 = 247,92mm Hệ thống thoả mãn điều kiện bôi trơn b)Tính mức dầu trong hộp giảm tốc Chiều cao ngâm dầu không vươt quá (0,75…2)h nhưng không nhỏ hơn 10 mm Do đó mức dầu thấp nhất trong hộp lấy khoảng 10 mm (tính từ đường kính đỉnh răng) Phần bánh răng ngâm trong dầu không vượt quá 1/3 bán kính vòng đỉnh Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax - hmin =(10…15)mm Mức dầu cao nhất khoảng 25 mm (tính từ đường kính đỉnh răng) III) TÍNH TRỤC Tải trọng tác dụng lên trục Trục 1: bao gồm lực căng của bộ truyền đai,lực do bánh răng truyền động Lực do truyền bánh răng nghiêng: Lựa dọc trục ,lực vòng ,lực hướng tâm Lực vòng Ft1 =N =Ft2 Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = Fa1=Ft1.tgb1 =3781,4.tg14,640 =978,8N Lực do bộ truyền đai:Ftđ = 830,2N Trục 2:lực do bộ truyền răng nghiêng :lực vòng , lực hướng tâm và lực dọc trục Lực vòng Ft4 =Ft3 = Lực dọc trục :Fa3 =Fa4 =Ft3.tgb2 = 9828,8.tg13,770 =2408.7N Lực hướng tâm :Fr4 =Fr3 =Ft4tgatw =9828,8tg200 =2408,7N Sử dụng khớp nối cứng D =260mm ÞPtkn = Frkn =16178(0,2...0,3) lấy Frkn=4000N Tính sơ bộ trục: dt1 [t]- ứng suất uốn cho phép lấy dt1= 35 mm dt2 lấy dt2 =45mm dt3mm lấy dt3 =60mm Xác định khoảng cách giữa gối đỡ và điểm đặt lực: Chiều dài mayơ bánh răng trụ lm1 =(1,2...1,5)dt1 = (1,2...1,5)35=42...52,5 Lấy lm1 =50mm lm2 =54mm lm3 =80mm lm4 =80mm Chiều dài nửa khớp nối :L =115mm k1-khoảng cách mặt mútchi tiết đến thành trong của hộp,lấy k1 =10mm k2 - khoảng cách mặt mút ổ đến thành trong của hộp, lấy k2 =7mm k3 – khoảng cách từ mặt mút chi tiết đến lắp ổ ,lấy k3 =15 mm hn – chiều cao lắp ổ và đầu bu lông, lấy hn =18 mm l22 = 0,5(lm22 +b0) + k1 +k2 l22 = 0,5(54+21) +10 +7 =54,5mm khoảng cách từ gối đỡ trục 2 lên chi tiết thứ 2 trên trục l23 =l22 +0,5(lm22 + lm23 ) +k1 l23=54,5+0,5(54 + 80) +10 =131,5 mm khoảng cáhc giữa các gối đỡ trên trục 2 l21 = lm22 + lm23 +3k1 + 2k2 + b0 =54 +80 +3.10 +2.7 +21 =199mm khoảng công xôn trên trục 1tính từ bánh đai: lc12 =0,5(lm12 +21) +k3 +hn lm12 -chiều dày đai ,lm12 =80mm (tra bảng 21.16 TL [1]) lc12 =0,5(80 +21) +15 +18 =83,5mm lc32 =0,5(L +b0) +15 +18 =0,5(115 +21) +15 +18 =101mm Xác định đường kính các đoạn trục : 1)Trục 1: Vẽ biểu đồ mômen Fy11 +Fy12 + Ftđ – Fr1 =0 83,5.Ftđ + Fa1 -199Fy12 +54,5.Fr1 =0 Þ Fy12 = Fy11 =Fr1 –Fy12 - Ftđ = 1422,5 - 895,5 – 830,2 =303,5 Fx11 +Fx12 -Ft1 =0 -54,5Ft1+199Fx12 =0 ÞFx12= Fx11 = Ft1 - Fx12 =3781,4 -1035,6 = 2745,8 N Tính đường kính các đoạn trục: M10 = d10 = lấy d10 =26 mm M11 = d11 = chọn theo tiêu chuẩn d11 =30 mm =d13 M12 = d12 = ;lấy d12 =34 mm Trục 2 (trục giữa) T2 =438212,25Nmm Biểu đồ lực và biểu đồ mômen Fy21+Fy22 =Fr23 -Fr22 199Fy22 –131,5Fr23 + 54,5 Fr22 -Ma22 +Ma23 = 0 Fy21 =3683,2 –1422,5 –3192,5 = -931,8N Fx21 + Fx22 = Ft2 +Ft3 Fx22 .199 –54,5.Ft2 –131,5.Ft3 =0 Fx22 = Fx21 =Ft2 + Ft3 -Fx22 =3781,4+9828,8 –7530,5 = 6079,7N Tính đường kính các ïđoạn trục: M21 = d21 = lấy d21 =48mm M22 = d22 = lấy d22 =48mm với kích thước trục vùa tính ta lấy d20 =d23 =40mm 3) Tính trục 3: Vẽ biểu đồ lực và mômen Fy31 +Fy32 = Fr4 199Fy32 –131,5Fr4 +121,96Fa4 =0 ÞFy32= Fy31 =Fr4 - Fy32ø =3683,2 – 963,2 = 2720N Fx31 +Fx32 =-Ft4 + Fk 199.Fx32 +131,5Ft4 –(199+101)Fk =0 ÞFx32 = Fx31= 4000 - 9828,8 + 464,6 =-5364N Tính đường kính các đoạn trục: M30=0 M31 = d31 = lấy d31=60mm M32 = d32 = lấy d32 =55mm =d10 M33= d33 = lấy d33 = 52mm Tính then: Với lm1 =50mm;lm2 =54mm ;lm3 =80mm ;lm4 =80mm T1 =121066,2Nmm;T2 =445243,4Nmm ;T3 =1213390,6Nmm; d10 =26mm;d12 =34mm;d21=48mm ;d22 = 48mm ;d31 =60mm d33 =52mm d (mm) bh (mm) t1(mm) l (mm) sdMPa sc MPa 26 87 4 40 58,2 33,26 34 108 5 40 59,3 17,8 48 1412 7 45 87,95 31,4 48 1412 7 63 58,89 21 52 1614 9 80 116,6 36,46 60 1816 10 63 107 35,7 Hộp giảm tốc làm việc với tốc độ trung bình chịu va đâïp nhẹ nên: [sd] =120Mpa [sc] =60 Mpa 4) Kiểm nghiệm về độ bền mỏi tại tiết diện của các trục trục 1:tại tiết diện: 10 –11 –12 trục 2 :tại tiết diện:21 –22 trục 3:tại tiết diện :31 –32 –33 Với thép cacbon45 ta lấy sb =600Mpa Þ s-1 =0,436.sb =0,436.600 =261,6Mpa t-1 =0,58.s-1 =0,58.261,6 =151,73Mpa smj =0 ;saj = Tính mômen cản uốn và mômen cản xoắn Wj =;W0j = Với dj là đường kính trục tại tiết dịên kiểm tra b chiều rộng then t1 chiều sâu của rãnh then trên trục Tiết diện d(mm) bh t1 Wj (mm)3 W0j (mm)3 10 26 87 4 1427,67 3151,44 12 34 108 5 3238,3 7095 21 48 1412 7 9135,84 19987,68 22 48 1412 7 9135,84 19987,68 31 60 1816 10 17445 38640 33 55 164 9 11237 25034 Các thông số khác : saj;taj Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ưnùg suất trùng bình đến độ bền mỏi ys =0.05 yt =0 Hệ số:= Kx hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt:Kx =1,06 (tra bảng 10.8TL1) Ky hệ số tăng bền bề mặt trục Ky =1,8 (tra bảng 10.9 TL1) Hệ số kích thước (tra bảng 7.2 CSTKM) es10 es12 es21 es22 es31 es33 0,91 0,88 0,84 0,84 0,81 0,81 et10 et12 et21 et22 et31 et33 0,89 0,81 0,78 0,78 0,81 0,76 Trị số đối với bề mặt lắp có độ dôi kiểu lắp k6: d= 30…50 (mm); sb =600Mpa : =1,64 D = 50…100 (mm) =2,03 Ks ;Kt đối với trục có rãnh then: Ks =1,46 ; Kt = 1,54 Với : saj = ;taj = Từ các thông số vừa tím ta có bảng: Tiết diện d(mm) Tỉ số Tỉ số Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng 10 26 1,6 2,06 1,73 1,64 1,18 0,99 11 30 - 2,06 - 1,64 1,18 0,94 12 34 1,66 2,06 1,9 1,64 1,18 1,1 21 48 1,74 2,06 1,97 1,64 1,18 1,1 22 48 1,74 2,06 1,97 1,64 1,18 1,13 31 60 1,8 2,52 2,03 2,03 1,43 1,16 32 55 - 2,52 - 2,03 1,43 1,16 33 52 1,8 2,52 2,03 2,03 1,43 1,16 Tiết diện d (mm) saj taj Ksd Ktd ss st s 10 26 0 19,2 1,18 0,99 - 7,98 7,98 11 30 39,8 12,67 1,18 0,94 5,57 10,98 4,96 12 34 59,3 7,77 1,18 1,1 3,74 17,75 3,66 22 48 38,55 11,13 1,18 1,13 5,75 12.07 5,1 23 48 60,4 11,13 1,18 1,13 3,67 12,1 3,5 31 55 25 20,7 1,43 1,16 7,32 6,32 4,78 32 60 46 15,7 1,43 1,16 3,98 8,33 3,59 33 52 0 24,23 1,43 1,16 - 5,4 5,4 Với [s] =2,5…3 ÞTrục đạt độ bền mỏi và độ cứng vững IV) TÍNH Ổ LĂN Tính lực dọc trục và lực hướng tâm -Lực dọc trục Fa1t =978,8 N ;Fa2t =2408,7 – 978,8 =1429,9N ;Fa3t =2408,7N -Lực hướng tâm Fr1 = Fr2 = Fr3 = Với bộ truyền bánh răng nghiêng có lực dọc trục ta xét: > 0,3 ta sử dụng ổ bi đỡ chặn < 0,3 ta sử dụng ổ bi đỡ ta sử dụng ổ bi đỡ chặn Từ các thông số cùa trục lắp ổ lăn ta chọn sơ bộ các ổ như sau: -Trục I ta chọn cặp ổ đỡ chặn có ký hiệu 46306 -Trục II ta chọn ổ đỡ 208 -Trục III ta chọn ổ đỡ chặn 46111 Kiểm nghiệm theo khả năng tải động Q =(X.V.Fr +Y.Fa)kt.kđ kt hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt =1 kđ –hệ số kể đến đặc tính tải trọng kđ =1(bảng 11.3 TL1) Thời gian làm việc của ổ lăn là:Lh = 12.103 h Tuổi thọ L1= =207,36 L2 ==54,1 L3 = Lực dọc trục do lực hướng tậm gây ra Với a =260 Þ e = 0,68 Fs1 =0,68.2762,5 =1878,5N ÞFa1 =2857,3N Fs3 =0,68.6104 =4150,7N Þ Fa3 =65559,4N X1 =0,41 Y1 =0,87 Q1 =0,87.2757,3 +0,41.2762,5 =3618,7 C1 =Q1 . < C=25,6KN X3 =0,41 Y3 =0,87 Q3 =0,41.6104+ 0,78.6559,42 =8209,45 C3 =Q1<25,2KN=C X2 =1 Y2 =0 C2 =< C =39,2KN Ổ lăn chọn ở trên thoả mãn V) TÍNH VỎ HỘP GIẢM TỐC 1)Chiều dầy thân hộp d = 0,03.a +3 =0,03.174 +3 =8,22 lấy d =9mm -Nắp hộp d1 =8mm Gân tăng cứng: e =9mm 2) Đường kíng Bulông nền d1 =16mm Bulông cạnh ổ d2 =12mm Bulông ghép bích và thân d3 =10mm Vít ghép cửa thăm d5 =8 3) Mặt bích ghép nắp và thân Chiều dầy bích thân hộp S3 =15mm Chiều dầy bích nắp hộp S4 = 15mm Chiều rộng bích nắp và thân K3 =35mm 4) Kích thước gối trục Tra bảng 18-2 TL1 ta được đường kính ngồi và đường kính tâm vít và số vít cần có Trục 1 Trục 2 Trục 3 D2 90mm 110mm 110mm D3 115 mm 135mm 135mm d4 M8 M8 M8 Z 6 6 6 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2 =40mm Tâm lỗ bulông cạnh ổ C1 =58mm ;C2 =68mm ;C3 =75mm 5) Mặt đế hộp Chiều dầy S1 =24 mm Bề rộng mặt đế hộp k = 3.ôp5 VI) MỘT SỐ THÔNG SỐ KHÁC -Bulông vòng (tra bảng 18-3a ) theo khối lượng ước tính ta chọn bulông M12 Dùng để di nâng hộp giảm tốc khi lắp ráp cũng như khi di chuyển hộp từ nơi này sang nơi khác. Chốt định vị d =8 mm Cửa thăm (tra bảng 18 –5 ) ta lấy A (mm) B (mm) A1 (mm) B1 (mm) C (mm) K (mm) R (mm) Vít Số lượng vít 100 75 150 100 125 87 12 M8 4 -Nút thông hơi (bảng 18 –6 TL[1]) Khi máy làm việc nhệt độ trong hộp tăng lên ,áp suất trogn hộp cũng tăng theo.Để giảm áp suất và thông khí trong hộp ta dùng nút thôn hơi ,đồng thời cũng là đễ điều hòa không khí bên trong và bên ngồi hộp A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 -Nút tháo dầu(tra bảng 18-7 TL [1]) Sau một thời gian làm việc , dầu bôi trơn trong hộp bị bẩn hoặc biến chất, do đó cần thay dầu mới. Nút tháo dầu dùng để xả dầu cũ ra bên ngồi. M22 ;L =29mm - Que thăm dầu Dùng để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc , để đảm bảo mức dầu luôn ở mức cho phép để các chi tiết được hoạt động tốt. VII) BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP Dựa vào kết cấu và yêu cầu làm việc , chế độ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau: 1) Dung sai vàlắp ghép bánh răng: Chịu tải vừa, thay đổi, va đập nhẹ ta chọn kiểu lắp trung H7/k6 2) Dung sai và lắp ghép ổ lăn: Vòng trong ổ chịu tải tuần hồn, va đập nhẹ, lắp theo hệ thống trục, để vòng ổ không bị trượt trên bề mặt trục khi làm việc ta chọn chế độ lắp k6, lắp trung gian có độ dôi. Vòng ngồi lắp theo hệ thống lỗ, vòngngồi không quay nên chịu tải cục bộ. Để ổ mòn đều , và có thể dịch chuyển khi làm việc do nhiệt độ tăng, ta chọn chế độ lắp trung gian H7. Đối với ỗ ở đầu vào và đầu ra của hộp ta sử dụng chế độ lắp m6 vì trục hai đầu này nối với khớp nối và lắp bánh đai ta cần độ đồng trục cao hơn 3)Lắp vòng chắn dầu lên trục: Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp. .4)Lắp bạc chắn lên trục: Vì bạc chỉ có tác dụng chặn các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp trung gian H8/h6. 5)Lắp nắp ổ , thân: Chọn kiểu lắp H7/e8 để dễ dàng tháo lắp. .6) Lắp then lên trục: Theo chiều rộng chọn kiểu lắp trên trục là P9/h9 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h9 . Theo chiều cao , sai lệch giới hạn kích thước then là h11 . Theo chiều dài sai lệch giới hạn kích thước then là h14 . BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP Chi tiết (1) Mối lắp (2) Sai lệch trên Sai lệch dưới Độ dôi lớn nhất (mm) (7) Độ hở lớn nhất(mm) (8) ES es EI ei BÁNH RĂNG 12 H7/k6 +25 +18 0 +2 18 23 22 H7/k6 +25 +18 0 +2 18 23 23 H7/k6 +25 +18 0 +2 18 23 32 H7/k6 30 +21 0 +2 21 28 Ổ ĐỠ CHẶN MỘT DÃY (THEO GOST 831 – 75 ) (lắp lên trục) 11 m6 - +25 - +9 25 - 13 k6 - +18 - +2 18 - 31 k6 - +21 - +2 21 - 33 m6 - +25 - +9 25 - (lắp lên vỏ hộp) 11 H7 +30 - 0 - - 30 13 H7 +30 - 0 - - 30 31 H7 +35 - 0 - - 35 33 H7 +35 - 0 - - 35 Ổ BI ĐỠ MỘT DÃY (THEO GOST 8338 -75) (lắp lên trục) 21 k6 - +18 - +2 18 - 24 k6 - +18 - +2 18 - Lắp lên vỏ hộp 21 H7 +35 - 0 - - 35 24 H7 +35 - 0 - - 35 Với trục lắp bánh đai và khớp nối vì mối ghép có thễ tháo lắp nhiều nên ta dùng chế độ lắp lỏng H9/h9 PHẦN TÍNH TỐN RIÊNG LỰA CHỌN PHƯƠNG ÁN VÀ TÍNH TỐN CHI TIẾT MÁY SINH VIÊN THỰC HIỆN : NGUYỄN THANH THUẬN PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Chọn sơ bộ số vòng quay động cơ *số vòng làm việc nlv = 60000.v/pD=60000.0,5/3,14.360=26,5 vòng/phút *số vòng sơ bộ ub=usb.usb=3.18=54 ub=ub.nb=54.26,5=1431 Công xuất trên trục tang dẫn Ntd=W.vt.K/1000= W=S4-S1=9903-3868=6035N K=1,1-1,5 Chọn K=1,1 vt=0,5 m/s Ntd=6035.0,5.1,1/1000=3,3KW Hiệu suất truyền động tổng cộng h=hb công xuất động cơ sơ bộ Nsb=Ntd/h=3,3/0,86=3,8KW *chọn động cơ: chọn loại động cơ 4A100L4Y3 với công suất 4 KW số vòng quay 1420 vòng/phút Xác định công xuất,môment và số vòng quay trên các trục tỉ số truyền chung: uc=ndc/nct Với nct=60.vt/p.Dtd uc=ndc. p.Dtd/60.vt=1420.3,14.0.36/60.0,5=53,5 Mà uc=uh.udÞ uh = uc /ud Chọn uh=16 Þud=53,5/16=3,34 Phân phối công suất lên các trục P3=ntd/hol.hk=3,3/0,99.1=3,35 KW P2=P3/hbr hol=3,35/0.99.0,97=3,49 KW P1=P2/hbrhol=3,49/0,97.0,99=3,64 KW *số vòng quay của các trục vì là hộp giảm tốc hai cấp đồng trục nên ta có: u1= u2= u=Öuh=Ö16=4 n1=ndc/ud=1420/3,34=425 v/p n2=n1/u1=425/4=106 v/p n3=n2/u2=106/4=26,5v/p Môment xoắn tác dụng lên các trục T3=9,55.106.P3/n3=1207.103 N.mm T2=9,55.106.P2/n2=314.103 N.mm T1=9,55.106.P1/n1=81760 N.mm PHẦN HAI TÍNH TỐN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY I) TÍNH TỐN BỘ TRUYỀN NGỒI. 1.Môment xoắn trên trục động cơ. Tđc= 9,55.106.Pđc/Nđc= 9,55.106.4/1420 =26901 N.mm 2.Đường kính bánh đai nhỏ. Dt1=(5,2-6,4).3ÖT1 Chọn Dt1=160 mm 3. Đường kính bánh đai lớn Dt2= Dt1Ud/(1-e) D1=160 mm Ud=3,34 e=0,013 Dt2=3,34.160/(1-0,013)=542 mm Chọn theo tiêu chuẩn Dt2=540 mm 4.Tỉ số truyền thực udc= D2/ D1=540/160=3,375 5.Khoảng cách trục giữa hai bánh đai. a³ (1,5-2)( D2+ D1) chọn a=1200 mm 6.Chiều dài đai L=2a+p(D2+ D1)/2+ (D2- D1)/4a=1,2.2+3,14.0,7/2+(0,38)2/4.1,5=3,52 m 7.Kiểm nghiệm lại theo yêu cầu về tuổi thọ dây đai: Lmin ³ V/I v=pD1.N1/60000=3,14.160.1420/60000=12 m/s I £ Imax = (3-5) Chọn I=3,5 Vậy V/I=12/3,5=3,4 Do đó thoả mảng điều kiện bền của đai 8.Vận tốc đai và góc ôm của dây đai *vận tốc đai: V=12 m/s Góc ôm a trên bánh đai nhỏ a=180o-(D2-D1).57/a=180o-(540-160)57/1200=171o 9.Xác định tiết diện đai:A=Ft.Kd/{sF} Kd là hệ số tải trọng động.tra bảng 4.7 ta có Kd=1,1 {sF}ứng xuất có ít cho phép được tính theo công thức {sF}={sFo}.Ca.CV.CO Ta dùng đai vải cao su.tra bảng 4.8 ta có: {d/D1}=1/40Þd=D1/40=160/40=4 mm {sFo}=K1-K2.d/D1 ta dùng bộ truyền đai không điều chỉnh được khỗng cách trục,bộ truyền gần như thẳng Þ so=2 Mpa tra bảng 4.9 ta được k1=2,7,k2=11 Þ {sFo}=2,7-11/40=2,425 *hệ số ảnh hưởng góc ôm a Ca=1-0,003.(180-a)=1-0,003(180-171)=0,9715 *hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc.Tra bảng 4.11 ta đượcCv=1 *hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền.tra bảng 4.12:Co=1 Vậy {sFo}=2,425.0,9715.1,1=2,356 A=306.1,1/2,356=143 mm c.chiều rộng đai theo tính tốn: B =A/d=143/4=35,75 mm tra bảng 4.1 ta được chiều rộng đai tiêu chuẩn là B=40 mm d.chiều rộng bánh đai tra bảng 21.16 ta được chiều rộng bánh đai 50 mm II)TÍNH TỐN HỘP GIẢM TỐC. A.CHỌN VẬT LIỆU: 1.chọn thép 45X tôi cải thiện. *tra bảng 6.1 ta đuo75c các thông số sau độ rắn HB 241-285 giới hạn chảy sch=450 MPa giới hạn bền sb=850 MPa *tra bảng 6.2 ta được các thông số sau Ứng xuất tiếp xúc cho phép sHlim=2HB+70 sHlim=2.240+70=550 MPa Ứng xuất uốn cho phép sFlim=1,8HB sFlim=1,8.240=432 MPa hệ số an tồn tiếp xúc Sh=1,1 hệ số an tồn uốn SF=1,75 2.hệ số tuổi thọ khi xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụvà chế độ tải trọng của bộ truyền KHL=mhÖNHO/NHE KFL=mfÖNFO/NFE *mH,mF là bậc của đường cong mỏi khi thử tiếp xúc và khi thử uốn vì HB =200 <350ÞmF=mH=6 *Nholà số chu kì thay đổi ứng xuất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO=30.HB2,4=30.2002,4=9990638 *NFOlàø số chu kì thay đổi ứng xuất cơ sở khi thử về uốn NFO=4.106 *NHE, NFE làø số chu kì thay đổi ứng xuất tương đương NHE =NFE=60.c.n.tå C:số lần ăn khớptrong một vòng C1=1,C2=4. N:số vòng quay trong một phút N1=425 v/p N2=106 v/p tå :tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét tå=10.365.24=876000 giờ NHE1 =NFE1=60.4.425.876000=89352.105 NHE 2=NFE2=60.1.106.876000=557136.103 Vậy: NHE1 >NFE1 nên KHL1=1,NFE1>NFO1 nên KFL1=1 NHE2 >NFE2 nên KHL2=1,NFE2Ù>NFO2 nên KFL2=1 * Ứng xuất tiếp xúc cho phép: [sH1]= [sH2]=550.1/1,1=500 MPa *Ứng xuất uốn cho phép: [sF1]= [sF2]=432.1.1/1,75=247 MPa B.TÍNH TỐN CẤP CHẬM 1.xác định khỗng cách trục. aw=Ka(U+1)ÖT.KHB/[sH]2.U.yba *Ka=hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng tra bảng 6.5:đối với cặp bánh răng đều là thép Ka=43 (MPa)1/3 *U:là tỉ số truyền U=4 *T:moment xoắn trên trục bánh răng chủ động T2=314000 N.mm *[sH] Ứng xuất tiếp xúc cho phép [sH]=550MPa *yba là một hệ số: yba=bw/aw tra bảng 6.6 ta có yba=0,35 *KHB hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng. Với ybd=yba(U+1)=0,9275. Tra bảng 6.7 với ybd=0,9275 thì được KHB=1,06 aw=43.5.Ö314000.1,06/(550)2.4.0,35=210 mm lấy aw theo tiêu chuẩn ta được aw=200 mm 2.Xác định môđun m=(0,01-0,02)aw chọn m =2,5 3.Xác định số răng chọn sơ bộ b=20 Z1=2aw.cosb/m.(U+1)=31 Z2=U.Z1=4.30=124 Tính lại góc nghiên cosb=mZt/2aw=2,5.31.5/2.200=0.97 Þb=15O 4.Các thông số khác: khoảng cách trục chia: Thông số Kí hiệu Công thức tính Khoảng cách trục a a=0.5(d1+d2)=200 Khoảng cách trục aw aw=a.cosat/cosatw=200 Đường kính chia d d1=m.z1=80 d2=m.z2=320 Đường kính lăn dw dw1=2aw/(u+1)=80 dw2=u.d1=320 Đường kính đỉnh răng da da1=d1+2.m=85 da2=d2+2.m=325 Đường kính chân răng df df1=d1-2.5m=73.75 d2=d2-2.5m=313.75 Góc profin gốc a Theo TCVN 1061-71,a=20o Đường kính cơ sở db Db1=d1.cosa=75 Db2=d2.cosa=300 Góc profin răng at at=arccos(a.cosat/cosb)=21 Góc ăn khớp atw atw=21 Hệ số trùng khớp ngan ea ea[z1tga1+tga2z2+(z1+z2)tgatw]/2p=1.755 5.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc ứng xuất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả điều kiện sau sH=zm.zh.ze..Ö2T2.kh.(u+1)/bw.u.dw12≤{sHmaz} *zm hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp tra bảng 6.5 ta được: zm=274 (Mpa1/3) *zh hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc zh=Ö2.cosbb/sìnain2tw *ze=Ö1/ea=0.75 *kh hệ số kể đến tải trọng tính về tiếp xúc kh=khb.kha.khv tra bảng 6.7:khb=1,06 *khblà hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Tra bảng 6.7:khb=1.06 *kha là hệ số kể đến sự vphân bố không đều tải trọng cho ác đôi răng đồng thời ăn khớp vận tốc vòng của bánh răng chủ động:v=p.dw1.n/60000=0.44 tra bảng 6.14:kha=1.13 *khv lá hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp khv=1+vh.bw.dw1/2T2.khb.kha vh=dh.go.v.Öaw/u tra bảng 6.15 ta được :dh=0.002,df=0.006 hệ số ảnh hưởng các sai lệch bước răng tra bảng 6.16 :go=73 ta thay số và tính được: vh=0.46 khv=1 kh=1.2 sh1=339 vậy sh1≤[sh] nên thoả mảng điều kiện tiếp xúc 6.Kiểm nghiệm độ bền uốn. sf1=2.T2.kf.ye.yb.yf1/bw1.dw1.m sf2=sf1.yf2/yf1 *ye=1/ea=0.57 *yb hệ số kể đến độ nghiên của răng yb=1-b/140=0.89 *yf1,yf2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 với zv1 = z1/cosb2=33,zv2 = z2/ cosb2 = 132 tra bảng 6.18 ta được: yf1=3.8 yf2=3.6 *kf hệ số tải trọng khi tính về uốn kf=kfb.kfa. kfa. tra bảng 6.7 với ybd = 0.93 Þ kfb=1.14 tra bảng 6.14 với v = 1.1Þ kfa=1.37 kfv = 1+vf.bw.dw1/2T. kfb.kfa vf = df.go.v.Öaw/u =1.36 Þ kfv=1+1.36.4.80/2.314000.1.14.1.37= 1.005 kf=1.14.1.37.1.005 = 1.57 sf1=2.T2.kf.ye.yb.yf1/bw1.dw1.m=2.314000.1.57.0.57.0.89.3.8/44.80.2.5 = 216 vậy sf1≤[sf],bánh răng 1 thỏa mảng điều kiện bền uốn sf2=sf1. yf2/ yf1=205 vậy sf2≤[sf], bánh răng 2 thỏa mảng điều kiện bền uốn 7.Kiểm nghiệm răng về quá tải. Kqt = Tmax/T = 2.2 T:môment danh nghĩa Tmax môment quá tải *để tránh biến dạng dư hoặc gảy dòn lớp bề mặt,ứng xuất tiếp xúc cực đại smax không được vượt quá một giá trị cho phép. shmax =sh.Ökqt ≤ [sh]]max sh =339 [sh]=2.8. sch = 2,8.580 = 1624 Mpa shmax = 339.Ö2.2 = 503 vậy shmax < [sh]max *để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh bề mặt lượngchân răng,ứng xuấ uốn cực đại sfmax tại chân răng không vượt quá một giá trị cho phép. sfmax = sf.kqt £ [sf]max sf = 216 [shmax] = 0.8. sch = 0,8.580 = 464 sfmax = 216.Ö2,2 = 320 vậy sfmax < [sf]max C.TÍNH TỐN CẤP NHANH. 1.Xác định khỗng cách trục. Vì ta dùng hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên khỗng cách trục bằng khỗng cách trục cấp chậm Þa = 200 mm 2.Xác định môđun vì khi thiết kế ta ưu tiên chọn đồng bộ nên chọn m=2,5 3.Xác định số răng chọn sơ bộ b=20 Z1=2aw.cosb/m.(U+1)=31 Z2=U.Z1=4.30=124 Tính lại góc nghiên cosb=mZt/2aw=2,5.31.5/2.200=0.97 Þb=15O 4.Các thông số khác: khoảng cách trục chia: Thông số Kí hiệu Công thức tính Khoảng cách trục a a=0.5(d1+d2)=200 Khoảng cách trục aw aw=a.cosat/cosatw=200 Đường kính chia d d1=m.z1=80 d2=m.z2=320 Đường kính lăn dw dw1=2aw/(u+1)=80 dw2=u.d1=320 Đường kính đỉnh răng da da1=d1+2.m=85 da2=d2+2.m=325 Đường kính chân răng df df1=d1-2.5m=73.75 d2=d2-2.5m=313.75 Góc profin gốc a Theo TCVN 1061-71,a=20o Đường kính cơ sở db Db1=d1.cosa=75 Db2=d2.cosa=300 Góc profin răng at at=arccos(a.cosat/cosb)=21 Góc ăn khớp atw atw=21 Hệ số trùng khớp ngan ea ea[z1tga1+tga2z2+(z1+z2)tgatw]/2p=1.755 5.Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc ứng xuất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền phải thoả điều kiện sau sH=zm.zh.ze..Ö2T1.kh.(u+1)/bw.u.dw12≤{sHmaz} *zm hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp tra bảng 6.5 ta được: zm=274 (Mpa1/3) *zh hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc zh=Ö2.cosbb/sìnain2tw *ze=Ö1/ea=0.75 *kh hệ số kể đến tải trọng tính về tiếp xúc kh=khb.kha.khv tra bảng 6.7:khb=1,06 *khblà hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Tra bảng 6.7:khb=1.06 *kha là hệ số kể đến sự vphân bố không đều tải trọng cho ác đôi răng đồng thời ăn khớp vận tốc vòng của bánh răng chủ động:v=p.dw1.n/60000=1,8 tra bảng 6.14:kha=1.13 *khv lá hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp khv=1+vh.bw.dw1/2T1.khb.kha vh=dh.go.v.Öaw/u tra bảng 6.15 ta được :dh=0.002,df=0.006 hệ số ảnh hưởng các sai lệch bước răng tra bảng 6.16 :go=73 ta thay số và tính được: vh=0.46 khv=1 kh=1.2 sh1=339 vậy sh1≤[sh] nên thoả mảng điều kiện tiếp xúc 6.Kiểm nghiệm độ bền uốn. sf1=2.T1.kf.ye.yb.yf1/bw1.dw1.m sf2=sf1.yf2/yf1 *ye=1/ea=0.57 *yb hệ số kể đến độ nghiên của răng yb=1-b/140=0.89 *yf1,yf2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 với zv1 = z1/cosb2=33,zv2 = z2/ cosb2 = 132 tra bảng 6.18 ta được: yf1=3.8 yf2=3.6 *kf hệ số tải trọng khi tính về uốn kf=kfb.kfa. kfa. tra bảng 6.7 với ybd = 0.93 Þ kfb=1.14 tra bảng 6.14 với v = 1.1Þ kfa=1.37 kfv = 1+vf.bw.dw1/2T. kfb.kfa vf = df.go.v.Öaw/u =1.36 Þ kfv=1+1,36.44.80/2.81760.1.14.1.37= 1.002 kf=1.14.1.37.1.002 = 1.59 sf1=2.T1.kf.ye.yb.yf1/bw1.dw1.m=2.81760.1,59.0,57.0,89.3,8/44.80.2,5 = 57 vậy sf1≤[sf],bánh răng 1 thỏa mảng điều kiện bền uốn sf2=sf1. yf2/ yf1=54 vậy sf2≤[sf], bánh răng 2 thỏa mảng điều kiện bền uốn 7.Kiểm nghiệm răng về quá tải. Kqt = Tmax/T = 2.2 T:môment danh nghĩa Tmax môment quá tải *để tránh biến dạng dư hoặc gảy dòn lớp bề mặt,ứng xuất tiếp xúc cực đại smax không được vượt quá một giá trị cho phép. shmax =sh.Ökqt ≤ [sh]]max sh =339 [sh]=2.8. sch = 2,8.580 = 1624 Mpa shmax = 339.Ö2.2 = 503 vậy shmax < [sh]max *để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh bề mặt lượngchân răng,ứng xuấ uốn cực đại sfmax tại chân răng không vượt quá một giá trị cho phép. sfmax = sf.kqt £ [sf]max sf = 216 [shmax] = 0.8. sch = 0,8.580 = 464 sfmax = 57. 2,2 = 126 vậy sfmax < [sf]max III).TÍNH TỐN TRỤC 3.1.Xác định tải trọng tác dụng lên trục. a.Lực tác dung từ bộ truyền bánh răng *Ft lực vòng. Ft11 = 2T1/dw1 = Ft21 Ft11 = Ft21 =2.81760/80 = 2044 N Ft11 = Ft21 = 2.314000/80 = 7850 N *Lực hướng tâm Fr Fr11 = Ft11.tgatw/cosb =Fr21 ÞFr21 = Fr11 = 810 Fr22 = Ft22.tgatw/cosb =Fr31 ÞFr2 = Fr31 = 3110 *Lực dọc trục Fa Fa11 = Ft11.tgb = Fa21 ÞFa21 = Fa11 = 523 Fa22= Ft22.tgb = Fa31 ÞFa22= Fa31 = 2010 b.Lực tác dụng lên trục theo các phương X,Y,Z. FXKI = rki/êrkiú.cqk.cbkftki FYKI = rki/êrkiú. ftki .tgatw/cosb FXKI = cqk.cbki.hrki.ftki.tgb Trong đó: K là thứ tự của trục quay cần tính I là thứ tự của chi tiết quay cần lắp trên trục có tham gia truyền tải * rki là toạ độ điểm đặt lực trên bánh răng thứ I trên trục k.rki <0 khi điểm đặt lực nằm trên oz và ngược lại. Rki =dwki/2 R11 = 80/2 = 40 R21 =320/2 = 160 R22 = 80/2 = 40 R31 = 320/2 = 160 *cbki vai trò chủ động hay bị đông của bánh răng thứ I trên trục thứ k. cbki = 1 khi chi tiết quay là chủ động cbki = -1 khi chi tiết quay là bị động cb11 = 1 cb21 = -1 cb22 = 1 cb31 = -1 *cqk chiều quay của trục thứ k cqk = 1 khi chi tiết quay ngược chiều kim đồng hồ(nhìn từ mút trục bên phải) cqk = -1 khi chi tiết quay cùng chiều kim đồng hồ(nhìn từ mút trục bên phải) cq1 = -1 cq2 = 1 cq3 = -1 * hrki = -1 khi răng trái,hrki = 1 khi răng phải hr11 = -1 hr21 =1 hr22 = 1 hr31 = -1 Các lực tác dung theo các phương X,Y,Z. Fx11 = cq1.cb11.Ft11.r11/úr11ú = 1.-1.1.2044 = -2044 N Fx2 = cq2cb2.Ft2.r21/úr21ú = 1.1.1.2044 N Fx22 = cq2.cb22.Ft22.r22/úr22ú = 1.1.1.7850 N Fx31 = cq3.cb31.Ft31.r31/ú r31ú = 1.-1.-1.-7850 N Theo phương y. Fy11 = Ft11.tgatwr11/cosb.úr11ê = -810 N Fy22 = -Ft22.r22.tgatw/cosb.êr22ú = -3110 N Fy21 = -r21.Ft21. tgatw/cosb.êr21ê = -810 N Fy31 = -r31.Ft31. tgatw/cosb.êr31ê = -3110 N Theo phương Z Fz11 = cq1.cb11.hr11.Ft11.tgb = 523 N Fz21 = cq2.cb21hr21.Ft21. tgb = -523 N Fz22 = cq2.cb22.hr22.Ft22. tgb = 2010 N Fz31 = cq3.cb31.hr31.Ft31.tgb = -2010 N * lực tác dụng từ bộ truyền đai lực tác dung lên trục Fr = 2Fo.sin(a1/2) Fo = ao.d.b Fr = 2ao.d.b. sin(a1/2) = 678 N 3.2)Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục a.Tính sơ bộ trục d≥ 3ÖT/0.2.[ t] mm T moment xoắn [t] ứng xuất xoắn cho phép,Mpa [t] = 15…30 Mpa chọn [t] = 20 Mpa d1 ≥ 3Ö81760/0,2.20 = 27 mm d2 ≥ 3Ö314000/0,2.20 =40 mm d3 ≥ 3Ö1207000/0,2.25 = 60 mm chon theo tiêu chuẩn : d1 = 30 mm,d2 = 45 mm,d3 = 65 mm B.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ. * Trục 1 lm12 = 69 mm lm13 = 50 mm l12 = 53,5 mm l11 = 107 mm tính tốn các đường kính ta có Fly11 + Fly12 – Fy + Fr = 0 Flx11 + Fl x12 – Fx11 = 0 Fy1 = Fr (69+107) – Fy.53,5 - Fl y11.107 = 0 Mx1 = Fl x11.107 – Fx11.53,5 = 0 Giả hệ phương trình ta được: Fl x11 = 1022 N Fl x12 = 1022 N Fl y11 = 710 N Fl y12 = -578 N Vậy chọn Fl y12 theo chiều ngược lại *tính đường kính các đoạn trục: Mtdj = dj = tra bảng 10.5 thì : [s] = 67 Mpa Mtm13 = 150512 Nmm ta tính được: dtm13 = 28,2 mm chọn theo tiêu chuẩn thì dtm13 = 30 mm Mt13 = 84865 Mpa Dt13 = 23,3 mm Chọn theotiêu chuẩn thì dt13 = 25 mm * Trục 2 lm22 = 50 mm l22 = 53.5 mm l21 = 248,5 mm l23 = 192,5 mm phản lực tại các khớp nối ta có: Fl x22 + Fl x21 – Fx21 + Fx22 = 0 Fl y22 + Fl y21 + Fy21 – Fy22 =0 My1 = Fy21.53,5 –Fy22.192,5 + Fl Y22.248,5 = 0 Mx1 = Fx21..53,5 + Fx22.192,5 - Fl x22.248,5 =0 Giải ra ta được: Fl x21 = 3373 N Fl x22 = 6521 N Fl y21 = 1462 N Fl y22 = 2458 N *Tính đường kính các đoạn trục: Mtdj = dj = M22 = 40438 Nmm Mm22 = 335603 Nmm M23 = 433474 Nmm Ưùng xuất cho phép: [s] = 55 Mpa D22 = 20 mm Chọn theo tiêu chuẩn D22 = 30 mm Dm22 = 39 mm Chọn theo tiêu chuẩn dm22 = 40 mm D23 = 44 mm Chọn theo tiêu chuẩn d23 = 45 mm * trục 3 lm32 = 50 mm l31 = 112 mm l32 = 56 mm l33 = 153 mm phản lực tại các khớp động: ta có: Fl x31 + Fl x32 =7850 N Fl y31 + Fl y32 =3110 N Mx1 = Fl x32.112 =7856.56 N My1 = Fl y32.112 = 3207.56 N Giải ra ta được: Fl x31 = 3925 N Fl x32 = 3925 N Fl y31 = 1604 N Fl y32 =1604 N *Tính đường kính các đoạn trục: Mtdj = dj = chọn [s] = 55 Mpa Mm32 = 1046636 Nmm Mool31 = Mol32 = 1071912Nmm Dm32 = 58 mm Chọn theo tiêu chuẩn dm32 = 65 mm Dol = 57,9 mm Chọn theo tiêu chuẩn dol = 60 mm 3.3 KIỄM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI Sj = ³ [S] Với [S] = 1,5 …3 Ssj. = s-1/(Ksdj saj + Ys.smj) Stj = T-1/(Ktdj.Taj + Ys.Tmj) s-1 =0,436.sb = 0,468.850 = 371 Mpa T-1 = 0,58.s-1 = 0,58.371 = 215 Mpa * đối với trục quay ứng xuất uớn thay đổi theo chu kì đối xứng.do đó smj = 0 , saj = smaj = Mj/Wj saj =32.Ö Mx2 +My2 /(p.ddj3) tra bảng 10.7 ta được ys = 0,1 ; yt =0,05 * khi trục quay một chiều ứng xuất xoắng thay đổitheo chu kì mạch động do đó: Tmj = Taj = Tj/2Woj = 8Tj/p.dj3 * các hệ số Ksdj ,kTdj , Ksdj = (Ks/es + Kx –1)/Ky kTd = (Kt/et + Kx –1)/Ky tra bảng 10.8 :Kx = 1,1 tra bảng 10.9 :Ky = 2,4 ;Ks = 1,8 Vậy Ssj. = 371.pdj3/Ksdj.32.Ö Mx2 + MY2 (1); Stj = 315.pdj3/8Tj.(Ktdj + 0,05) (2) Thay số: a.Trục 1: *Tại d = 30 mm. Mx = 54677 N.mm My = 121040 N.mm Tj = 81760 N.mm Với d = 30 mm,sb = 850 Mpa Ta bảng 10.12 ta được : Ks = 1,7;KT = 2 Với d =30 mm, tra bảng 10.10 ta được es = 0,88, eT =0,81 Tra bảng 10.9 : Ky = 2,4 Ta được: Ksd =(1,7/0,88 + 1,1 –1)/2,4 = 0,85 Ktd = ( 2/0,81 + 1,1 –1)/2,4 = 1,07 Thay các giá trị vào (1) và (2) Ss =3,14.371.303/32.0,85.Ö(54677)2 + (121040)2 = 8,7 ST = 3,14.215.303/8.81760.(1,07 +0,05) = 24,88 S = ST ST/Ö ST2 + ST2 =8,2 *Tại ổ lăng bênh trái ,d = 25 mm Mx = 8687 Nmm My = 0 Nmm T = 81760 Nmm D = 30 mm, tra bảng 10.11 :Ks/es = 3;kT/eT = 2 Tra bảng 10.9: kY = 2,4 Ta có: Ksd =(3+ 1,1 –1)/2,4 = 1,3 Ktd = ( 2 + 1,1 –1)/2,4 = 0,875 Ss = 3,14.371.253/32.1,3.8687 = 50,3 sT = 3,14.215.253/8.81760.(0,875 +0,05) = 17,43 S = 50,3.17, 43/Ö 50,32 +17,432 = 8,2 VẬY S> [S] b.Trục 2: *Tại d = 40 mm. Mx = 18456 N.mm My = 78217 N.mm Tj = 314000 N.mm D = 40 mm, tra bảng 10.11 :Ks/es = 3,75;kT/eT = 1,92 Tra bảng 10.9: kY = 1,7 Ta có: Ksd =(3,75+ 1,1 –1)/1,7 = 2,26 Ktd = ( 1,92 + 1,1 –1)/1,7 = 1,19 Ss = 3,14.371.403/32.2,26.Ö782172 + 184562 = 12,8 sT = 3,14.215.403/8.314000.(1,19 +0,05) = 13,86 S = 12,8.13,86/Ö 12,82 +13,562 = 9,4 Vậy S>[S] c.trục 3 * tại d = 65 mm Mx = 219800N.mm My = 89796 N.mm Tj = 1207000 N.mm D = 40 mm, tra bảng 10.11 :Ks/es = 4;kT/eT = 3 Tra bảng 10.9: kY = 1,7 Ta có: Ksd =(4+ 1,1 –1)/1,7 = 2,4 Ktd = ( 3 + 1,1 –1)/1,7 = 1,82 Ss = 3,14.371.653/32.2,4.Ö2198002 + 897962 = 17,5 sT = 3,14.215.653/8.1207000.(1,82 +0,05) = 10,26 S = 17,5.10,26/Ö 17,52 +10,262 = 8,8 Vậy S>[S] IV)CHỌN THEN. Ta có: sd = 2T/[d.lt.(h-t1) £ [sd] Tc = 2T/dlt.b £ [Tc] Tra bảng 9.5 [sd] =100 Mpa Chọn [Tc] = 50 Mpa a.tại trục 1 T = 81760 Nmm Mối ghép cho bánh răng 1 D= 35 mm Chọn theo bảng 9.1 a B =10 mm H = 8 mm T1 = 5 mm T2 = 3,3 mm Lt = 30 mm Ta có : sd = 2.81760/30.35.(8-5)=52 < [sd] Tc = 2.81760/30.35.10 = 16 < [Tc] b.Ttại trục 2 T = 314000 Nmm Mối ghép cho bánh răng 1 D= 45 mm Chọn theo bảng 9.1 a B =14 mm H = 9 mm T1 = 5,5 mm T2 = 3,8 mm Lt = 40 mm Ta có : sd = 2.314000/40.45.(9-5,5)= 88 < [sd] Tc = 2.314000/40.45.14 = 28 < [Tc] c.tại trục 3 T = 1207000 Nmm Mối ghép cho bánh răng 1 D= 65 mm Chọn theo bảng 9.1 a B =20 mm H = 12 mm T1 =7,5 mm T2 = 4,9mm Lt = 30 mm Ta có : sd = 2.1207000/30.65.(12-7,55)=206 Vậy ta sử dung 2 then đặt cách nhau 180o. * ứng xuất dập tác dụng lên mổi then: sd = 2.1207000/2.30.65.(12-7,55)= 75 < [sd] * ứng xuất dập tác dụng lên mổi then: tc = 2.1207000/2.30.65 =17,4 < [tc] V)CHỌN Ổ BI. CHỌN LOẠI Ổ BI ĐỠ CHẶN. 1.Tính tốn lực dọc trục a.đối với trục 1. Fat = Fz11 =744 N Fs = e.Fr Mà: Fr10 = ÖFlx112 + Fly2 = Ö 10222 + 7102 =1244N Fr11 =ÖFlx122 + Flỳ122 =1174 N Ta có:I =1 ;Co = 9at1 =744 N Þ i.Fat/Co = 1.744/9,24.103 = 0.081 tra bảng 11.4 Þe =0,41 mà Fs = e.Fso Fso = 1244.0,41 = 510 N FS1 = 1174.0,41 = 481 N Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ đỡ 0 và 1 Fao = Fs1 –Fat = -260 N Fa1 = Fs0 –Fa1 = 1254 N * đối với ổ lăn 1 Fa1/Fr11 = 1254/1174 =1,07 Vậy dùng ổ bi đỡ chặn góc tiếp xúc a =36o * Xác định tải trọng động quy ước Q = (X.V.Fr +Y.Fa).Kt.Kd Vì là vòng trong quay nên V=1 Nhiệt độ ổ lăn nhỏ hơn 105 độ nên Kt = 1 Chọn Kd = 1,5 Ta lại Fa1 /V.Fr11 > e = 0,41 Tra bảng 11.4 ta được X = 1;Y =1,52 Q1 = (1.1.1174 + 1,52.1254).1,5 = 4620 N * khả năng tải động quy ứơc Cd = Q.mÖL = m = 3 Lh = 106.L/60.n ÛL = Lh.60.n/106 tra bảng 11.2 Lh= 104;n= 425 vòng/phút L= 104.60.425/106 = 255 Cd = 46204.3Ö255 =29298 * đối với ổ 0 Fa0/Fr10 = 260/1244 =0,233 Q = (X.V.Fr +Y.Fa).Kt.Kd V = 1 Kt = 1 Kd = 1,5 Fa0/V.Fr10 = 0,233 < e Tra bảng 11.4 :X =1;Y =0 Qo = (1.1.1244 + 0.Fa ) = 1244 Cd = 1244.3Ö255 = 7888 Vậy Tính tốn lực dọc trục = 25 mm; C= 35745.tra bảng P.12 chọn bi ổ đỡ chặn cở trung hẹp b.đối với trục 2. Fat = Fz11 - Fz21 =2113 N Fs = e.Fr Mà: Fr10 = ÖFlx112 + Fly2 =2513 N Fr11 =ÖFlx122 + Flỳ122 =6969N Ta có:I =1 ;Co =13,3;Fat2 = 744 N Þ i.Fat/Co = 1.2113/13,3.103 = 0,16 tra bảng 11.4 Þe =0,48 mà Fs = e.Fso Fso = 2513.0,48 = 1206 N FS1 = 6969.0,48 = 3345 N Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ đỡ 0 và 1 Fao = Fs1 –Fat = 1232 N Fa1 = Fs0 –Fa1 = 3319 N * đối với ổ lăn 1 Fa1/Fr11 = 3319/6969 =0,476 Vậy dùng ổ bi đỡ chặn góc tiếp xúc a =12o * Xác định tải trọng động quy ước Q = (X.V.Fr +Y.Fa).Kt.Kd Vì là vòng trong quay nên V=1 Nhiệt độ ổ lăn nhỏ hơn 105 độ nên Kt = 1 Chọn Kd = 1,5 Ta lại Fa1 /V.Fr11 = 0,476< e = 0,48 Tra bảng 11.4 ta được X = 1;Y =0 Q1 = (1.1.6969).1,5 = 10454 N * khả năng tải động quy ứơc Cd = Q.mÖL = m = 3 Lh = 106.L/60.n ÛL = Lh.60.n/106 tra bảng 11.2 Lh= 104;n= 106 vòng/phút L= 104.60.106/106 = 64 Cd = 6969.3Ö64 =27818 * đối với ổ 0 Fa0/Fr10 = 1232/25136=0,49 Chon ổ lăn góc tiếp xúc 12o Q = (X.V.Fr +Y.Fa).Kt.Kd V = 1 Kt = 1 Kd = 1,5 Fa0/V.Fr10 = 0,243 < e Tra bảng 11.4 :X =1;Y =0 Qo = (1.1.12513 + 1,3.1232 ) = 6172 Cd = 6172.3Ö255 = 24636 Vậy d = 30 mm; C= 45164.tra bảng P2.12 ta không tra được.nên ta tăng đường kính vòng trong lên thành 35 mm.tra ra được ổ đỡ chặn cở hẹp nặng. c.trục 3 Fat = Fz31 =2010 N Fs = e.Fr Mà: Fr30 = ÖFlx312 + Fly312 = Ö 39252 + 16042 =4240N Fr11 =ÖFlx122 + Flỳ122 =4240 N Ta có:I =1 ;Co = 40,1;Fat = 2010 N Þ i.Fat/Co = 2010/40,1.103 = 0.05 tra bảng 11.4 Þe =0,41 mà Fs = e.Fr Fso = 4240.0,41 = 1738 N FS1 = 4240.0,41 = 1738 N Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ đỡ 0 và 1 Fao = Fs1 +Fat = 3748 N Fa1 = Fs0 –Fa1 = -272 N * đối với ổ lăn 1 Fa1/Fr11 = 3748/4240 =0,88 Vậy dùng ổ bi đỡ chặn góc tiếp xúc a =26o * Xác định tải trọng động quy ước Q = (X.V.Fr +Y.Fa).Kt.Kd Vì là vòng trong quay nên V=1 Nhiệt độ ổ lăn nhỏ hơn 105 độ nên Kt = 1 Chọn Kd = 1,5 Ta lại Fa1 /V.Fr11 = 0,88 > e = 0,41 Tra bảng 11.4 ta được X = 1;Y =1,52 Q1 = (1.1.4240 + 1,52.3748).1,5 = 14905 N * khả năng tải động quy ứơc Cd = Q.mÖL = m = 3 Lh = 106.L/60.n ÛL = Lh.60.n/106 tra bảng 11.2 Lh= 104;n= 26,5 vòng/phút L= 104.60.26,5/106 = 15,9 Cd = 14905.3Ö15,9 =37480 Vậy d = 65 mm; C= 37480.tra bảng P.12 chọn bi ổ đỡ chặn cở nhẹ hẹp Ta được bảng sau STT KÍ HIỆU Ổ dm D mm B = t r R1 1 46305 25 62 17 2 1 2 66407 35 100 25 2,5 1,2 3 46212 60 110 22 2,5 1,2 VI)THIẾT KẾ VỎ HỘP A.QUAN HỆ KÍCH THƯỚC CỦA CÁC PHẦN TỬ CẤU TẠO NÊN VỎ HỘP. Tên goi” Biểu thức tính tốn Gân tăng cứng Chiều dày,e: Chiều cao h: Độ dốc: E = 8 mm H =50 mm 2o Đường kính Bulông nền,d1 Bulông cạnh ô3 ,d2 Bulông ghép bích nắp và thân,d3 vít ghép nắp ổ,d4 vít ghép nắp và cửa thăm,d5 D1 =14 mm D2 = 12 mm D3 = 10 mm D4 =8 mm D5 =6 mm Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp,S3 Chiều dày bích nắp hộp,S4 Bề rộng bích nắp và thân,K3 S3 = 15 mm S4 = 14 mm K3 = 38 mm Kích thứơc gối trục Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ:K2 Tâm lổ bulông cạnh ổ: E2 và C Chiều cao h K2 = 30 mm E2 =19 mm VII) BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP Dựa vào kết cấu và yêu cầu làm việc , chế độ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau: 1) Dung sai vàlắp ghép bánh răng: Chịu tải vừa, thay đổi, va đập nhẹ ta chọn kiểu lắp trung H7/k6 2) Dung sai và lắp ghép ổ lăn: Vòng trong ổ chịu tải tuần hồn, va đập nhẹ, lắp theo hệ thống trục, để vòng ổ không bị trượt trên bề mặt trục khi làm việc ta chọn chế độ lắp k6, lắp trung gian có độ dôi. Vòng ngồi lắp theo hệ thống lỗ, vòngngồi không quay nên chịu tải cục bộ. Để ổ mòn đều , và có thể dịch chuyển khi làm việc do nhiệt độ tăng, ta chọn chế độ lắp trung gian H7. 3)Lắp vòng chắn dầu lên trục: Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp. .4)Lắp bạc chắn lên trục: Vì bạc chỉ có tác dụng chặn các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp trung gian H8/h6. 5)Lắp nắp ổ , thân: Chọn kiểu lắp H7/e8 để dễ dàng tháo lắp. .6) Lắp then lên trục: Theo chiều rộng chọn kiểu lắp trên trục là P9/h9 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h9 . Theo chiều cao , sai lệch giới hạn kích thước then là h11 . Theo chiều dài sai lệch giới hạn kích thước then là h14 . BÁNH RĂNG Chi tiết Mối lắp Sai lệch trên ES Sai lệch dưới es Sai lệch trên ES Sai lệch dưới es Độ dôi lớn nhất(mm) Độ hở lớn nhất (mm) 10 H7/k6 +25 +18 0 +2 18 23 20 H7/k6 +25 +18 0 +2 18 23 21 H7/k6 +25 +18 0 +2 18 23 30 H7/k6 +30 +21 0 +2 21 28 LẮP LÊN TRỤC 10 k6 +15 +2 15 11 k6 +15 +2 15 20 k6 +18 +2 18 21 k6 +18 +2 18 30 k6 +21 +2 21 31 k6 +21 +2 21 LẮP LÊN VỎ 10 H7 +21 0 21 11 H7 +21 0 21 20 H7 +25 0 25 21 H7 +25 0 25 30 H7 +30 0 30 31 H7 +30 0 30 MỤC LỤC PHẦN A : ĐƯA RA CÁC PHƯƠNG ÁN VÀ LỰA CHỌN SƠ ĐỒ ĐỘNG trang 1 PHẦN B: TÍNH RIÊNG (NGUYỄN ĐỨC TÍNH) trang 11 Phần I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN trang 12 I) Chọn động cơ điện trang 12 II) Phân phối tỉ số truyền trang 13 Phần II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY trang 16 I) Tính tốn bộ truyền đai trang 16 II) Tính hộp giảm tốc trang 18 III)Tính tốn trục trang 29 IV) Tính tốn chọn ổ lăn trang 42 V) Thiết kế kết cấu vỏ hộp trang 43 VI) Các chi tiết phụ trang 45 VII) Bảng dung sai lắp ghép trang 47 PHẦN C: TÍNH RIÊNG(NGUYỄN THANH THUẬN) trang 51 Phần I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN trang 51 Phần II: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY trang 57 I) Tính tốn bộ truyền đai trang 57 II) Tính hộp giảm tốc trang 59 III)Tính tốn trục trang 70 IV)Tính then trang 84 V) Tính tốn chọn ổ lăn trang 86 VI) Thiết kế kết cấu vỏ hộp trang 91 VII) Bảng dung sai lắp ghép trang 92 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]. Trịnh Chất , Lê Văn Uyên- Tính Tốn Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí –. Nhà Xuất Bản Giáo Dục [2]. Nguyễn Hữu Lộc, Nguyễn Tuấn Kiệt, Phan Tấn ,Tùng,Nguyễn Thanh Nam Cơ sở thiết kế máy – . Trường Đại Học Bách Khoa Tp.HCM [3] Trần Hữu Quế ,Đặng Văn Cừ,Nguyễn Văn Tuấn – Vẽ kỹ thuật cơ khí – Nhà Xuất Bãn Giáo Dục