Đề tài Thiết kế hệ dẫn động cơ cấu nâng

Lời nói đầu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kỹ sư cơ khí đặc biệt là đối với kỹ sư nghành chế tạo máy. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môm học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kỹ thuật .... đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này. Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động cơ cấu nâng gồm có hộp giảm tốc côn trụ và bộ truyền đai dẹt. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và khớp nối sẽ truyền chuyển động tới tang . Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của em không thể tránh được những sai sót. Em rất mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo thêm của các thầy trong bộ môn để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được. Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy Đoàn Yên Thế đã trược tiếp hướng dẫn, chỉ bảo cho em hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao . Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! ! ! Mục Lục A. Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền I . Xác định công suất cần thiết , số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện và chọn động cơ điện: - Công suất cần thiết được xác định theo công thức: P= Trong đó: P là công suất cần thiết trên trục động cơ(kW). P là công suất tính toán trên trục máy công tác (kW). h là hiệu suất truyền động. - Hiệu suất truyền động: h = . Trong đó: h là hiệu suất của một cặp ổ lăn. h là hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn. h là hiệu suất của bộ truyền bánh răng nón. h là hiệu suất của bộ truyền đai. Thay số: h = 0,994. 0,96 . 0,97. 0,95 = 0,84 tính pt : + Trước hết ta phải xác định tính chất làm việc của động cơ ts =% ts > 60% do đó động cơ làm việc với tải trọng thay đổi có chu kì P= +Xác định P1 , P2 : khi tính sơ bộ ta bỏ qua ma sát ở puli. F =G/2 = 1100/2 =5500(N) Vd =2V =2 . 0,35 = 0,7 (m/s) P1 = (kw) Vì P tỉ lệ bậc nhất với T nên ta có: P2 = 0,3P1 = 0,3 . 3,85 = 1,16 (kw) ị Pct == = 3.38(kw) Xác định số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ điện. + Tính số vòng quay của trục tang : nlv == 45 (v/p) - Tỉ số truyền của cơ cấu : Ut = Theo bảng 2- 4 Trang 21/ tập 1, ta chọn sơ bộ Un =Ud = 2 Uh =16 Ut = 16 . 2 = 32 - Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n = n. U Trong đó: n là số vòng quay đồng bộ n là số vòng quay của trục máy công tác ở đây là trục tang U là tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống - Thay số n = 32.45 = 1440 (v/p) ; chọn n = 15000 (v / p) - Chọn quy cách động cơ: - Với những số liệu đã tính được kết hợp với yêu cầu mở máy và phương pháp lắp đặt động cơ tra bảng ta được động cơ với ký hiệu: 4A100L4Y3 Với P = 4 (kw) ; n= 1420 (v/p); và = 2 > 1,3 II. Xác định tỉ số truyền động U của toàn bộ hệ thống và phân phối tỷ số truyền cho từng bộ truyền của hệ thống dẫn động , lập bảng công suất , mô men xoắn , số vòng quay trên các trục: - Xác định tỷ số truyền U của hệ thống dẫn động Ut = Trong đó: n là số vòng quay của động cơ. n là số vòng quay của trục tang. Thay số Ut == 31,56 - Phân phối tỷ số truyền của hệ dẫn động U cho các bộ truyền U=U.U Chọn Un theo tiêu chuẩn U= 2,24 U=== 14,09 Đây là hộp giảm tốc côn- trụ 2 cấp với Uh =14,09 Chọn K= 0,3 , = 1,2 , = , C= = 1,1 Từ đó ta có ,1 - Dựa vào sơ đồ hình 3-21 trang 45 TKCTM tập 1 với Uh = 14,09 U = 3,95 mà U= với U là tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh U là tỷ số truyền của bộ truyền cấp chậm Do đó U= - Xác định công suất, mô men và số vòng quay trên các trục: Dựa vào sơ đồ dẫn động ta có : +trục I P= P. N1 =ndc/Ud = 1420/2,24 =634 (v/p) +trục II P n +trục III P(kw) N3 = n2/U2 = 160/3,57 =45 (v/p) - Dựa vào kết quả tính toán ở trên ta có bảng sau: Trục Thông số Động cơ 1 2 3 Công suất P 3,38 3,18 3,02 2,9 Tỷ số truyền U 2,24 3,95 3,57 Số vòng quay n 1420 634 160 45 Mô men xoắn T(Nmm) 47876 179706 615444 B. Thiết kế các bộ truyền. I. Chọn vật liệu: - Với đặc tính của động cơ cùng với yêu cầu bài ra và quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế nên ta chọn vật liệu hai cấp bánh răng như nhau . Theo bảng 6-1 chọn Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện có HB = 241đ285 lấy giá trị HB =245 ; ; Bánh lớn : Để tăng khả năng chạy mòn nhiệt luyện với độ rắn mặt răng nhỏ hơn từ 10đ15HB nên ta chọn thép 45 tôi cải thiện có HB = 192đ240 lấy giá trị HB =230 ; 750Mpa ; 450Mpa II. Xác định ứng suất cho phép: - Theo bảng 6-2 với thép 45 tôi cải thiện thì : ; ; ; - Chọn độ rắn bánh nhỏ HB=245 ; độ rắn bánh lớn HB=230 - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc Theo 6-5 N thay số N ; N - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn N với tất cả các loại thép - Do bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE = 60.C.S(Ti/Tmax)3.ni. t NFE = 60.C.S(Ti/Tmax)mF.ni. t Trong đó : c là số lần ăn khớp trong 1vòng quay. n là số vòng quay trong một phút. tlà tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét. Thay số NHE1 = 60.1.634..12000 = 15,62.107 > NHO1 lấy KHL1=1 Tương tự NHE2 > NHO2 ị KHL2 =1 NHE3 > NHO3 ị KHL3 =1 Riêng NHE4 = 11,09.106 NHE4 < NHO4 ị KHL4= 0.96 áp dụng công thức 6-1a tập 1 Sơ bộ xác định được -Tính NFE =60.C.S(Ti/Tmax)6.ni.tI NFE1 = 152,27.106>NFO ị KFL2 = 1 Tương tự ta có : KFL2 = KFL3 = KFL4 = 1 -Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải , vì tải trọng đặt ở hai phía nên KFC = 0,7 Theo 6-2a Sơ bộ xác định được -ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải III. Tính bộ truyền cấp nhanh 1. Chiều dài côn ngoài của bánh côn chủ động được xác định theo công thức Trong đó : K là hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm răng và loại răng K Klà hệ số kể đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành của Bánh răng côn . Tra bảng 6-21 K Klà hệ số chiều rộng vành răng . vì U1=3,95>3 ị chọn K Thay số R R 2.Xác định các thông số ăn khớp Theo 6-52b : d Tra bảng 6-22 Số răng bánh nhỏ Z ị lấy Z1 = 27 Đường kính trung bình và mô đun trung bình d m Mô đun vòng ngoài theo (6.56) m Theo bảng 6-8 tập 1 lấy trị số tiêu chuẩn m Tính lại giá trị mô đun ,số răng Z lấy Z1= 27 răng Số răng bánh lớn Z lấy Z1= 108 răng Tỷ số truyền thực U Góc côn chia Đường kính trung bình của bánh nhỏ d Chiều dài côn ngoài R 3. Kiểm răng về độ bền tiếp xúc Theo 6-58 Trong đó Z là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp Tra bảng 6-5 có Z Theo bảng 6-12 với xt = 0 , ZH =1,76 Hệ số trùng khớp ngang theo (6.59a) Z Theo 6.60 có ị Z K là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Theo bảng 6-21 K là hệ số kể đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành răng Theo bảng 6-21 K là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Theo 6-63 K với Theo bảng 6-15 , 6-16 ;g0 =56 Vận tốc vòng tính theo công thức 6-22 V= Theo bảng 6-13 dùng cấp chính xác 8 Thay số Chiều rộng vành răng b Thay số vào 6-58 Theo 6-1 ; 6-1a Trong đó với cấp chính xác 8 ứng với R Z là hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng với v =1,99m/s ị Zv =1 Do Da <700 mm ị KXH =1 [sH], =481,8.1.0,95.1 =457,7 (Mpa) ị sH =463,4 > [sH], =457,7 Tính sai số = Tính chiều rộng vành răng b = 34,75(sH/[sH])2 = 35,7 lấy b = 40 (mm) 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo 6-65 Trong đó : T:Mô men xoắn trên bánh chủ động T1 = 47876 (N.mm) m Mô đun trung bình m b : Chiều rộng vành răng b = 40 (mm) dĐường kính trung bình của bánh chủ động d Ylà hệ số kể đến độ nghiêng của răng , với răng thẳng Y Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0 Tra bảng 6-18 ta được YF1=3,8 ; YF2 =3,6 K là hệ số tải trọng khi tính về uốn : K K hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn Kbe = 40/139 = 0,228 Kbeu(2 – Kbe) = 0,228.3,95(2 – 0.228) = 0,66 Tra bảng 6-21,28 Klà hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng K = 1 K là hệ số kể đến tải trọng động xuát hiện trong vùng ăn khớp K với Tra bảng 6-15,6-16 được Thay số Yhệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y Thay vào 6-65 Như vậy độ bền uốn được đảm bảo 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải Với K=2,2 tra phần phụ lục , theo 6-48có Theo 6-49 có Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải 6. Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng cấp nhanh Chiều dài côn ngoài Re = 139 mm Mô đun vòng ngoài mte = 2,5 Chiều rộng vành răng bw = 40 mm Tỷ số truyền Um = 4 Góc nghiêng của răng Số răng bánh răng Z1 = 27 ; Z2 = 108 Theo các công thức trong bảng 6-19 ta tính được : Đường kính chia ngoài de1 = 67,5 mm ; de2 =270 mm Góc côn chia Chiều cao răng ngoài he =5,5mm Chiều cao đầu răng ngoài h Chiều cao chân răng ngoài h Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 = 72,35 mm ; dae2 = 271,23 mm Đường kính trung bình dm1 = 59,06 mm ; dm2 = 236,25 mm IV. Tính bộ truyền cấp chậm: 1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục a Trong đó K là hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng Tra bảng 6-5 tập 1 được K T2Mô men xoắn trên trục bánh chủ động T2 = 179706 (N.mm) Theo bảng 6-6 chọn Theo bảng 6-7 sơ đồ 5 =1,04 Thay vào trên a Lấy aw =180 mm 2. Xác định thông số ăn khớp , mô đun Theo 6-17 m theo bảng tiêu chuẩn 6-8 chọn m = 2,5 Sơ bộ chọn b =100 ị cosb = 0,9848 - Xác định số răng Theo công thức 6-19 tập 1 Z Lấy tròn Z1 = 31 răng Theo 6-20 Z2 =U2.Z1 = 3,57.31 = 110,56 làm tròn Z2 = 110 răng Tỷ số truyền thực u Tính lại góc nghiêng b : cosb = ị b = 11,720 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo 6-33 tập 1 Trong đó : Z là hệ số kể đến cơ tính của vật liệu tra bảng 6-5 được Z Z hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc Z với là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở at = atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg200/cos11,720) = 20,390 tgbb = cosat.tgb = 0,19 ị bb = 110 Theo 6.37 eb =bwsinb/(p.m) = 66.sin11,720/(3,14.2,5) = 1,4 Do đó Zlà hệ số kể đến sự trùng khớp của răng được tính theo công thức Z với dw3 =2.aw/(u +1) = 2.180/(3,55+1) = 79,15 mm K là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K Trong đó K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6-7 tập 1 K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp K là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp K với Vận tốc vòng V= với Theo bảng 6-13 chọn cấp chính xác 9 Tra bảng 6-15 ; 6-16 tập 1 Vậy K Thay vào 6-33 Xác định chính xác ứng suất cho phép : Theo 6-1 và 6-1a Vì V Cấp chính xác 9 R Đường kính đỉnh răng d Do đó Tính sai số = thoả mãn 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo 6-43 Trong đó: T2 Mô men xoắn trên bánh chủ động T2 = 179706(N.mm) m Mô đun pháp m=2,5 (mm) b Chiều rộng vành răng b dw3 Đường kính vòng lăn bánh chủ động dw3 = 79,15 (mm) Y Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y với hệ số trùng khớp ngang Y Hệ số kể đến dộ nghiêng của răng do Y Hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4 Ta có Z Tra bảng 6-18 được K Hệ số tải trọng khi tính về uốn K Trong đó: KFb = 1,1 . Tra bảng 6-7 với =0,68 KFa = 1,37 tra bảng 6.14 KFV = 1 + với Trong đó: ; ; g0=73 đKFV=1+ KF=1,1.1,37.1,016 = 1,53 Thay vào 6.43 ta có Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép : [s]’ = [s]tk.YR.YS.KXF YR =1 ; YS =1,08- 0,0695ln(2,5) = 1,016 KXF =1 vì d < 400mm [sF3] = 212.1.1,016.1 = 215 (Mpa) [sF4] = 224.1.1,016.1 = 227,6 (Mpa) Như vậy độ bền uốn thoả mãn 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo 6.48 Kqt= 6. Các thông số và kích thước bộ truyền. Khoảng cách trục aw = 180 mm Mô đun pháp m = 2,5 mm Chiều rộng vành răng bw = 54 mm Tỉ số truyền um = 3,55 Góc nghiêng của răng b = 11,720 Số răng bánh răng z3 = 31; z4 = 110 Hệ số dịch chỉnh x3 = 0; x4 = 0 Đường kính vòng chia d3=79,15 mm:d4=280,85 mm Đường kính đỉnh răng da3=86,25mm;da4=287,95mm Đường kính đáy răng df3=70,28 mm;df4=271,98mm V.Tính bộ truyền ngoài 1. Chọn loại đai chọn loại đai vải cao su là loại đai thông dụng 2. Xác định các thông số của bộ truyền Theo (4.1) đường kính bánh đai nhỏ d1 xác định trong khoảng: D1 = (5,2 …. 6,4) = (5,2 … 6,4) Theo dãy tiêu chuẩn chọn d1 =180 mm Tính vận tốc của đai : V = p.d1.n1/60000 = 3,14.180.1420/60000 = 13,4(m/s) đường kính bánh đai lớn : d2 = Uđ.d1.(1-e) = 2,24.180.( 1- 0,01 ) = 399,17 mm với e = 0,01 là hệ số trượt lấy d2 theo tiêu chuẩn d2 =400mm tỉ số truyền thực tế : Utt = d2/d1(1-e) = 400/180.(1-0,01) =2,245 theo (4.3): as = (1,5….2)(d1+ d2) = 870….1160 (mm) Lấy as =1000(mm) theo (4.4) chiều dài đai . l = 2as + p.(d1 + d2)/2 + (d2 – d1)2/4as = 2923(mm) tùy theo cách nối đai cộng thêm từ 100….400 (mm). Số vòng chạy của đai i = v/l = 13,4/2,923 = 4,58 <= imax = 3…5(m/s) Tính góc ôm trên bánh nhỏ : Theo (4.7) a1 = 180 – 57(d2 – d1)/as = 167,50 > amin =1500 3.Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai . theo (4.9) ị Ft = 1000.P1/v = 1000.3,18/13,4 =237 N theo bảng (4.80 tỉ số (d/d1) nên dùng là 1/40 ị d =d1/40 = 4,5 mm theo bảng 4.1 chọn loại đai b.800 có lớp lót trị số dt/c = 4,5 , số lớp là 3 ứng suất có ích cho phép xác định theo (4.10) [sF] = [sF]0.Ca.Cv.C0 với bộ truyền nằm ngang và điều chỉnh định kỳ lực căng chọn : s0 =1,8 Mpa (bảng 4.9) K1 = 2,5 ; K2 = 10 ị [sF]0 = 2,5 – 10.4,5/180 = 2,25 Mpa theo bảng 4.10 chọn Ca = 0,96 4.11chọn Cv = 0,97 4.12 chọn C0 = 1 ị [sF] = 2,25.0,96.0,97.1 = 2,095 Mpa theo 4.8 : b = Ft.Kđ/[sF].d Kđ = 1,1 (bảng 4.7) ị b = 237.1,1/2,095.4,5 = 27,65(mm) theo bảng 4.1 lấy theo trị số tiêu chuẩn b = 32 ị chiều rộng bánh đai lấy B = 40 (bảng 9.10) sách thiết kế chi tiết máy 4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục . theo 4.12 F0 = s0.b.d = 2,25.32.4,5 = 324(N) theo 4.13 Fr = 2.F0.sin(a1/2) = 2.324.sin(167,5/2) = 644 (N) C. Thiết kế trục và then i . Chọn vật liệu Trục là bộ phận quan trọng trong hộp giảm tốc có tác dụng truyền chuyển động quay giữa các bánh răng ăn khớp .Đồng thời , trục còn tiếp nhận đồng thời cả mômem uốn và mô men xoắn . Mặt khác , theo yêu cầu thiết kế trục còn làm việc trong thời gian dài ( 5 năm , mỗi năm làm việc 300 ngày , mỗi ngày làm việc 8 giờ) Do những yêu cầu và đặc điểm trên nên ngoài thiết kế đạt độ chính xác hình học cao . Trục còn phảI đảm bảo về độ cứng vững, độ bền mỏi, độ ổn định dao động Vì vậy, để đảm bảo yêu cầu làm việc trên , yêu cầu người thiết kế chọn vật liệu chế tạo hợp lý , giá thành rẻ , dễ gia công . từ đó ta chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có : sb = 600 Mpa [t] = 12…20 (Mpa) II.Tính thiết kế trục về độ bền 1.Xác định lực tác dụng lên các bộ truyền Bỏ qua ma sát giữa các răng , bỏ qua trọng lượng bản thân và các chi tiết lắp trên trục thì lực tác dụng lên bộ truyền gồm 3 lực Lực vòng có phương tiếp tuyến với vòng lăn ,chiều ngược với chiều Lực hướng tâm F có phương hướng kính ,chiều hướng về tâm mỗi bánh Lực hướng trục F có phương song song với trục ,chiều hướng vào bề mặt làm việc của răng Phương chiều của các lực được xác định như trên sơ đồ hình I : Hình I a. Lực tác dụng lên bộ truyền cấp nhanh F b.Lực tác dụng lên bộ truyền cấp chậm Ft4= F F c.Lực tác dụng lên bộ truyền đai Frd =644 (N) 2. Tính sơ bộ đường kính trục Theo 10-9 tập 1 đường kính sơ bộ được tính theo công thức sau d trong đó : - T là mô men xoắn trên trục. - Là ứng suất xoắn cho phép , đối với thép =1220(Mpa) chọn =15(Mpa) -Trục 1 Lấy d1 = 30(mm) -Trục 2 d Lấy d2 = 40 (mm) -Trục 3 d Lấy d3 = 60 (mm) - ở đây lắp bánh đai lên đầu vào của trục I nên không cần quan tâm tới đường kính trục động cơ điện . 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 Theo bảng 10-2 tập 1 ta có thể xác định được chiều rộng ổ lăn b theo d - Chiều rộng may ơ ở nửa khớp nối , ở đây là nối trục vòng đàn hồi nên chọn l - Chiều rộng moay ơ của bánh đai. lm12 = 1,3.d1 = 1,3.30 = 39 chọn lm12 = 39 (mm) - Chiều rộng may ơ bánh răng côn l chọn lm13 = 39 (mm) lm23 = 1,3.d2 = 1,3.40 = 52 chọn lm23 = 52 (mm) - Chiều rộng may ơ của bánh răng trụ cấp chậm . lm22 = 1,3.d2 = 1,3.40 = 52 chọn lm22 = 52 (mm) lm33 = 1,3.d3 = 1,3.60 = 78 chọn lm33 = 78 (mm) - Xác định chiều dài giữa các ổ +Trục I l11 = 2,8.d1 = 84 (mm) l trong đó b là chiều rộng ổ b K là khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ tra bảng 10-3 tập 1 hChiều cao nắp ổ và đầu bu lông , tra bảng 10-3 tập1 l là khoảng cách công xôn l Trong đó : K là chiều rộng ổ 1 và ổ 2 , tra bảng 10-3 được K1 =12 ; K2 = 10 l Chiều dài may ơ của bánh răng côn trên trục 1 lm13 = 39 mm theo trên bW = 40 mm + Trục II. + Trục III. + Khoảng cách phía trong hộp giảm tốc lấy theo trục II . + khoảng cách đoạn trục phía ngoài . lc32 = 0,5.(lm32 + b03_) + K3 + hn = 0,5.(108 + 31 ) + 15 +15 = 99,5 (mm) = l31 l32 = l22 = 59,5 (mm) l33 = l21 – l22 = 183 – 59,5 = 123,5(mm) 4. Xác định chính xác đường kính và chiều dài các đoạn trục a. Trục 1 - dựa vào sơ đồ hình vẽ II để xác định phản lực tại các gối tựa 0 và 1 SX = 0 ị FX13 + Fx10 – FX11 = 0 SMoy = 0 ị FX11.l11 - FX13.l13 = 0 FX10 = 984,3 (N) FX11 = 2605,5 (N) SY = 0 ị FY12 - FY10 - FY11 + FY13 = 0 SM0x = 0 ị FY12.l12 + FY11.l11 – FY13 l13 + FZ13.dm1/2 = 0 FY10 = 800 (N) FY11 = 416 (N) Biểu đồ mô men MX : Mx1 = FY13.(l13 – l11) – FZ13.dm1/2 = 24900,4 (N.mm) Mx3 = FZ13.dm1/2 = 4271,6 (N.mm) Mx0 = FY12.l12 = 37996 (N.mm) Hình II Biểu đồ mô men MY. MY1 = FX13.(l13 – l11) = 82681,2 (N.mm) Biểu đồ mô men xoắn MZ : MZ = FX13.dm1/2 = 47825,4 (N.mm) -Tính mô men uốn tổng M và mô men tương đương Mtdj tại các tiết diện thứ j trên chiều dài trục theo công thức : MJ = ; Mtđj = Thay số : -Tính đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức : trong đó : là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục , tra bảng 10-5 lấy d10 = 25 mm lấy d11 = 25 mm lấy d12 = 20 mm lấy d13 = 20 mm b. Trục II. Dựa vào sơ đồ hình vẽ III để xác định phản lực tại các gối tựa Hình III SX = 0 ị FX22 – FX20 + Fx23 – FX21 = 0 SMoy = 0 ị FX22.l22 + FX23.l23 - FX21.l21 =0 FX21 = 2332,2 (N) FX20 = 3671,4 (N) SY = 0 ị FY22 - FY23 - FY21 - FY20 = 0 SM0x = 0 ị FY22.l22 – FY23 l23 + FY21.l21 - FZ22.dm2/2 – FZ23.dm3/2 = 0 FY21 = 514,5 (N) FY20 = 249,6 (N) Biểu đồ mô men MX : Mx2 = FY20.l22 = 249,6.59,5 = 14850 (N.mm) Bước nhảy mô men Mx tại mặt cắt 2. Mbn = FZ22.dm3/2 = 1663,7.79,15/2 = 65841,7 (N.mm) Mx3 = FY21.(l21 – l23) = 514,5(183 – 102,4) = 41455,75 (N.mm) Bước nhảy mô men Mx tại mặt cắt 3 . Mbn = FZ23.dm2/2 = 67557,6 (N.mm) Biểu đồ mô men mY . MY2 = FX20.l22 = 3671,4.59,5 = 218445,9 (N.mm) MY3 = FX21.(l21 - l23 ) = 2332,2 . 80,6 = 187916,1 (N.mm) Biểu đồ mô men xoắn T . MZ3 = FX23.dm3/2 = 1621.236/2 = 191468 (N.mm) MZ2 = FX22.dm2/2 = 4382,6.79,15/2 = 173439,68 (N.mm) Tính mô men uốn tổng MJ và mô men tương đương MtđJ tại các tiết diện j trên chiều dài trục . M20 = 0 ị Mtđ20 = 0 M22 = = 224318,5 (N.mm) ị Mtđ22 = = 269962,5 (N.mm) M23 = = 192434,5 (N.mm) ị Mtđ23 = = 254020,3 (N.mm) M21 = 0 ị Mtđ21 = = 15613,8 ị đường kính trục tại các tiết diện : d20 = 0 d22 = d23 = d21 = Xuất phát từ yêu cầu công nghệ ta chọn : d20 = 25 (mm) d22 = 30 (mm) d23 = 30 (mm) d21 = 25 (mm) c.Trục III Xác định khoảng cách các đoạn trục : + Khoảng cách các đoạn trục phía trong hộp giảm tốc lấy theo kích thước trục II + Xác định lực hướng tâm Fr của khớp nối : Fr32 = 0,3.Ft23 Trong đó : Ft23 = 4382,6 ị Fr32 = 0,3.4382,6 = 1314,8 + Xác định phản lực tại các gối trục dựa vào sơ đồ hình vẽ IV: Phản lực theo phương ox : SX = FX32 + FX30 + FX31 – FX33 = 0 SMoY = FX32.l31 + FX33.l32 – FX31.(l33+ l32) = 0 ị FX31 = 2139,8 (N) FX30 = 928 (N) Phản lực theo phương oy : SY = FY33 + FY30 - FY31 = 0 SMox = FY33.l32 - FY31.(l32 + l33) + FZ33. = 0 ị FY31 = 1572,2(N) FY30 = 663,3(N) + Biểu đồ mô men Mx : MX33 = FY31.l33 = 1572,2 . 123,5 = 194164,3 (N.mm) Hình IV - Bước nhảy mô men Mbn = FZ33. = 233631,9 (N.mm) + Biểu đồ mô men MY MY30 = FX32.l31 = 1314,8.99,5 = 130821,1 (N.mm) MY33 = FX31.l33 = 2139,8.123,5 = 264267,5 (N.mm) + Biểu đồ mô men xoắn T MZ33 = FX33.dm4/2 = 615431 (N.mm) + Tính mô men uốn tổng và mô men tương đương tại các tiết diện trên trục III. M32 = 0 ị Mtđ32 = M30 = 130821,1 ị Mtđ30 = M33 = ị Mtđ33 = M31 = 0 ị Mtđ31 = 532979 (N.mm) + Tính đường kính trục tại các tiết diện của trục III . d32 = d30 = d33 = d31 = Xuất phát từ yêu cầu về tính công nghệ chọn : d30 = d31 = 30 (mm) d33 = 45 (mm) d32 = 25 (mm) III. Tính mối ghép then . - Then là một tiết máy tiêu chuẩn ta có thể chọn và tính then theo đường kính trục và chiều dài may ơ . Vì các trục trong đồ án này đều nằm trong hộp giảm tốc nên ta dùng then bằng Để đảm bảo tính công nghệ ta chọn then giống nhau trên cùng một trục *Trục 1 +Với d12 = 20 (mm) tra bảng 9-1a tập 1 có b = 6(mm) ; h= 6(mm) ; t1 = 3,5 mm ; t2 = 2,8 mm ; 0,16Ê r Ê 0,25 Chiều dài then l1 =(0,8..0,9 )lm12 = (0,8…0,9). 39 = 31,2 …35,1 lấy l1 = 34mm Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt ; t Trong đó ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1 ứng suất cắt cho phép Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng rung động nhẹ thì Thay vào Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn +Với d13 = 20 (mm) tra bảng 9-1a tập 1 có b = 6(mm) ; h= 6(mm) ; t1 = 3,5 mm ; t2 = 2,8 mm ; 0,16Ê r Ê 0,25 Chiều dài then l1 =(0,8..0,9 )lm13 = (0,8…0,9). 39 = 31,2 …35,1 lấy l1 = 34mm Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt ; t Trong đó ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1 ứng suất cắt cho phép Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng rung động nhẹ thì Thay vào Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn *Trục 2 Với d22 = 30 (mm) tra bảng 9-1a tập 1 có b = 8(mm) ; h= 7(mm) ; t1 = 4 mm ; t2 = 2,8 mm ; 0,16Ê r Ê 0,25 Chiều dài then l1 =(0,8..0,9 )lm22 = (0,8…0,9). 52 = 41,6 …46,8 lấy l1 = 43mm Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt ; t Trong đó ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1 ứng suất cắt cho phép Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng rung động nhẹ thì Thay vào Vậy điều kiện bền dập và cắt thỏa mãn Với d23 = 30 (mm) tra bảng 9-1a tập 1 có b = 8(mm) ; h= 7(mm) ; t1 = 4 mm ; t2 = 2,8 mm ; 0,16Ê r Ê 0,25 Chiều dài then l1 =(0,8..0,9 )lm23 = (0,8…0,9). 52 = 41,6 …46,8 lấy l1 = 43mm Công thức kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt ; t Trong đó ứng suất dập cho phép tra bảng 9-5 tập1 ứng suất cắt cho phép Với trục làm bằng thép 45 và tải trọng rung động nhẹ thì T = 191468,9 – 173439,7 = 18029,3 (N.mm) Thay vào Vậy trục 2 thỏa mãn điều kiện bền dập và uốn *Trục 3 Với d33 = 45 mm tra bảng 9-1a tập 1 có b=14 mm ; h =9 mm ; t1 = 5,5mm ; t2 = 3,8mm ; 0,25 Ê r Ê 0,4 Chiều dài l1 = ( 0,8…0,9)lm32 = (0,8…0,9).108 = 86,4 … 97,2 lấy l1 = 95(mm) Với Vậy then trên trục 3 thỏa mãn điều kiện bền dập và uốn IV. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 1-Kiểm nghiệm truc I. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau. Sj = ³ [s]. Với : [s]- Hệ số an toàn cho phép , thông thường [s]= 1,5…2,5. ssj- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất pháp tại tiết diện j . ssj = stj- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện j. stj = Trong đó : s-1,t-1 là giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Với thép 45x có sb = 600 Mpa . s-1= 0,436.sb = 0,436.600 = 261,6 Mpa. t-1= 0,58 .s-1= 0,58.261,6 = 151,73 Mpa. a- xét mặt cắt 0 - 0 . Trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó. sm = 0 ; smax= sa = Trong đó W là mô men cản uốn W Trục quay hai chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó. tm = ta= Trong đó W11 là mô men cản xoắn W ys,yt- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7/1/ được Ys= 0,05 , Yt = 0 Ksd , Ktd Hệ số xác định theo công thức sau: Ksd = ; Ktd = . Kx- Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , tra bảng 10.8/1/ được Kx= 1,06 Ky – Hệ số tăng bền bề mặt, với sb= 600 Mpa tra bảng 10.9/1/ được ky= 1,9 Do bề mặt trục lắp có độ dôi và tại tiết diện nguy hiểm không có rãnh then nên ta có thể tra trực tiếp tỷ số Theo bảng 10-11 Ksd = Ktd = ss = st = S = Vậy S > [s] = 1,5 … 2,5. b.xét mặt cắt 1-3 . Trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó. sm = 0 ; smax= sa = Trong đó vì trục có rãnh then : tm = ta= với tm = Ks/es = 2,06 ; Kt/et = 1,73 Ksd = 0,71 ; Ktd = 0,597 ss = st = S = ị S > [s] = 2,5 … 3. Như vậy trục 1 thỏa mãn điều kiện bền mỏi 2 Kiểm nghiệm trục 2 Thiết diện 2-2 và thiết diện 3-3 là những thiết diện nguy hiểm , có cùng đường kính và các yếu tố tập trung ứng suất nhưng tại mặt cắt 2-2 có mô men uốn lớn hơn nên ta chỉ kiểm tra cho mặt cắt 2-2 Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau. S = ³ [s]. Với : [s]- Hệ số an cho phép thông thường [s]= 1,5…2,5. ss- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện đang xét. ss = st- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện j. st = Trong đó : s-1,t-1 là giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Với thép 45 có sb = 600 Mpa . s-1= 0,436. sb =261,6(Mpa). t-1= 0,58 .s-1= 0,58.261,6 = 151,73 Mpa. Trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó. Với W22= sm = 0 ; smax= sa = = Trục quay hai chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó. Với W tm = ta= ys,yt- Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7/1/ được Ys= 0,05 , Yt = 0. Ksd , Ktd –Hệ số xác định theo công thức sau: Ksd = ; Ktd = . Kx- Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, nó phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt ,tra bảng 10.8/1/ được Kx= 1,06 Ky – Hệ số tăng bền bề mặt, với sb= 600 Mpa tra bảng 10.9/1/ được ky= 1,9 es, et- Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10/1/ được es = 0,88, et= 0,81. Ks,Kt - Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, với trục có rãnh then tra bảng 10.12/1/ được Ks = 1,46 , Kt = 1,54. Ta có Ks/es = 1,46/0,88 = 1,65 , Kt/et = 1,54/0,81= 1,9. Mặt khác do trục lắp có độ dôi theo kiểu k6 nên theo bảng 10.11/1/ ta có Ks/es = 2,06 , Kt/et = 1,64. So sánh hai giá trị Kt/et với nhau và Ks/es với nhau chọn giá trị lớn hơn ta được Ks/es = 2,06 , Kt/et = 1,9. Ksd = Ktd = ss = st = = S = Vậy S > [s] = 1,5 … 2,5. 3.Tính kiểm nghiệm trục 3 Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau. S = ³ [s] Với : [s]- Hệ số an toàn cho phép thông thường [s]= 1,5…2,5. ss- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại tiết diện đang xét ss = st- Hệ số an toàn chỉ xét riêng về ứng suất tiếp tại thiết diện j st = Trong đó : s-1,t-1 là giới hạn uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng s-1= 261,6 Mpa. t-1= 151,73Mpa Từ sơ đồ ta thấy thiết diện nguy hiểm là mặt cắt 3-0 và 3-3 a. Mặt cắt 3- 0 Tại mặt cắt 3- 0 chỉ có lắp ghép có độ dôi gây tập trung ứng suất nên Vậy b. Mặt cắt 3-3 Do ở mặt cắt này cũng có nhiều nguyên nhân gây ra tập trung ứng suất nên Thay vào Như vậy trục 3 thỏa mãn điều kiện bền mỏi V.Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Để đề phòng không bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột ta phải kiểm tra độ bền tĩnh của trục Công thức kiểm tra Trong đó Với s *Trục 1 đ trục 1 thỏa mãn độ bền tĩnh * Trục 2 đ Trục 2 thỏa mãn độ bền tĩnh *Trục 3 ị Trục 3 thỏa mãn độ bền tĩnh D. ổ lăn Vì có nhiều ưu điểm như mô men ma sát nhỏ , mô men mở máy nhỏ chăm sóc và bôi trơn đơn giản , thuận tiện sửa chửa thay thế nên ổ lăn được dùng khá phổ biến I. Tính cho trục 1 Chọn loại ổ lăn -Theo phần trục đã tính ta có : lực dọc trục : Fat = 144,8(N) . lực hướng tâm : Fr0 = Fr1 = ịTiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn tức là tại mặt cắt 1-1 với : Fr = Fr1 = 2638,5 (N) Vậy < 0,3 nhưng do tải khá lớn và trên trục có lắp bánh răng côn nên ta chọn ổ đũa côn 2. Chọn cấp chính xác Vì hệ thống ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác 0 , độ đảo tâm 20mm , giá thành tương đối 1 3. Chọn kích thước ổ lăn Kích thước ổ lăn được xác định theo 2 chỉ tiêu là 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 a. Chọn ổ theo khả năng tải động Số vòng quay của trục 1 n = 1420(v/p) nên khả năng tải động Cđược tính theo công thức trong đó m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m = LTuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ lấy Lh = 12000 giờ L = 60.n.10-6.Lh L Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay L = 60.634.10-6.12000 = 456,48 triệu vòng -Xác định tải trọng động quy ước Trong đó V là hệ số kể vòng nào quay ở đây do vòng trong quay đV=1 Kt Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ Kt = 1 Kđ Hệ số kể đến đặc tính tải trọng , tra bảng 11-3 tập 1 ị Kđ = 1,3 -Xác định các hệ số X và Y Ta đã biết đường kính ngõng trục d=25 mm , tra bảng P-2—11 tập1 chọn sơ bộ được ổ đũa côn cỡ trung 1 dãy ký hiệu 7305 với các thông số -Xác định lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ Theo bảng 11-5 sơ đồ bố trí như hình vẽ Tính tải trọng quy ước trên 2 ổ 0 và 1 Xác định X , Y : X0 = 0,4 ; Y0 = 0,4.cotga = 0,4 . cotg13,50 = 1,67 X1 = 1 ; Y1= 0 Thay vào : Q0 = (0,4.1268,4 + 1,67.933,2).1,3 = 2685,5 (N) Q1 = 2638,5.1,3 = 3430,05 (N) Như vậy chỉ cần tính cho ổ 1 là ổ chịu lực lớn hơn . Theo 11.3 tải trọng động tương đương được xác định theo công thức QE = QE1 = = = 2480,3(N) Theo 11.1 khả năng tải động của ổ : Cd = 2,4803 . 456,480,3 = 15,57 (KN) b. Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh Theo bảng 11-6 với ổ đũa côn Theo công thức 11-19 tập 1 khả năng tải tĩnh Vậy điều kiện bền tĩnh được thoả mãn Vì Cd = 15,57 (KN) << C = 29,5(KN) . Do đó để tiết kiệm ta chọn lại ổ cỡ nhẹ kí hiệu 7205 có các thông số sau: d = 25(mm) ; D = 52(mm) ; T = 16,25(mm) ; C = 23,9(KN) ; C0 = 17,9(KN) II.Tính cho trục 2 1. Chọn loại ổ lăn -Theo phần trục đã tính ta có : lực dọc trục : Fat = Fa3 – Fa2 = 1663,7 – 572 = 1091,7(N) lực hướng tâm : Fr0 = Fr1 = ịTiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn tức là tại mặt cắt 2-1 với : Fr = Fr0 = 3680 (N) Vậy < 0,3 nhưng do tải khá lớn và trên trục có lắp bánh răng côn nên ta chọn ổ đũa côn 2. Chọn cấp chính xác Vì hệ thống ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác 0 , độ đảo tâm 20mm , giá thành tương đối 1 3. Chọn kích thước ổ lăn Kích thước ổ lăn được xác định theo 2 chỉ tiêu là 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 a. Chọn ổ theo khả năng tải động Số vòng quay của trục 2 là : n = 160(v/p) nên khả năng tải động Cđược tính theo công thức trong đó m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m= LTuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ lấy Lh = 12000 giờ L = 60.n.10-6.Lh L Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay L = 60.160.10-6.12000 = 115,2 triệu vòng -Xác định tải trọng động quy ước Trong đó V là hệ số kể vòng nào quay ở đây do vòng trong quay đV=1 Kt Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ Kt = 1 Kđ Hệ số kể đến đặc tính tải trọng , tra bảng 11-3 tập 1 ị Kđ = 1,3 -Xác định các hệ số X và Y Ta đã biết đường kính ngõng trục d=25 mm , tra bảng P-2—11 tập1 chọn sơ bộ được ổ đũa côn cỡ trung rộng 1 dãy ký hiệu 7605 với các thông số -Xác định lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ Theo bảng 11-5 sơ đồ bố trí như hình vẽ Tính tải trọng quy ước trên 2 ổ 0 và 1 Xác định X , Y : X0 = 0,4 ; Y0 = 0,4.cotga = 0,4 . cotg11,330 = 1,996 X1 = 0,4 ; Y1 = 0,4.cotga = 0,4 . cotg11,330 = 1,996 Thay vào : Q0 = (0,4.3680 + 1,996.2008).1,3 = 7124 (N) Q1 = (0,4.2388,3 + 1,996.916,3).1,3 = 3619,5 (N) Như vậy chỉ cần tính cho ổ 0 là ổ chịu lực lớn hơn . Theo 11.3 tải trọng động tương đương được xác định theo công thức QE = QE1 = = = 5151,35 (N) Theo 11.1 khả năng tải động của ổ : Cd = 5,151 . 115,20,3 = 21,4 (KN) b. Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh Theo bảng 11-6 với ổ đũa côn Theo công thức 11-19 tập 1 khả năng tải tĩnh Vậy điều kiện bền tĩnh được thoả mãn Vậy chọn ổ cỡ trung rộng kí hiệu 7605 có các thông số sau: d = 25(mm) ; D = 62(mm) ; T = 25,25(mm) ; C = 45,5(KN) ; C0 = 36,6(KN) III. Tính cho trục III. Chọn loại ổ lăn Đối với trục III lực hướng tâm Fr tại nửa khớp nối có chiều ngược lại với chiều khi tính cho trục tức là chiều sao cho phản lực tại ổ lăn là lớn nhất (như hình vẽ ) Xác định phản lực tại ổ lăn : Phản lực theo phương X SX = 0 ị FX32 + FX33 –FX30 – FX31 = 0 SMoY = 0 ị FX32.l31+ FX31.(l32 + l33) – FX33.l32 =0 thay số được : FX31 = 1668 (N) ; FX30 = 4029,4 (N) Phản lực theo phương Y SY = 0 ị FY32 + FY30 –FY31 = 0 SMoX = 0 ị FY33.l32- FY31.(l32 + l33) + FZ33. =0 Thay số được : FY31 = 1572,2(N) ; FY30 = 663,3(N). -Theo phần trục đã tính ta có : lực dọc trục : Fat = FZ33 = 1663,7(N) . lực hướng tâm : Fr0 = Fr1 = ịTiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn tức là tại mặt cắt 3-0 với : Fr = Fr0 = 4083,6 (N) Vậy > 0,3 ta chọn ổ đũa côn 2. Chọn cấp chính xác Vì hệ thống ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác 0 , độ đảo tâm 20mm , giá thành tương đối 1 3. Chọn kích thước ổ lăn Kích thước ổ lăn được xác định theo 2 chỉ tiêu là 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 a. Chọn ổ theo khả năng tải động Số vòng quay của trục III n = 45 (v/p) nên khả năng tải động Cđược tính theo công thức trong đó m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m= LTuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ lấy Lh = 12000 giờ L = 60.n.10-6.Lh L Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay L = 60.45.10-6.12000. = 32,4 triệu vòng -Xác định tải trọng động quy ước Trong đó V là hệ số kể vòng nào quay ở đây do vòng trong quay đV=1 Kt Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ Kt = 1 Kđ Hệ số kể đến đặc tính tải trọng , tra bảng 11-3 tập 1 ị Kđ = 1,3 -Xác định các hệ số X và Y Ta đã biết đường kính ngõng trục d=30 mm , tra bảng P-2—11 tập1 chọn sơ bộ được ổ đũa côn cỡ trung rộng 1 dãy ký hiệu 7606 với các thông số -Xác định lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ Theo bảng 11-5 sơ đồ bố trí như hình vẽ Tính tải trọng quy ước trên 2 ổ 0 và 1 Xác định X , Y : X1 = 0,4 ; Y1 = 0,4.cotga = 0,4 . cotg120 = 1,88 X0 = 1 ; Y0= 0 Thay vào : Q1 = (0,4.4083,6 + 1,88.1084,6).1,3 = 4774,2 (N) Q0 = 608,8.1,3 = 791,4 (N) Như vậy chỉ cần tính cho ổ 1 là ổ chịu lực lớn hơn . Theo 11.3 tải trọng động tương đương được xác định theo công thức QE = QE1 = = = 3452,2 (N) Theo 11.1 khả năng tải động của ổ : Cd = 3,452 . 32,40,3 = 9,8 (KN) b. Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh Theo bảng 11-6 với ổ đũa côn Theo công thức 11-19 tập 1 khả năng tải tĩnh Vậy điều kiện bền tĩnh được thoả mãn Vì Cd = 9,8 (KN) << C = 61,3(KN) . Do đó để tiết kiệm ta chọn lại ổ cỡ trung kí hiệu 7306 có các thông số sau: d =30(mm) ; D = 72(mm) ; T = 20,75(mm) ; C = 40(KN) ; C0 = 29,9(KN) E. Nối trục đàn hồi Trong nối trục đàn hồi , hai nửa nối trục nối với nhau bằng bộ phận đàn hồi . Nhờ có bộ phận đàn hồi cho nên nối trục đàn hồi có khả năng giảm va đập và chấn độnh . đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục Theo trên: Mô men xoắn trục III T3 = 615431(N.mm) = 615,431 (N.m) chọn T3 = 615 (N.m) Đường kính trục III d3 = 25(mm) Tra bảng 16-10a , 16-10b tập 2 ta được d=22 mm D=90mm l=42mm B=4mm Z=4 L=104mm L=50mm h=1,5mm D D0 d dm dc D3 d1 L l B l2 l1 D2 l3 l h l1 l2 dc d1 -Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt + Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi : sd= Với băng tải theo bảng 16-1/2/ lấy k= 1,42 T – momen xoắn danh nghĩa trên trục, T = 22149,3 [N.mm]. Theo bảng 16-10b/2/ tra được dc= 10 mm, l5 = 15mm. sd= = 2,366 < [s]d = 3 [Mpa]. + Điều kiện sức bền của chốt . Với l0= l1+ = 20+7,5 = 27,5 mm su = Vậy nối trục đã chọn thỏa mãn điều kiện bền dập và bền uốn G.Tính kết cấu vỏ hộp I.Vỏ hộp Nhiệm vụ của vỏ hộp giảm tốc là bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết và 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 tránh bụi bặm Vật liệu phổ biến nhất dùng để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX 15-32 1.Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân Bề mặt ghép của vỏ hộp (phần trên của vỏ là nắp , phần dưới là thân ) thường đi qua đường tâm các trục , nhờ đó việc lắp ghép các chi tiết sẽ thuận tiện hơn Bề mặt ghép thường chọn song song với mặt đế 2.Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp a.Chiều dày thân và nắp. + Chiều dầy thân hộp d : Xác định theo công thức sau. d = 0,03.aw +3 =0,03.180+3=8,4 mm . Lấy d = 9 mm. + Chiều dầy nắp hộp d1: d1 = 0,9. d = 0,9.9 =8,1 mm b.Gân tăng cứng . + Chiều dầy gân e : e= (0,8...1).d = (0,8...1).9 =7,2...9 mm Lấy e = 8 mm. + Chiều cao h : lấy h = 30 mm + Độ dốc lấy bằng 20. c.Các đường kính bulông và vít. + Đường kính bulông nền d1 : d1 > 0,04.aw + 10 = 0,04.180 + 10 = 17,2 mm Lấy d1 = 20 mm, chọn bulông M20 ( theo TCVN). + Đường kính bulông cạnh ổ d2 : d2 = (0,7...0,8).d1 = (0,7...0,8).20 = 14,0...16,4 mm Lấy d2 = 14 mm, chọn bulông M14 ( theo TCVN). + Đường kính bulông ghép bích nắp và thân . d3 = (0,8...0,9).d2= (0,8...0,9).14 = 11,2...12,6 mm Lấy d3= 12 mm, chọn bulông theo TCVN : M12. + Đường kính vít ghép nắp ổ d4: d4 = (0,6...0,7).d2 = (0,6...0,70).14 = 8,4...9,8mm Lấy d4= 8 mm, chọn vít M8.( theo TCVN) +Đường kính vít nắp cửa thăm d5 : d5 = (0,5...0,6).d2 = (0,5...0,6).14 =7...8,4 mm Lấy d5= 8mm, chọn vít M8 (theo TCVN) d.Mặt bích ghép nắp và thân. + Chiều dầy bích thân hộp s3: s3= (1,4...1,8).d3= (1,4...1,8).12 =16,8...21,6 (mm) Lấy s3 = 18 mm. + Chiều dầy bích nắp hộp S4: s4= (0,9...1).s3 =16,2…18 R3 s4 s3 K3 lấy S4 = 16 mm + Bề rộng bích nắp và thân K3 = k2- (3 á5)mm K2 = E2 + R2+(3 á5)mm E2= 1,6.d2 = 1,6.14 = 22,6 mm lấy E2 = 23 mm R2 = 1,3.d2= 1,3.14 = 18,2 mm , lấy R2= 19 mm K2 = E2 + R2+(3 á5)mm.= 23 + 19 +3 = 45 mm K3 = k2 - (3 á5)mm = k2- 5 = 45 – 5 = 40 mm e.Gối trên vỏ hộp . Gối trục cần phải đủ độ cứng vững để không ảnh hưởng đến sự làm việc của ổ , để dễ gia công mặt ngoài của tất cả các gối đỡ nằm trong cùng một mặt phẳng . Đường kính ngoài của gối trục được chọn theo đường kính nắp ổ, theo bảng 18-2/2/ ta tra được các kích thước của các gối như sau Kích thước Trục I Trục II Trục III D 52 62 75 D2 65 75 90 D3 80 90 115 D4 42 52 65 h 8 8 10 d4 M6 M6 M8 Z 4 4 4 + h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bu lông và kích thước mặt tựa k ³ 1,2.d2 = 1,2.14 =16,8mm , Lấy k= 26 mm f. Đế hộp . + Chiều dầy đế hộp khi không có phần lồi s1. S1 ằ (1,3…1,5).d1 = (1,3…1,5).20 = 26…30 mm Chọn S1 = 28mm + Bề rộng mặt đế hộp: K1 ằ 3.d1 = 3.20 = 60 mm k2 E2 k q³ k1 + 2.d = 60 +2.9 = 78 mm g. Khe hở giữa các chi tiết . + Khe hở giữa bánh răng với thành trong hộp. D ³ ( 1..1,2).d = (1..1,2).9 = 9..10,8 mm Chọn D = 9 mm + Khe hở giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp. D1 = (3…5). d = (3…5).9 = 27…45 mm Chọn D1 = 30 (mm) + Khe hở giữa các bánh răng với nhau D> d =8, lấy D = 10 mm h.Số lượng bulông nền. Z= Lấy Z = 4 Sơ bộ chọn L = 450 mm, B = 250 mm. Dựa theo bảng 18-5 chọn vít M8x22 có các thông số C=125 , A=100 , B=75 , A, , K=87 , R=12 số lượng 4 3. Một số chi tiết khác a.Cửa thăm. 125 100 75 100 150 87 4 Để kiểm tra quan sát chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có lắp cửa thăm, cửa thăm được đậy bằng nắp, cửa thăm có kết cấu và kích thước như hình vẽ , theo bảng 18-5/2/ trađược các kích thước của cửa thăm. b.Nút thông hơi. Khi làm việc nhiệt độ trong nắp tăng nên, để giảm áp xuất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi, theo bảng 18-6/2/ tra được các kích thước như hình vẽ. c. Nút tháo dầu 28 15 9 25,4 M16 22 30 Sau một thời gian làm việc , dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn, hoặc bị biến chất , do đó cần phải thay dầu mới, để tháo dầu cũ ở đáy hộp có lỗ tháo dầu, lúc làm việc lỗ tháo dầu được bịt kín bàng nút tháo dầu, kết cấu và kích thước như hình vẽ (các kích thước tra bảng 18-7/2/). d. Kiểm tra mức dầu. Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kích thước và kết cấu như hình vẽ. 30 F18 F12 F6 6 12 e- Chốt định vị . Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục . Lỗ trụ lắp trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị , nhờ có chốt định vị , khi xiết bulông không bị biến dạng vòng ngoài ổ . 8 D1:50 f- ống lót và nắp ổ. ống lót. 8 8 8 D2 D3 ống lót được dùng để đỡ ổ lăn, tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điều chỉnh bộ phận ổ, đồng thời để che kín ổ tránh sự xâm nhậm của bụi bặm, chất bẩn , ống lót làm bằng gang GX15-32 , trong ngành chế tạo máy, kích thước ống lót được chọn như sau: + Chiều dầy d = 6…8 mm, ta chọn d = 8 mm, + Chiều dầy vai d1 và chiều dầy bích d2. d1= d2 = d. + Đường kính lỗ lắp ống lót : D’ = D +2. d = 52 +16 = 68 [mm]. + Theo bảng 18-2/2/ chọn vít M8 số lượng 4 chiếc. H. Bôi trơn hộp giảm tốc Để giảm mất mát công suất vì ma sát , giảm mài mòn răng , đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc I. Các phương pháp bôi trơn trong và ngoài hộp giảm tốc 1. Bôi trơn trong hộp Theo cách dẫn dầu đến bôi trơn các tiết máy , người ta phân biệt bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông , do các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm đều có vận tốc v < 12 m/s nên ta bôi trơn bánh răng trong hộp bằng phương pháp ngâm dầu Với vận tốc vòng của bánh côn v = 1,99 m/s tra bảng 18-11 tập 2 ta được độ nhớt 16 ứng với nhiệt độ 100C Theo bảng 18-13 ta chọn được loại dầu AK-15 có độ nhớt 20 Centistoc 2. Bôi trơn ngoài hộp Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị nào che dậy nên dễ bị bụi bặm vào do đó ở bộ truyền ngoài ta thường bôi trơn bằng mỡ định kỳ II. Bôi trơn ổ lăn Khi ổ được bôi trơn đúng kỹ thuật , nó sẽ không bị mài mòn , ma sát trong ổ sẽ giảm , giúp tránh không để các chi tiết kim loại trực tiếp tiếp xúc với nhau , điều đó sẽ bảo vệ được bề mặt và giảm được tiếng ồn .Thông thường thì các ổ lăn đều có thể bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ , nhưng trong thực tế thì người ta thường dùng mỡ bởi vì so với dầu thì mỡ bôi trơn được giữ trong ổ dễ dàng hơn , đồng thời có khả năng bảo vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm . Ngoài ra mỡ được dùng lâu dài ít bị ảnh hưởng của nhiệt độ theo bảng 15-15a tập 2 ta dùng loại mỡ M và chiếm 1/2 khoảng trống . Để che kín các đầu trục ra , tránh sự xâm nhập của bụi bặm và tạp chất vào ổ cũng như ngăn mỡ chảy ra ngoài , ở đây ta dùng loại vòng phớt, theo bảng 15-17/2/ tra được kích thước vòng phớt cho các ổ như sau. d d1 d2 D a b S0 20 21 19 33 6 4,3 9 25 26 24 38 6 4,3 9 a D a b S0 d2 d d1 D Bảng thống kê dùng cho bôi trơn Tên dầu hoặc mỡ Thiết bị cần bôi trơn Lượng dầu hoặc mỡ Thời gian thay dầu hoặc mỡ Dầu ôtô máy kéo AK- 15 Bộ truyền trong hộp 0,6 lít/Kw 5 tháng Mỡ M Tất cả các ổ và bộ truyền ngoài 1/2 chỗ rỗng bộ phận ổ 1 năm k- Xác định và chọn các kiểu lắp. Thứ tự Tên mối ghép Kiểu lắp Sai lệch giới hạn của lỗ và trục Ghi chú 1 Bánh răng nón và trục I F20 + 21 mm + 15 mm + 2 mm 2 Bánh răng trụ và trục II F30 + 21 mm Bánh răng côn và bánh răng trụ có đường kính trục bằng nhau + 15 mm + 2 mm 3 Vòng trong ổ lăn với trục I F25k6 +15mm +2mm Hai ổ lắp giống nhau 4 Vòng ngoài ổ lăn lắp với ống lót F52H7 +30 mm 5 Then và trục I F6 + 50 mm + 20 mm bxh=6x6 - 18 mm 6 Bạc chắn dầu F20 + 98 mm + 65 mm Nằm giữa bánh răng và ổ lăn + 15 mm + 2 mm 7 Trục I và vòng trong bạc chặn F20 + mm + 15 mm + 2 mm 8 Vỏ hộp với ống lót F68 + mm +21 mm + 2 mm 9 Vòng trong ổ lăn và trục II F25k6 + 15 mm + 2 mm 10 Vòng ngoài ổ lăn lắp với lỗ hộp F62 +30 mm 11 Bạc chặn và trục II F25 + 98 mm + 65 mm Dùng khống chế bánh răng + 15 mm +2 mm 12 Then và trục II 8 + 61 mm + 25 mm Hai then giống nhau - 22 mm 13 Bánh răng trụ và trục II F30 + 21 mm + 15 mm + 2 mm 14 Bánh răng trụ và trục III F45 + 25 mm + 18 mm + 2 mm 15 Vòng trong ổ lăn và trục III F30k6 +15 mm + 2 mm 16 Nối trục đàn hồi và trục III F25 +92 mm +40mm - 33 mm 17 Vòng ngoài ổ lăn với vỏ hộp F72H7 +30 mm 18 Then và trục III F6 + 50 mm + 20 mm bxh=6x6 - 18 mm 19 Bạc và trục III F30 + 98 mm + 65 mm + 15 mm + 2 mm 20 Lỗ hộp trục II và nắp ổ F62 + 30 mm - 100 mm - 290 mm 21 Lỗ hộp trục III và nắp ổ F72 + 30 mm - 100 mm - 290 mm Mối ghép giữa bánh răng và trục với yêu cầu không tháo lắp thường xuyên, khả năng định tâm đảm bảo, không di trượt dọc trục nên ta dùng kiểu lắp . Còn đối với mối ghép bạc và trục độ đồng tâm yêu cầu không cao nên ta dùng k`iểu lắp Mối ghép then và trục ta dùng mối ghép trung gian , còn đối với mối ghép giữa lỗ hộp và nắp thì ta dùng mối ghép lỏng chẳng hạn Mối ghép giữa ổ và trục thì lắp theo hệ thống lỗ ta chọn kiểu lắp k6, còn mối ghép giữa vòng ngoài ổ và lỗ hộp thì ta dùng mối ghép H7 M- phương pháp lắp ráp hộp giảm tốc. I-Phương pháp lắp ráp các tiết máy trên trục. ổ lăn được lắp trên trục hoặc nên vỏ hộp bằng phương pháp ép trực tiếp hoặc phương pháp nung nóng, để tránh biến dạng đường lăn và không cho các lực khi lắp tác dụng trực tiếp lên các con lăn, cần tác dụng lực đồng đều trên vòng trong khi lắp ổ trên trục hoặc vòng ngoài trên vỏ , mặt khác để dễ dàng lắp ổ trên trục hoặc vỏ , trước khi lắp cần bôi một lớp dầu mỏng nên trục hoặc lố hộp. ở đây dùng bạc chặn và mặt mút của vòng ổ để định vị bánh răng, khi sử dụng cần đảm bảo sự tiếp xúc chính xác giữa các mặt mút bánh răng, bạc chặn và vòng ổ , vì vậy chiều dài bạc cần phải đảm bảo chính xác và phải dài hơn đoạn trục lắp bạc. II- Phương pháp điều chỉnh sự ăn khớp bộ truyền . Sai số về chế tạo các chi tiết theo kích thước chiều dài và sai số lắp ghép làm cho vị trí bánh răng trên trục không chính xác, vì vậy để bù vào những sai số đó thường lấy chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn. Khi đó chiều rộng bánh răng nhỏ là: bw = 48.110% = 52,8 [mm], lấy bw= 53 mm. Để đảm bảo sự ăn khớp của bộ truyền trục vít có hai phương pháp sau: + Dịch chỉnh các bánh răng trên trục đã cố định, sau đó định vị từng bánh. III.Phương pháp điều chỉnh khe hở các ổ lăn. Khe hở ảnh hưởng đến sự phân bố tải trên các con lăn và độ bền lâu của ổ , lựa chọn khe hở thích hợp có khả năng giảm tiếng ồn, giảm dao động tăng độ cứng của gối trục . Theo bảng 15-12/2/ đối với ổ đũa côn lắp trên trục I và II ta tra được khe hở dọc trục cho phép la: Min = 20 mm, max =40 mm. Điều chỉnh ổ bằng cách dịch chỉnh vòng ngoài được thực hiện bằng các cách sau: + Điều chỉnh nhờ những tấm đệm đặt giữa lắp và vỏ hộp. +Điều chỉnh khe hở hoặc tạo độ dôi bằng vòng đệm 2. + Điều độ dôi của ổ bằng vít, vít tỳ vào vòng trung gian tác động đến vòng ngoài ổ và làm cho vòng ngoài dịch chuyển theo phương dọc trục. + Mài bớt vòng ngoài ổ hoặc đặt giữa vòng ổ các miếng bạc có chiều dầy khácnhau. Bảng thông kê các chi tiết tiêu chuẩn. TT Ký hiệu Tên gọi Số lượng Ghi chú 1 M6 Bulông 4 Bulông nắp cửa thăm 2 M12 Bulông 12 Bulông cạnh ổ 3 M12 Bulông 6 Ghép thân và đáy hộp 4 M8 Bulông 8 Bulông ghép nắp ổ 5 M6 Bulông 12 Bulông ghép nắp ổ 6 7205 ổ đũa côn 2 Lắp trên trục I 7 7305 ổ đũa côn 2 Lắp trên trục II 8 7306 ổ đũa côn 2 Lắp trên trục III Tài liệu tham khảo Trịnh Chất – Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, Tập I,II Nhà xuất bản Giáo dục-1999. Nguyễn Trọng Hiệp : Chi tiết máy, tập I và tập II. Nhà xuất bản Giáo dục. Ninh Đức Tốn - Đỗ Trọng Hùng: Hướng dãn làm bài tập dung sai Trường đại học bách khoa Hà nội – 2000. Trịnh Chất : Cơ sở thiết kế máy và chi tiết máy Nhà xuất bản khoa học và kỹ thuật , Hà nội 1994.