Đề tài Thiết kế hệ thống trộn liệu

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. nội dung của đồ án được chia làm 5 phần. Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền : I. Chọn động cơ. II. Phân bố tỉ số truyền. Phần II: Tính toán thiết kế các bộ truyền.trong hộp giảm tốc: 1 I. Chọn vật liệu làm bánh răng II. Tính toán ứng suất cho phép. III. Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc IV. Tính bộ truyền đai PhầnIII: Tính toán trục I-Chọn vật liệu. II-Tính thiết kế trục. III- Tính toán ổ lăn. IV-Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp. Phần IV: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc Phần V: Thống kê các kiểu lắp ,trị số sai lệch giói hạn và dung sai các kiểu lắp Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau: - tập 1 và 2 chi tiết máy của GS.TS-nguyễn trọng hiệp. - tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS-Trịnh chất và TS-lê văn uyển. - Dung sai và lắp ghép của GS.TS ninh đức tốn. 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 giáo để em cũng cố và hiểu sâu hơn , nắm vững hơn về những kiến thức đã học hỏi được. Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn ! Phần I: CHọN Động cơ và phân phối tỉ số truyền I- Chọn động cơ Xác định công suất của động cơ cần thiết . Công suất trên trục động cơ đIện xác định theo công thức : Pct = Trong đó : - Pct : công suất cần thiết trên trục động cơ Pt : công suất tính toán trên trục máy công tác,khi tải trọng thay đổi Pt = Plv = 5 (kw). h hiệu suất truyền động h = h1 . hôlă2n . h2 với h1 hiệu suất của bộ truyền đai .Tra bảng 2.3 h1 = 0,95 hôlă2n hiệu suât ổ lăn ,tra bảng 2.3 hôlă2n = 0,99 . h2 hiệu suất của hộp giảm tốc ,tra bảng 2.3 h2  = 0,96 Vây hiệu suất truyền động : h= 0,95.(0,99)3.0,96 = 0,8849 Pct = = 5,65 (kw) 2 - Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ Ta có công thưc tính P: n sb = nlv. ut vói : - nlv số vòng quay cua truc may công tác . nlv = 26 v/ph ut tỉ cố truyền của từng bộ truyền ut = u1.u2 ( u1 tỉ số truyền của hộp giảm tốc ,tra bảng 2.4 tadược u1 =14 u2 tỉ số truyền của bộ truyền đai , tra bảng 2,4 ta có u2= 4 ) Vậy số vòng quay sơ bộ nsb= 56.26 = 145 (v/ph) Tra bảng (p.11) ta xác định dược động cơ cần thết Động cơ 4A với nsb = 1500 (v/ph) Các chỉ số của động cơ : Số hiệu động cơ : 4A132S4Y3 Công suất Pđc = 7,5 kw Số vòng quay n đc = 1455 ( v/ph) Hệ số công suất cosj = 0,86 Hiệu suất làm việc h = 0,875 Kiểm tra động cơ : Với động cơ 4A132S4Y3 trên thì : > Vậy động cơ dã chọn đạt yêu cầu. II- Xác định tỉ số truyền cho toàn bộ hệ thống ( ut). Phân phối tỉ số truyền cho từng bộ truyền . Lập bảng công suất mô men xoắn ,số vòng quay cho từng trục. Tỉ số truyền của hộp giảm tốc đã chọn uh = 14 Với hệ thống bánh răng đồng trục 2 cấp ,ta có : aw1 = aw2 Nên ta có thể phân phối tỉ số truyền cho từng trục theo công thức; u1 = u2 = = = 3,74ìI Phần II Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc I . Chọn vật liệu làm bánh răng Bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đồng trục 2 cấp làm việc trong đIều kiện : Công xuất nhỏ ( P = 5 KW) Không có yêu cầu đặc biệt về điêu kiện làm việc, không yêu cầu kích thước nhỏ gọn Nên ta chọn vật liệu cho bộ trụyền có HB < 350, vì bộ truyền cấp chậm và bộ truyền cấp nhanh làm việc với mô men xoắn chênh lệch rất lớn , cho nên ta chọn vật liệu cho hai bộ truyền là khác nhau . Với bộ truyền cấp chậm ta chọn thép là thép C45 tôI cảI thiện. thép C45 tôI cảI thiện có đặc điêm thép : Thép Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền sb Giới hạn chảy sc Bánh răng nhỏ C45 Tôi cải thiện 245 850 Mpa 580 MPa Bánh răng lớn C45 Tôi cải thiện 230 750MPa 450Mpa Với bộ truyền cấp nhanh ,do làm việc trong điều kiện tải trọng nhẹ cho nên để giảm giá thành chế tạo ta chọn loại thép C45 thường hoá ,với các đặc đểm thép : Thép Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn bền sb Giới hạn chảy sc Bánh răng nhỏ 45X TôI cải thiện 180 750 Mpa 500MPa Bánh răng lớn C45 Tôi cải thiện 165 MPa 450Mpa II- Xác định ứng xuất cho phép 1-ứng suất cho phép của bộ truyền cấp chậm. a-ứng xuất tiếp xúc cho phép [ sH ] đối với bộ truyền cấp chậm. [ s0H ] = (sH lim/SH)*ZR* ZV * KXH * KHL Với : ZR : Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhắm bề mặt răng ZV : Hệ số xét tới ảnh hưởng vận tốc vòng KXH : Hệ số xét tới ảnh hưởng kích thước bước răng KHL : Hệ số tuổi thọ về độ bền tiếp xúc Khi tình toán sơ bộ ta chọn : ZR* ZV * KXH = 1 Nên ta có : [ sH ] =(s0H lim /SH)*KHL s0H lim : ứng xuất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở Theo bảng 6.2 s0H lim = 2HB +70 SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc Theo bảng 6.2 SH = 1,1 KHL = + mH : Bậc đường cong mỏi khi thử về ứng xuất tiếp xúc mH = 6 + NHO : Số chu kì thay đổi ứng suắt cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30* Với bánh răng nhỏ HB = 245 ị = 30*(245)2,4 = 1.6 * 107 Với bánh răng lớn HB2 = 230 ị = 30(230)2,4 1.39 *107 +NHE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương ứng với ứng suất tiếp. với bộ chuyền chịu tải không đổi: NHE = 60*c*n*t n: số vòng quay n= 26V/ph c: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay ( c= 1) t: tổng thời gian làm việc t= 6*300*8 = 14400(h) ị NHE = 60*1*26*14400 = 22464000 Vậy KHL - Của bánh răng nhỏ : - Của bánh răng lớn : ứng suấ tiếp xúc cho phép của các bánh răng: + Bánh răng nhỏ : [ = + Bánh răng lớn : b- ứng suất uốn cho phép [sF] của bộ truyền cấp chậm. với: Y r hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng . Y s ………………………..tập trung ứng suất . K xf:……………………….kích thước bộ truyền bánh răng Kfc :. . . . ………………hệ số xet đến ảnh hưởng đặt tảI Khi tính toán sơ bộ : Y r.Y s .Kfx = 1 Nên : : ứng suất uốn cho phép với chu kì cơ sở theo bảng (6.2) = 1,8.HB :hệ số an toàn khi tính ứng suất uốn. Theo bảng (6.2) =1,75 Khi bộ truyền quay một chiều hệ số tuổi thọ . với :bậc đường cong mỏi khi thử về ứng suất uốn . với HB < 350 = 6 :số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. = 4.106 ==60.c.n.f=22464000 ta thấy > Do đó ứng suất uốn cho phép : Của bánh nhỏ : Của bánh lớn : ứng suất tiếp cho phép của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn : Bánh nhỏ : [] = 509 Mpa [] = 252 Mpa : Bánh lớn : [] = 481,2 Mpa [] = 237 Mpa Ta chọn ứng suất cho phép chung cho cả hai bánh rằng : [] = 481,2 Mpa [] = 237 Mpa 2- ứng suất cho phép của bộ truyền cấp nhanh. a-ứng suất tiếp xúc cho phép : [ s0H ] = (soH lim/SH)*ZR* ZV * KXH * KFL các hệ số ZR, ZV,KXH, SS được xác định như đối với cấp chậm. Theo bảng 6.2 s0H lim = 2HB +70 KHL = + mH : Bậc đường cong mỏi khi thử về ứng xuất tiếp xúc mH = 6 + NHO : Số chu kì thay đổi ứng suắt cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30* Với bánh răng nhỏ HB = 180 ị = 30*(180)2,4 = 2,5 * 106 Với bánh răng lớn HB2 = 165 ị = 30(165)2,4 =2 *106 +NHE : = 22464000( theo phần tính câp nhanh) ta thấy rằng NHo1<NHE NHO2< NHE Do đó ta lấy KHL= 1. Vậy ứng suấ tiếp xúc cho phép của các bánh răng của bộ truyền cấp nhanh : + Bánh răng nhỏ : [ = + Bánh răng lớn : b- ứng suất uốn cho phép [sF] của bộ truyền cấp chậm. Với các hệ số YR,Ye,KXF,KFC,SF tính như cấp nhanh. Ta có : : ứng suất uốn cho phép với chu kì cơ sở theo bảng (6.2) = 1,8.HB với :bậc đường cong mỏi khi thử về ứng suất uốn . với HB < 350 = 6 :số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. = 4.106 ==60.c.n.f=22464000 ta thấy > Do đó ứng suất uốn cho phép : Của bánh lớn : Của bánh nhỏ : ứng suất tiếp cho phép của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn : Bánh nhỏ : [] = 391Mpa [] = 185Mpa : Bánh lớn : [] = 363,6Mpa [] =169,7 Mpa Ta chọn ứng suất cho phép chung cho cả hai bánh rằng : [] = 481,2 Mpa Vậy ta chọn ứng suất cho phép của bộ truyền cấp nhanh là: [] = 363,6Mpa [] =169,7 Mpa B- III -Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc: A-cấp chậm 1-khoảng cách trục của bộ truyền cấp chậm. Công thức xác định khoảng cách trục aw của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng bằng thép ăn khớp ngoài như sau: aw1 =49,5 (u1 + 1) Trong đó: - T1 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục II) - Yd = bw/dw1 = 0,5.Ya.(u+1) là hệ số chiều rộng bánh răng. - KHb là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. - KHv là hệ số kể ảnh hưởng của tải trọng động. - u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng. ở đây ta đã có: - T1 = 505010,3 (N.mm); u1 = 3,742; yba = 0,4 và [s] = 481,2 (MPa) -Ybd = 0,5.Yba.(u+1) = 0,5.0,4.(3,742+1) = 0,948 Tra Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định được KHb = 1,065 (Sơ đồ 5). - Chọn sơ bộ KHv = 1. Thay số vào công thức ta sẽ xác định được khoảng cách giữa 2 trục aw1: aw1³ 49,5.(5+1). (mm) 2. Xác định các thông số ăn khớp * Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) được xác đinh như sau: m = (0,01 á 0,02).aw1 = (0,01 á 0,02).271,7 = 2,71 á 5,42. Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 3 mm. * Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lượt là Z1và Z2 ta có : Chọn Z1 = 38 răng. ị Z2 = U1 Z1 = 3,742.38,2 = 142 (răng). Khoảng cách trục thưc tế là: aw=m(Z1+Z2)/2 = 270( mm) ta không phải dịch chỉnh bánh răng ăn khớp góc ăn khớp atw = Zt = Z1 + Z2 = 38+142 = 1 80 (răng); Tỉ số truyền thưc tế khi đó là : Ut = Z2/Z1 = 142/38 = 3,737 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện sH Ê [sH] = 481,2 MPa. Do sH = ; Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; - bw : Chiều rộng vành răng. - dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; Ta đã biết được các thông số như sau: - T1 = 505010,3 (N.mm). - bw = ya . aw = 0,4.270 = 108 mm ; - Unh = 3,737 và dw1 = m.Z1 = 3.38 = 114 (mm). - ZM = 274 Mpa1/3 vì bánh răng làm thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1: Tính toán ...). - ZH = - Ze = Vì hệ số trùng khớp : ea = 1,88 – 3,2 . - Hệ số KH được xác định bởi công thức: KH = KHb.KHV. Do Ybd = 0,948 tiến hành tra Bảng 6.7 (Trang 98 – Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có KHb = 1,065 (Sơ đồ 5). Còn Vận tốc bánh dẫn: v = m/s < 2 m/s theo Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 9. Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị dH = 0,006. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị go = 73. ị KH = KHb.KHV = 1,025.1,065 = 1,09. Thay số vào ta xác định được ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng như sau: sH = (Mpa). Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng: [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v = 0,58 m/s ị ZV = 1 (vì v < 5m/s ).Với cấp chính xác động học là 9 và chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó độ nhám bề mặt là Ra = 10á40 mm ị ZR = 0,9 với da< 700mm ị KxH = 1. Vậy [sH] = 481,2*1.0,9.1 = 433,08MPa. Ta thấy rằng o/o<4o/o thoả mãn về điều kiện bền về tiếp xúc và giá thành sản phẩm. 4-Kiểm nghiệm răng cấp châm về độ bền uốn. Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng sF phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [sF] hay: sF Ê [sF]. Do ị sF2 = sF1 . YF2 / YF1 Trong đó : - T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động. - KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn. KF = KFb.KFa KFv.- KFb : Hệ số kể đến sự phân bố phân bố không đều trên chiều rộng răng. - KFv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. - KFa : Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng răng. - YF : Hệ số dạng răng. - bw : Chiều rộng vành răng. - dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; - m : Môdum của bánh răng. Do Theo Bảng 6.18 (Trang 109-Tâp1: Tính toán ...). Còn Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị dF = 0,016. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị go = 73. Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị KFb = 1,11. Do đây là bánh răng thẳng lên KFa =1. ị KF = KFb.KFa KFv = 1,1496*1,06*1 = 1,22 Vậy ta có: (MPa). ị sF2 = sF1 . YF2 / YF1 = 147,45*3,6/3,82= 138,95 (MPa). Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được khi làm việc xác định như sau. [sF1]= [sF1].YS .YxF.YR và [sF2]= [sF2].YS .YxF. YR. Với m = 3 mm ị YS = 1,08 – 0,0695.Ln(3) ằ 1. Còn YR = 1 và KxF = 1 ị [sF1] = [sF1].1.1.1 =252 MPa. ị [sF2] = [sF2].1.1.1 = 237MPa. Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì : 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó momen xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng dư, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng dư, phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax và ứng suất uốn cực đại sF1max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max. * Ta có ứng suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max được xác định như sau: . Vậy suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max của mỗi bánh răng xác định như sau: * Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau: (*) Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,5. Thay số vào công thức (*) ta có: Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn. * Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm : - Khoảng cách trục: aw = 270 mm. - Môđun bánh răng: m = 3 mm. - Chiều rộng bánh răng: b1 = 108 mm - Số răng bánh răng: Z1 = 38 và Z1 = 142 răng. - Đường kính chia : d1 = m. Z1 = 3.38 = 114 mm; d2 = m.Z2 = 3.142 = 426 mm; -Đường kính đỉnh răng: bánh nhỏ: da1=120 mm bánh lớn : da2= 429 mm - Đường kính đáy răng : df1 = d1 - (2,5-2.x1).m = 55,848 mm. df2 = d2 - (2,5-2.x2).m = 309,172mm - Góc prôfin răng gốc: a = 200. - hệ số dịch chỉnh : x = 0 B -cấp nhanh 1-khoảng cách trục của bộ truyền cấp nhanh. Vì hộp giảm tốc đồng trục cho nên cấp nhanh cũng có khoảng cách trục bằng với khoảng cách trục củabộ truyền cấp chậm aw=270 mm 2. Xác định các thông số ăn khớp * Môđun của bánh răng trụ răng thẳng (m) được xác đinh như sau: m = (0,01 á 0,02).aw1 = (0,01 á 0,02).271,7 = 2,71 á 5,42. Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn m = 3 mm. Tương tự như bộ truyền cấp chậm ta cũng có số răng ăn khớp ở hai bánh răng : Z1=38 ; Z2 =142 góc ăn khớp atw = Zt = Z1 + Z2 = 38+142 = 1 80 (răng); Tỉ số truyền thưc tế khi đó là : Ut = Z2/Z1 = 142/38 = 3,737 3. 3-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện sH Ê [sH] = 363,6MPa. Do sH = ; Các hệ số ZM,ZH,Ze chọn như đối với bộ truyền cấp chậm . Ta đã biết được các thông số như sau: T1 = 139147,8 (N.mm). Với yba=0,25 -Ybd = 0,5.Yba.(u+1) =0,59 - bw = yba . aw = 0,25.270 = 67,5 mm ; - Unh = 3,737 và dw1 = m.Z1 = 3.38 = 114 (mm). - Hệ số KH được xác định bởi công thức: KH = KHb.KHV. Do Ybd = 0,59 tiến hành tra Bảng 6.7 (Trang 98 – Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có KHb = 1,03 (Sơ đồ 5). Còn Vận tốc bánh dẫn: v = m/s < 10m/s theo Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn...) ta có cấp chính xác động học là 7. Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị dH = 0,006. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị go = 73. ị KH = KHb.KHV = 1,03*1,22 = 1,26. Thay số vào ta xác định được ứng suất tiếp xúc tác dụng trên bền mặt răng như sau: sH = (Mpa). Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép của cặp răng: [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v = 8,04 m/s ị ZV = 0,92.v0,05=0,92.8,040,05=1,02(vì v < 10m/s) Với cấp chính xác động học là 7 và chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó độ nhám bề mặt là Ra = 10á40 mm ị ZR = 0,9 với da< 700mm ị KxH = 1. Vậy [sH] = 363,3*1,02.0,9.1 = 333,8MPa. Ta thấy rằng o/o > 4 o/o thoả mãn về điều kiện bền về tiếp xúc nhưng không thoả mãn về giảm chi phí do thừa bền do đó ta cần giảm bề rộng vành răng của bộ truyền cấp nhanh Gọi y’ba là bề rộng vành răng khi đã giảm bề rộng .Ta có : y’ba = []2*yba = []2*67,5=44,2 mm ta chọn y’ba =45 mm khi đó ta kiểm tra lại ứng suất của bộ truyền cấp nhanh: sH = Mpa khi đó o/o<4o/othoả mãn . Vởy bộ truyền cấp nhanh được kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc. 4- Kiểm nghiệm răng nhanh về độ bền uốn. Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng sF phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [sF] hay: sF Ê [sF]. Do ị sF2 = sF1 . YF2 / YF1 Trong đó : T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động. Các hệ số được tính như đối với bộ truyền câp chậm. Do Theo Bảng 6.18 (Trang 109-Tâp1: Tính toán ...). Còn Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị dF = 0,016. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị go = 73. Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) . Với Ybd = 0,59 ta có KFb=1,079 Do đây là bánh răng thẳng lên KFa =1. ị KF = KFb.KFa KFv = 1,079*2,36*1 = 2,54 Vậy ta có: (MPa). ị sF2 = sF1 . YF2 / YF1 = 165,34*3,6/3,82= 155,8 (MPa). Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được khi làm việc xác định như sau. [sF1]= [sF1].YS .YxF.YR và [sF2]= [sF2].YS .YxF. YR. Với m = 3 mm ị YS = 1,08 – 0,0695.Ln(3) ằ 1. Còn YR = 1 và KxF = 1 ị [sF1] = [sF1].1.1.1 = 185MPa. ị [sF2] = [sF2].1.1.1 = 169,7MPa. Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì : 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó momen xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng dư, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng dư, phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax và ứng suất uốn cực đại sF1max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max. * Ta có ứng suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max được xác định như sau: . Vậy suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max của mỗi bánh răng xác định như sau: * Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau: (*) Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,5. Thay số vào công thức (*) ta có: Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn. * Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh : - Khoảng cách trục: aw = 270 mm. - Môđun bánh răng: m = 3 mm. - Chiều rộng bánh răng: b1 = 45 mm - Số răng bánh răng: Z1 = 38 và Z1 = 142 răng. - Đường kính chia : d1 = m. Z1 = 3.38 = 114 mm; d2 = m.Z2 = 3.142 = 426 mm; -Đường kính đỉnh răng: bánh nhỏ: da1=120 mm bánh lớn : da2= 429 mm - Đường kính đáy răng : df1 = d1 - (2,5-2.x1).m = 55,848 mm. df2 = d2 - (2,5-2.x2).m = 309,172 mm - Góc prôfin răng gốc: a = 200. - hệ số dịch chỉnh : x = 0 IV – thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền đai) : 1 -chọn loại đai va tiết diện đai: Chọn loại đai trong bộ truyền đai là đai thang thường . Theo tiêu chuẩn Gost 12841-80;2-80-3-80 ,và hình (4.1) trang 59 ta chọn loại đai là đai b .Với các thông số của đai dưới đây: Loại đai: thang thường Kí hiệu : b Kích thước tiết diện: bt = 14 mm b = 17 mm h = 10,5 mm yo = 4 diện tích tiết diện : 138 mm đường kính đai nhỏ : 200 mm chiều dàI đai : 3000 mm 2– Xác định các thông số của bộ truyền : a-đường kính đai nhỏ: theo bảng 4.13 ta đã chọn được đường kính bánh đai nhỏ; d 1 = 200 mm từ đó xác định được vận tốc đai theo công thức : đường kính bánh đai lớn : d2=d1*u(1-e) , với u là tỉ số truyền cua bộ truyền đai ,u= 4 e = 0,1..0,2 chọn e = 0,15 khi đó d2= 200* 4 /(1-0,15) = 812,2 mm theo đúng tiêu chuẩn bảng (4.21) ta chọn đường kính banh ssai lớn: d2 = 800 mm b-khoảng cach trục a trị số a được tính thoả mãn về điều kiện sau : h + 0,55(d1+d2)<= â<= 2(d1+d2) 10,5 + 0,55(200+800) <= a <= (200+800) 560,5<= a <= 2000 chọn a = 1000 mm chiều dài đai l xác định theo công thức : l = 2a + p(d1+ d2)/2 + 1/4a( d2-d1)2 =2 .1000+p.(200+800) + 1/4.1000(800-200)2 = 3660,79 mm theo tiêu chuẩn bảng 4.13 ta chọn l = 3750 mm khi đó khoảng cách trục chính xác sẽ là : a = ;với vậy a = chọn khoảng cách trục a = 1089 mm c- góc ôm a1 trên bánh đai nhỏ xác định theo công thức : a1 = 180o-(d2-d1).57o/a= 180o-(800-200).57/1089=148,6o. 3- xác định số đai Số đai được xác định theo công thức : Z=p1.kđ/([po].ca.c1.cu.cz) Trong đó : - p1 công suất trên trục bánh công tác chủ động p1= pđc.nđc = 7,5.0,875=6,56(kw) kđ hệ số tảI động .Theo bảng (4.7) ta có kđ=1 ca: hệ số kể tới ảnh hưởng của góc ôm a1 ca= 1-0,0025(180-148,6) = 0,9215 c1= hệ số kể tới ảnh hưởng của chiều dàI đai theo bảng (4.16) c1= 1,015 cu = hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền ;cu = 1,14 cz = hệ số kể đén sự phân bố không đồng đèu về tảI trọng cho cac dây đai .Tính qua z’=p1/[po] với [po]tra theo bảng 4.19 [po]= 5,1 do đó z’= p1/[po]=6,56/5,1=1,28vậy cz=0,947 vậy số đai trong bộ truyền đai : z= 7,5.1/(5,1.0,92.1,105.1,14.0,94)=1,42 chọn số đai là z=1 *-chiều rộng bánh đai B = (z-1)t+2.e t=19 ê=1,25 theo bảng 4.21 vậy B = (1-1).15 + 2.12,5= 25 mm *-đường kính ngoàI của đai da= d +2.ho hp=4,2 (tra bảng 4.21) vậy đường kính bánh đai lớn : da1=800+2.4,2=808,4 mm bánh đai nhỏ : da2=200+2.4,2 = 208,4 mm 4-Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục Lực căng trên đai được xác định theo công thức sau : Fo=780.p1.kđ/ ca.v.z+ Fv Trong đó Fv:lực căng do lực li tâm sinh ra . Fv=qm.v2 ( với qm: khối lượng 1m chiều dàI đai .Theo bảng 4.22 qm = 0,1178 kg/m) Vậy Fv = 0,178(15,2)2 = 41,125 (N) Do đó Fo= 780.6,56.1/(15,2.0,9215.1)+41,125 = 406,43N Lực tác dụng lên trục : Fr = 2.Fo.z.sin(a1/2) = 2.406,43.1.sin(148,6/2)=782,53(N) Phầniii: tính toán trục I) Chọn vật liệu Đối với các trục dùng trong hộp giảm tốc ta chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôI cảI thiện có =750Mpa sch= 450Mpa và ứng suất xoắn cho phép []=1220Mpa. II) Tính thiết kế trục : Tính thiết kế trục nhằm xác đinh đường kính và chiều dàI các đoạn trục đáp ứng yêy cầu về độ bền, kết cấu lắp ghép và công nghệ .Tính trục và thiết kế trục ta tiến hành theo các bước sau . 1-Xác định tảI trọng tác dụng lên trục: lực tác dụng từ bộ truyền bánh bánh răng rụ . khi ăn khớp các bộ truyền sẽ tác dụng các lực -lực vòng Ft : + đối vơI cấp nhanh Ft1 Ft1 =Ft2 = 2443,3 N + đối với cấp chậm: Ft3 Ft4= Ft3 = 8867,6 N -Lực hướng tâm: + đối với cấp nhanh Fr1 = Ft1.tgatw = 2443,3.tg20o = 889,3 N Fr2 = Fr1 = 889,3 N + đối với cấp chậm: Fr3 = Ft3.tgatw = 8867,6.tg20o= 3227,5 N Fr4 = Fr3 = 3227,5 N -Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng , lực doc trục Fa = 0 ; -*,Phương chiều của các lực được xác định sơ bộ như hình vẽ : 2) Xác định sơ bộ kích thước đường kính trục: Theo công thức 10.9 ta có : di = . Với Trục I : T1 = 139147,8Nmm. Trục II : T2 = 505010,3Nmm. Trục III: T3 = 1832865,4Nmm. Chọn []1 =15Mpa ta có : d1 => chọn d1= 40 mm Chọn []2= 20 Mpa ta có : d2= > chọn d2= 55 mm Chọn []3 = 20 Mpa ta co : d3 => chọn d3= 80 mm 3) Xác định khoang cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: các kích thước được biểu diễn trên hình sau : *- Với trục I: chiều dàI mayo bánh đai và bánh răng trụ : lm1= (1,2…1,5)d1 = (1,2..1,5) . 40 = (48..60) mm; chọn lm1 =50 mm; *- Với trục II : chiều dàI mayo bánh răng trụ lắp trên trục : lm2= (1,2…1,5)d2 = (1,2..1,5) . 50 = (60..75) mm; chọn lm2 =70 mm; *-Với trục III: chiều dàI mayo bánh răng trụ lắp trên trục : lm3= (1,2…1,5)d3 = (1,2..1,5) . 80 = (96..120) mm; chọn lm3 =110 mm; Chọn khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp giảm tốc hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay là : k1 =10 mm Chọn khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp : k2 =8 mm Chọn khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đén nắp ổ k3 = 15 mm Chiều cao nắp ổ và bu lông hn = 16 mm a-Tính các khoảng cách của trục I : khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện nắp bánh đai : l12= - lc12 với lc12 khoảng cấch công xôn trên trục I lc12 = 0,5.(lm12 + bo1) + k3 + hn ;lm12 =50 mm; Vậy lc12 = 0,5.(50 + 23) + 15 + 16 = 67,5 mm -khoảng cách từ goói đỡ O đến bánh răng 1 l13 = = 0,5.(lm13 + bo) + k1 + k2 ; với lm13 = 50 mm Vậy l13 = 0,5.(50 + 23) + 10 + 8 = 54,5 mm; Khoảng cách từ gối đỡ O đến gối đỡ 1 : l11 = 2.l13= 2.54,5 =109 mm b-Tính các khoảng cách của trục II : khoảng cách từ gối đỡ O đến tiếtdiện nắp bánh răng 2 trên trục II : lc22 = 0,5.(lm22 + bo) + k1 + k2 ;lm22 =70 mm; Vậy l22 = 0,5.(50 + 29) + 10 + 8 = 57,5 mm -khoảng cách từ ổ lăn đến tiết diện lắp bánh răng 3 trên trục II : l23 = l11 + l23 + k1 + bo l32 : khoảng cách từ gối đỡ O lắp trên trục III đến tiết diện lắp bánh răng 4 trên trục III Ta có : l32= 0,5.(lm32 + bo) + k1 + k2 ;lm32 =110 mm; bo = 41 mm; Vậy l32= 0,5.(110 + 41) + 10 + 8 =93,5 mm Do đó l23 = 109 +93,5 +10+29= 241,5 mm Khoảng cách giữa 2 gối đỡ ổ lăn lắp trên trục II L21 = l23 + l32 = 241,5 + 93,5 = 335 mmm c-Tính các khoảng cách của trục III : khoảng cách từ gối đỡ O lắp trên trục III đến tiếtdiện nắp bánh răng 4 trên trục III : l32 =93,5 mm Khoảng cách giữa hai gối đỡ lắp trên trục III: L31 = 2.l32 = 2.93,5 = 187 mm -khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn ổ lăn đến nối trục đàn hồi : l33 = lc33 + l31 Với lc33 : khoảng công xôn trên trục III lc33 = 0,5.(lm33 + bo) + k3 + hn lm33 chiều dàI nối trục đàn hồi lm33 = ( 1,4..2.5)d =(1.4…2,5).85 = ( 119…212,5 ) mm chọn lm33 = 150 mm; Do đó lc22 = 0,5.(150 + 41) + 15 + 16 = 126,5 mm Vậy l33 =187 + 126,5 = 313,5 mm Do đó l23 = 109 +93,5 +10+29= 241,5 mm Khoảng cách giữa 2 gối đỡ ổ lăn lắp trên trục II L21 = l23 + l32 = 241,5 + 93,5 = 335 mmm 4) Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục: a-Trục I: */ Tính lực tác dụng len các trục và xácđịnh biểu đồ mô men tácdụn lên trục I: Theo đầu bàI lực tác dụng từ bánh đai lên trục I hướng theo phương Y Trị số Fy12 = 782,53 N Lực từ bánh răng tác dụng lên trục : Do bộ truyền bánh răng thẳng răng trụ nên tác dung lên trục chỉ là lực hướng tâm và lực vòng Ft= t trị số các lực là : Fx13 = 2443,3 N Fy13 = -889,3 N -Phản lực Fly và Flx trên các gối đỡ : giả sử các phản lực trên các gối đỡ co chiều nhủ hình vẽ . Tại gối đỡ trục I : Fly = -1/l11(Fy13.l13) = -1/109(-889,3.54,5) = 444,65 N Tại gối đỡ O ta có : Flyo = -( Fly11 + Fy22) = (444,65 + 782,53 ) + 889,3 = -337,88 N Thành phần phản lực trên zo x: Flx1 = Flx10 = 1/2Fx13 = 2443,3/2 = 1221,65 N Fly21 = -1/l21. ( Fy22 .l22 + Fy23 .l23) Fly21 = -1/l21. ( Fy22 .l22 + Fy23 .l23) Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mô men của trục I */ xác định đường kính trục I: +Tại tiết diện 1-1 trên trục I ta có : Mt= == 0(Nmm) Mtđ === 43884 Nmm. Vậy đường kính trục tại tiết diện 1-1 trên trục I là: d1-1 = [] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục , tra bảng 10.5 với trục có đường kính d<30 mm ,chọn vật liệu là thép 45 có b850 Mpa ta có []=61 MPa. Vậy d1-1= = 19mm, đẻ phù hợp với tiêu chuẩn lấy d1-1= 20mm + Xét tại tiết diện lắp ổ lăn Mt-o= == 85295,77 Nmm. Mtđ= == 95922,8 Nmm Vậy đường kính trục tại tiết diện lắp ổ lăn do-o== = 25,05mm lấy theo tiêu chuẩn do-o=25mm + xác định đường kính tại tiết diện lắp bánh răng 1: Mt= = = 205078,5(Nmm) Mtđ === 209721,6Nmm. Vậy đường kính trục tại tiết diện 1-1 trên trục I là: d1-1 === 32,5 mm lấy theo tiêu chuẩn chọn d1-1 = 35mm . ta có sơ đồ trục như sau : */ tính then trên trục 1 : ta thống nhất chon then trên các tiết diện dùng trên trục I là then bằng _Tính mối ghép then : điều kiện bền dập và bền cắt : Ta có: sd = 2.T/[d.lt(h- t1)] Ê [sd] Còn tc = 2.T/(d.ltb) Ê [tc] ; Trong đó các đại lượng được xác định như sau: - sd,tc làứng suất dập và ứng suất cắt tính toán (MPa). - d là đường kính trục lặp then (mm). - T là mômen xoắn trên trục có lắp then (N.mm). - lt = (0,8 á 0,9)lm. Với ll, lm là chiều dài then và chiều dài mayơ (mm). - b, h là chiều rộng và chiều cao của then (mm). [sd] là ứng suất dập cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập vừa [sd] = 100MPa ; - [tc ] ứng suất cắt ứng suất cắt cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập nhẹ [tc] = 20 á 30 MPa ; -theo bảng 9.1a ta chọn then tại tiết diện lắp bánh đai ứng với đường kính trục d = 25 mm co các kích thước : b = 6 mm ; t1 = 3,5 mm ; h = 6 mm ; từ lm = 50 ị lt = (0,8 . . 0,9)lm = 40 . . 45 ; lấy lt = 45 mm với TI = 139147,8 Nmm d = 25 mm ị sd = 2.139147,8/[20.45.(6-3,5)] = 123, 6 Mpa> [sd] = 100 Mpa do đó để đảm bảo độ bền ta lắp thêm một then cach nhau 180o .Khi đó ứng suất trên mỗi then la: sd = 0,75.139147,8 /(20.45.(6-3,5)) = 46,4 Mpa. ị tc = 0,75.139147,8[20.45.6] = 19,32 Mpa<[tc] = 20 á 30 MPa ; Thoả mãn độ bền + Tính then trên tiết diện lắp bánh răng 1 : tại tiết diện này ứng với đường kính trục d= 35mm ta chọn then có các kích thước như sau : b = 10 mm ; h = 8 mm ; t1 = 5 mm; vói lm = 50 mm ị lt = 40…45 mm ta chọn lt = 45 mm; khi đó : sd= 2.139147,8 /35. 45 .( 8- 5) = 58 Mpa ị tc = 2.139147,8 / 35.45.10 =17,6 Mpa thoả mãn độ bền . */ Tính kiểm ngiệm trục : - về độ bền mỏi : *) Do khi làm thêm rãnh lắp để lắp then ở trên trục sẽ làm cho tiến diện thay đổi dẫn đến phát sinh hiện tượng tập trung ứng suất làm cho trục kém bền. Vậy ta phải tiến hành kiểm nghiệm lai xem trục có còn làm tốt hay không. Cụ thể tại tiết diện trục lắp bánh răng thẳng chủ động 1 có đường kính 35 mm có xẻ rãnh để lắp thên bằng l´b´h = 45´10´8 có t1 =5 ta có. Khi đó ứng suất uốn và xoắn phát sinh tai tiết diện này là: Còn tại tiết diện trục lắp ổ lăn với đường kính trục d = 25 mm . Mô men uốn :WB = 3,14.d3/32 = 3,14..253/32 = 1533,9 Mpa Mô men xoắn : WoB = 3,14.d3/16 = 3,14. 253/16 = 3066,4 Mpa Khi đó ứng suât uốn và xoắn phát sinh tai tiết diện này là: Vậy tại tiết diện A trên trục I vẫn là tiết diện nguy hiểm nhất. Cho nên ta phải kiểm nghiệm tại đây xem hệ số an toàn có đảm bảo điều kiện làm việc dài lâu hay không. Để bảo đảm độ bên lâu cho trục. kết cấu ttrục đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điêù kiện sau: S[S]. lấy [s] =2 Trong đó S,Slà hệ số an toàn chỉ xét riêng ưs pháp và ưs tiếp tại tiết diện i. S= S= Lấy =0,436*=0,436*850 =365,5MPa. =0,58*=0,58*365,5 =212MPa , Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng =0 , với Wi = 3566,4 mm3 =57,5MPa. Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động với Woi= =3,2 Mpa :hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Tra bảng 10.7 : =0,05 , =0 k,k: được xác định theo 10.25; 10.26 k=( k k=( k tra bảng 10.8 ,10.9 ta được kx = 1,12 ,ky =1,6 tra bảng 10.10 ,10.11 ta được ks = 2,07 ; k t = 1,965 tra theo bảng 10.12 ; k=( k= 2,07/0,87+1,12 – 1 = 1,56 k=( k= 1,965/0,79 + 1,12 – 1 = 1,63 S===4,07 S= =40,6 Vậy Si = = 4,05 > [S] ( thoả mãn ). i : là tại tiết diện 1-1 Về độ bền tĩnh: Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là: . Trong đó : s =Mmax/(0,1.d3) = 139147,8/(0,1*353) = 32,45 MPa. t = Tmax/(0,2.d3) = 50673/(0,2*353) = 5,9 MPa. [s] = 0,8 sch = 0,8.340 = 272 MPa; Thay số ta được: Vậy trục thoả mãn độ bền tĩnh. b-Trị số và chiều của các lực tác dụng lên trục II: Thành Phần phản lực trên (z o y) Tại ổ trục 1 : Fly21 = -1/l21. ( Fy22 .l22 + Fy23 .l23) ;Với Fy22 = 3227,5 N ; l22= 57,5 mm ; Fy23 = 889,3 N l23 =241,5 mm; l21 =335 mm Do đó Fly21 = -1/335. ( 3227,5 .57,5 + 889,3 .241,5) = -1195,06 N Tại gối đỡ O ta có : Fly20 = -(Fy22 + Fy23 ) + Fly21 = - ( 3227,5 + 889,3) + 1195,3 = - 2921,7 N Thành phần phản lực trên (z o x) : Tại gối đỡ ổ trục 1 ta có : Fly21 .l21 + Fx23 .l23 +Fx22.l22 = 0 ; Vậy Flx21 = -1/l21.( Fx23 .l23 +Fx22.l2) ; Với Fx23 = 2443,3 N ; l23 = 241,5 mm; Fx22 = 8867,6 N ; l22 = 57,5 mm ; Flx21 = -1/335( 2443,3.241,5+8867,6.57,5) = 3283,4 N Flx20 = Flx21 – Fx22 – Fx23 = 3283,4 – 8867,6 – 2443,3 = - 8027,5 N -Lực tác dụng tổng hợp lên các gối đỡ của các ổ trên trục II : + trên gối đỡ 1 : Flt20 = + trên gối đỡ 1 : Ft21 = Tacósơđồđặtlựcvàbiểuđồm ` */ xác định đường kính trục II: +Tại tiết diện lắp ổ lăn trên trục II ta có : M= = 0(Nmm) Mtđ === 888434,6 Nmm. Vậy đường kính trục tại tiết diện 2-0 trên trục II là: d2-0 = [] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục , tra bảng 10.5 với trục có đường kính d=60 mm chọn vật liệu là thép 45 có b850 Mpa ta có []=54,5 MPa. Vậy d2-0= = 54,6mm, đẻ phù hợp với tiêu chuẩn lấy d2-0= 55mm + Xét tại tiết diện lắp bánh răng 2 : M2-2= == 502609,6 Nmm. Mtđ= == 1041028,9 Nmm Vậy đường kính trục tại tiết diện lắp bánh răng 3 : do-o== = 57,6mm lấy theo tiêu chuẩn do-o=60mm + xác định đường kính tại tiết diện lắp bánh răng3: M2-3= = = 243110,2(Nmm) Mtđ === 512086,5Nmm. Vậy đường kính trục tại tiết diện trục là: d2-3 === 45,46 mm lấy theo tiêu chuẩn chọn d23 = 48mm . Tại tiết diện lắp ổ lăn o do không có yêu cầu về tảI nên ta chọn đường kính trục d20 = 40mm ta có sơ đồ trục như sau : Chưa Vẽ */ tính then trên trục II : ta thống nhất chon then trên các tiết diện dùng trên trục II là then bằng _Tính mối ghép then : điều kiện bền dập và bền cắt : Ta có: sd = 2.T/[d.lt(h- t1)] Ê [sd] Còn tc = 2.T/(d.ltb) Ê [tc] ; [sd] là ứng suất dập cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập vừa [sd] = 100MPa ; - [tc ] ứng suất cắt ứng suất cắt cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập nhẹ [tc] = 20 á 30 MPa ; -theo bảng 9.1a ta chọn then tại tiết diện lắp bánh răng ứng với đường kính trục d = 48 mm co các kích thước : b = 6 mm ; t1 = 3,5 mm ; h = 6 mm ; từ lm2 = 70 .Ta thấy bánh răng 2 có bề rộng vành răng là bw = 30 mm .Cho nên ta chọn lm2 = 35mm cũng đủ thoả mãn và phù hợp với kết cấu . vậy lt = (0,8 . . 0,9)lm = 28 . . 31,5 ; lấy lt = 30 mm. Ta chọn then có các số liệu sau : b= 14mm ; h= 9mm ; t1=5,5mm; với TI = 505010,3 Nmm d = 48 mm ị sd = 2.505010,3/[30.48.(9-5,5)] = 196,3 Mpa> [sd] = 100 Mpa do đó để đảm bảo độ bền ta lắp thêm một then cach nhau 180o .Khi đó ứng suất trên mỗi then la: sd = 0,75.505010,3 /(20.45.(9-5,5)) = 75 Mpa. ị tc = 0,75.505010,3[30.48.14] = 18,7 Mpa<[tc] = 20 á 30 MPa ; Thoả mãn độ bền + Tính then trên tiết diện lắp bánh răng 3 : tại tiết diện này ứng với đường kính trục d= 60mm .Ta có bw =108mm mà lm2= 70mm nên đẻ phù hợp ta chọn lm2 = 110 mm . ta chọn then có các kích thước như sau : b = 18 mm ; h = 11 mm ; t1 = 7 mm; vói lm = 110 mm ị lt = 88…99 mm ta chọn lt = 90mm; khi đó : sd= 2.505010,3 /110.60.4. 45 .= 38,96Mpa ị tc = 2.505010,3 / 110.60.18 = 8,7 Mpa thoả mãn độ bền . */ Tính kiểm ngiệm trục : về độ bền mỏi : Tại tiết diện lắp bánh răng 2 có d= 48 mm Wo = Khi đó ứng suất uốn và xoắn phát sinh tai tiết diện này là: Còn tại tiết diện lắp bánh răng 3 . Wo = hi đó ứng suât uốn và xoắn phát sinh tai tiết diện này là: Vậy tại tiết diện lắp bánh răng 2 trên trục II là tiết diện nguy hiểm nhất. Cho nên ta phải kiểm nghiệm tại đây . Ta có : S[S]. lấy [s] =2,5 Trong đó S,Slà hệ số an toàn chỉ xét riêng ưs pháp và ưs tiếp tại tiết diện i. S= S= Lấy =0,436*=0,436*850 =365,5MPa. =0,58*=0,58*365,5 =212MPa , Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng =0 , với Wi = 3566,4 mm3 =29MPa. Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động Tra bảng 10.7 : =0,1, =0,05 k,k: được xác định theo 10.25; 10.26 k=( k; k=( k tra bảng 10.8 ,10.9 ta được kx = 1,12 ,ky =1,7 tra bảng 10.10 ,10.11 ta được ks = 2,07 ; k t = 1,965 tra theo bảng 10.12 ; k=( k= 2,07/0,79+1,12 – 1 = 1,6 k=( k= 1,965/0,75 + 1,12 – 1 = 1,6 S===7,8 S= = 10,2 Vậy Si = = 6,19 > [S] ( thoả mãn ). Về độ bền tĩnh: Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là: . Trong đó : s =Mmax/(0,1.d3) = 505010,3/(0,1*603) = 23,4 MPa. t = Tmax/(0,2.d3) = 1025876/(0,2*603) = 23,7 MPa. [s] = 0,8 sch = 0,8.340 = 272 MPa; Thay số ta được: Vậy trục thoả mãn độ bền tĩnh. Kết cấu trục II: Chưa vẽ : c- Trị số và chiều của các lực tác dụng lên trục III: Theo phương y : Fly31= - l32/l31.Fy32 Với Fy32 = Fy22 = 3227,5 N ; l32 = 93,5 mm ; l31 = 187 mm; Fly31 = - 93,5/187 . 3227,5 = - 1613,75 N ; + Tại gối đỡ trục o : Fly30 = Fy32 + Fly31 = - 1613,75 – 3227,5 = -4841,25 N Theo phương x : Tại gối đỡ ổ trục 1 ,ta có : Fx31.l31 + Fx33.l33 – Fx32.l32 = 0 Fx31 = Với Fx32 = 8867,6 N ; l32 = 93,5 mm ; l31 = 187 mm ; Fx33 : lực tác dụng của khớp nối đàn hồi . Fx33 = ( 0,2..0,3) .2 .T3/Dt = (0,2..0,3).2 .1832865,4 /120 = -7636,9 N Dt : đường kính vòng đàn hồi của nối trục đàn hồi .Tra bảng (16.10 Fx31 = -xét gối đỡ tại ổ O : Flx30 + Flx31 + Fx33 - Fx32 = 0 ; Flx30 = - Flx31 - Fx33 + Fx32 = - 7138,5 N Phản lực tổng hợp tác dụng lên 2 gối đỡ : Ft30 = Ft31 = Ta có biểu đồ mô men lực tác dung leen trục III: ` */ xác định đường kính trục III: +Tại tiết diện lắp gối đõ ổlăn o trên trục III ta có : M= = 0(Nmm) Mtđ === 1808728,8 Nmm. Vậy đường kính trục tại tiết diện 3-0 trên trục III là: D3-0 = [] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục , tra bảng 10.5 chọn vật liệu là thép 45 có b850 Mpa ta có []=52 MPa. Vậy d3-0= = 64,7mm, đẻ phù hợp với tiêu chuẩn lấy d2-0= 65mm + Xét tại tiết diện lắp bánh răng 4 : M3-2= == 302098 Nmm. Mtđ= == 1840756,6Nmm Vậy đường kính trục tại tiết diện lắp bánh răng 4 do-o== = 70,7 mm lấy theo tiêu chuẩn do-o=80mm + xác định đường kính tại tiết diện lắp ổ lăn 1 : M-3= = = 966067,85(Nmm) M31 === 966067,85Nmm. Vậy đường kính trục tại tiết diện trục là: d31 === 57 mm lấy theo tiêu chuẩn chọn d23 = 60mm . ta có sơ đồ trục như sau : */ tính then trên trục III : ta thống nhất chon then trên các tiết diện dùng trên trục IIIlà then bằng _Tính mối ghép then : điều kiện bền dập và bền cắt : Ta có: sd = 2.T/[d.lt(h- t1)] Ê [sd] Còn tc = 2.T/(d.ltb) Ê [tc] ; [sd] là ứng suất dập cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập vừa [sd] = 100MPa ; - [tc ] ứng suất cắt ứng suất cắt cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập nhẹ [tc] = 20 á 30 MPa ; -theo bảng 9.1a ta chọn then tại tiết diện lắp bánh răng ứng với đường kính trục d = 80 mm co các kích thước : b = 22 mm ; t1 = 14 mm ; h = 9 mm ; từ lm2 = 110 . lt = (0,8 . . 0,9)lm = 88…99 *(mm); lấy lt = 95 mm. Ta chọn then có các số liệu sau : b= 14mm ; h= 9mm ; t1=5,5mm; với TI = 1832865,4 Nmm d = 90 mm ị sd = 2.1840756,6/[80.95.5] = 96,88Pma<sd] = 100 Mpa tc = 2.1840756,6/80.95.22=22< [tc] = 20 á 30 MPa ; Thoả mãn độ bền */ Tính kiểm ngiệm trục : về độ bền mỏi : Tại tiết diện lắp bánh răng 4ó d= 80mm Wo = Khi đó ứng suất uốn và xoắn phát sinh tai tiết diện này là: Còn tại tiết diện lắpổ lăn 1: W=pd3/32=50265,48 mm3 Wo= pd3/16 =100530,9 mm3 hi đó ứng suât uốn và xoắn phát sinh tai tiết diện này là: Vậy tại tiết diện lắp bánh răng 4 trên trục III là tiết diện nguy hiểm nhất. Cho nên ta phải kiểm nghiệm tại đây . Ta có : S[S]. lấy [s] =2,5 Trong đó S,Slà hệ số an toàn chỉ xét riêng ưs pháp và ưs tiếp tại tiết diện i. S= S= Lấy =0,436*=0,436*850 =365,5MPa. =0,58*=0,58*365,5 =212MPa , Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng =0 , với Wi = 3566,4 mm3 =41,8MPa. Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động Tra bảng 10.7 : =0,1, =0,05 k,k: được xác định theo 10.25; 10.26 k=( k; k=( k tra bảng 10.8 ,10.9 ta được kx = 1,12 ,ky =1,7 tra bảng 10.10 ,10.11 ta được ks = 2,07 ; k t = 1,965 tra theo bảng 10.12 ; k=( k= 2,07/0,73+1,12 – 1 = 1,74 k=( k= 1,965/0,71 + 1,12 – 1 = 1,79 S===5,02 S= = 13,8 Vậy Si = = 4,7 > [S] ( thoả mãn ). Về độ bền tĩnh: Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là: . Trong đó : s =Mmax/(0,1.d3) = 1840756,6/(0,1*803) = 35,95 MPa. t = Tmax/(0,2.d3) = 1840756,6/(0,2*803) = 15,9 MPa. [s] = 0,8 sch = 0,8.340 = 272 MPa; Thay số ta được: Vậy trục thoả mãn độ bền tĩnh. Kết cấu trục II: Chưa vẽ : IiI- Tính toán ổ lăn I ) .Đối với trục III Trong phần tính toán trục ta đã xác định đường kính ngõng trục d = 70mm . Với tảitrọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm ,dùng ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡ 0 1.Chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 414 bảng p2.7 phụ lục có đường kính d =70mm, đường kính ngoài D= 150mm, khả năng tải động c = 8,17kN, khả năng tải tĩnh c0 =64,5kN. Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ. Vì trên đầu ra của trục có lắp nối trục đàn hồi nên cần chọn chiều của Fx33 để tăng phản lực ngược chiều chọn khi tính trục trên các ổ .với chiều đã + Ta có phản lực trong mặt phảng x0z như hình vẽ dưới : Phương trình cân bằng lực và mô men : Flx31=-(Fx33.l32 + Fx33.l33)/l31 = 7636,9N Fx30 = - (Fx32+Fx33 – Flx31) = 732,3 N Vậy tổng lực trên 2 ổ là: Flx30 = Flx31 = Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn (ổ 1 ) với Fr = Rổ 0=19161,2 N. Theo công thức 11.3 với Fa = 0 Tải trọng quy ước : Q = X*V*Fr*kt*kđ Trong đó đối với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X=1 , V =1 ( vòng trong quay ) kt = 1 ( t0 1000c ) ; kđ = 1 ( tải trọng tĩnh ) Q = 1*1*19161,2*1*1 = 19161,2 N. Theo 11.1 ta có khả năng tải động Cđ =Q* Với ổ bi m = 3 , L = 60*n*Lh/106 , chọn Lh =6.300.8 =14400 giờ. Vậy L = 60*26*14400/106 =22,5 triệu vòng Cđ = Q* = 0,662* = 54,06 kN. Ta thấy Cđ < C = 81,7kN . Như vậy khả năng tải động của ổ được bảo đảm. +Kiểm tra khả năng tải tĩnh của của ổ : Theo 11.19 với Fa = 0 , Q0 = X0*Fr =0,6*19161,2 = 11,5kN. . Vậy Q0 =11,5kN < C0 =64,5kN như vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. 2 ). Sơ đồ ổ lăn cho trục II Trong phần tính toán trục ta đã xác định đường kính ngõng trục d = 55mm . Với tảitrọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm ,dùng ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡ 0 1.Chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 311 bảng p2.7 phụ lục có đường kính d =55mm, đường kính ngoài D= 120mm, khả năng tải động c = 56kN, khả năng tải tĩnh c0 =42,6kN. Trên ổ 0 Flt20 = 8542,6 N Trên ổ 1 Flt1 = 34940,1N Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn (ổ 0) với Fr = 8542,6 N. Theo công thức 11.3 với Fa = 0 Tải trọng quy ước : Q = X*V*Fr*kt*kđ Trong đó đối với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X=1 , V =1 ( vòng trong quay ) kt = 1 ( t0 1000c ) ; kđ = 1 ( tải trọng tĩnh ) Q = 1*1*8542,6*1*1 = 8542,6 N. Theo 11.1 ta có khả năng tải động Cđ =Q* Với ổ bi m = 3 , L = 60*n*Lh/106 , chọn Lh =6.300.8 =14400 giờ. Vậy L = 60*97,2*14400/106 =83,98 triệu vòng Cđ = Q* = 0,662*=37 Ta thấy Cđ < C = 56kN . Như vậy khả năng tải động của ổ được bảo đảm. +Kiểm tra khả năng tải tĩnh của của ổ : Theo 11.19 với Fa = 0 , Q0 = X0*Fr =0,6*8542,6 =5,125 Vậy Q0 =5,125kN < C0 =42,6kN như vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo 3)Sơ đồ ổ lăn đối với trục I. Trong phần tính toán trục ta đã xác định đường kính ngõng trục d = 25mm . Với tảitrọng nhỏ và không chịu lực dọc trục nên chọn ổ bi đỡ cỡ trung 305 bảng P2.7 phụ lục có đường kính d = 25mm, đường kính ngoài D= 62mm, khả năng tải động c = 17,6kN, khả năng tải tĩnh c0 =11,6kN. Flto = 1267,5N ; Flt1= 1300 N ; Ta tính kiểm nghiệm ổ tại ổ 1 -/ theo khả năng tảI động : Theo công thức 11.3 với Fa = 0 Tải trọng quy ước : Q = X*V*Fr*kt*kđ Trong đó đối với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X=1 , V =1 ( vòng trong quay ) kt = 1 ( t0 1000c ) ; kđ = 1 ( tải trọng tĩnh ) Q = 1*1*1300*1*1 = 1300 N. Cđ =Q* Với ổ bi m = 3 , L = 60*n*Lh/106 , Lh = 14400 giờ Vậy L = 60*363,75*14400/106 =314,28 triệu vòng Cđ = Q* = 1,3* = 8,8kN. C= 0,6.1,3= 0,87 Ta thấy ổ thừa bền cho nên ta chọn lại ổ là loại ổ nhẹ 205,với các thônh số như sau D=25mm; D=52 mm; C= 11kN; Co = 7,09 kN : . Như vậy khả năng tải động của ổ được bảo đảm. Phần IV Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp. Vật liệu chủ yếu để làm hộp giảm tốc là gang xám GX15-32 1) Kích thước vỏ hộp và các chi tiết ghép tính theo công thức ở bảng 18.1 và hình 18-2. kích thước co bản được xác định như sau : thành hộp Nắp hộp . Gân tăng cứng: Chiều dày e=(0,8...1)=(0,8...1)*11=(8,8...11),lấy e=9 Độ dốc khoảng 2o. Đường kính: Bulông nền d1>0,04.a+10=0,04.270+10=20,8>12mm, lấy d1=21, M21. Bulông cạnh ổ d2=(0,7...0,8)d1=(0,7...0,8)21=(14,7...16,8), lấy M15 Bulông ghép bích nắp và thân d3=(0,8...0,9)d2=(0,8...0,9)15=(12...13,5), lấy M12. Vít lắp ghép ổ d4=(0,6...0,7)d2=(0,6...0,7)15=(9...10,5) lấy M9 Vít lắp ghép cửa thăm d5=(0,5...0,6)d2=(0,5...0,6)15=(7,5...9) lấy M8 Mặt bích lắp ghép và thân: Chiều dày bích thân hộp S3=(1,4...1,8)d3=(1,4...1,8)12=(16,8...21,6), lấy S3=18mm. Chiều dày bích nắp hộp S4=(0,9...1)S3=(0,9...1)18=(16,2...18), lấy S4=17mm. Bề rộng bích nắp và thân K3=K2-(3...5) ằ 40mm Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3,D2 tra b.18-2 theo kích thước ổ lăn, ổ lăn trục I có D=62mm nên D2= 75mm D3=90; ổ lăn trục II có D=120 nên D2=140, D3=170; ổ lăn trục III có D=150mm nên D2=160, D3=190, Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2=E2+R2+(3...5) ằ46mm Tâm lỗ bu lông cạnh ổ : E2 ằ 1,6 d2 =1,6.15=24 mm và R2ằ1,3d2=1,3.15 =19,5 mm Mặt đế hộp: Chiều dày : Khi không có phần lồi S1 ằ (1,3...1,5)d1=(1,3...1,5)21ằ28mm Bề rộng mặt đế hộp K1 ằ 3 d1=3.21=63mm và q ³ K1 + 2d=42+2.11=64 Khe hở giữa các chi tiết: Giữa bánh răng với thành trong hộp D ³ (1..1,2)d= (1..1,2)11=12mm Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp D ³ (3..5)d= (3..5)11ằ40mm và phụ thuộc vào loại hộp giảm tốc, lượng dầu bôi trơn trong hộp. Giữa mặt bên các bánh răng với nhau D ³ d=11mm Số lượng bulông nền Z = 6 2) Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp a) Bulông vòng Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép,...) trên nắp và thân thường nắp thêm bu lông vòng.p Kích thước bulông vòng thường được chọn theo trọng lượng hộp giảm tốc. Vật liệu bulông là thép 25, còn trọng lượng Q(kG) của hộp được xác định gần đúng theo khoảng cách trục a=270 theo bảng 18-3b. Q=570 kG chọn M12. b) Chốt định vị Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, dùng 2 chốt định vị. Chốt côn (bảng 18-4b) d=8 mm, c=1,2 mm, l=25...140 mm. c) Cửa thăm Để kiểm tra , quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp. Trên nắp có thể nắp thêm nút thông hơi. Kích thước cửa thăm có thể được chọn theo bảng 18-5 hoặc chọn theo kích thước của nắp hộp. Chọn A=100, B=75, A1=150, B1=100, C=125, K=87, R=12, vít M8-22, số lượng 4. d) Nút thông hơi Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp. e) Nút tháo dầu Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và do hạt mài), 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 được bịt kín bởi nút tháo dầu. Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu cho trong bảng 18-7 (đối với nút tháo dầu trụ), d=M161,5; Mặt đáy hộp làm dốc về phía lỗ tháo dầu với độ dốc 1á2o và ngay tại chỗ tháo dầu làm lõm xuống g) Kiểm tra mức dầu Dùng que thăm dầu kích thước ghi trên hình 18-11 d. 3)Kết cấu một số chi tiết khác a)Kết cấu trục Kết cấu trục phải ít gây tập trung ứng suất nhất. Trục bậc tuy có kết cấu phức tạp, dễ gây nên tập trung ứng suất nhưng lại đảm bảo các điều kiện lắp ghép. Mặt khác, trục bậc phù hợp với sự phân bố tải nên trong thực tế trục bậc thường được dùng nhiều. Đường kính các đoạn trục thường được lấy theo tiêu chuẩn. Đối với những chỗ có tiết diện trục thay đổi (rãnh then, vai trục,...) thương phải làm góc lượn chuyển tiếp. Đối với vai trục, bán kính góc lượn r của trục phải nhỏ hơn bán kính (R) hoặc chiều dài phần vát (C) của chi tiết lắp trên nó nhằm đảm bảo chi tiết có thể tỳ sát vào mặt định vị của vai trục. Kích thứơc của cạnh vát và bán kính góc lượn r và R có thể lấy theo bảng 13-1. Đối với mối ghép then, rãnh then làm giảm sức bền của trục, cho nên để đảm bảo sức bền trục cần phải tăng đường kính thân trục: tăng 4% khi dùng một rãnh then. Nếu trên một trục cần thực hiện hai hay nhiều then trên các đoạn trục có đường kính khác nhau, thì kích thước then (chiều rộng rãnh trên trục b) nên lấy như nhau và nên bố trí trên cùng một mặt phẳng. Kết cấu bánh răng: Thường chọn phương pháp dập để chế tạo phôi bánh răng. Để kim loại dễ điền đầy khi dập, các độ dốc thường lấy ~ 5o, các bán kính r và R lấy như sau: r = 0,05h + (0,5~1) 0,05.11 + (0,5~1)1,5mm R = 2,5r + (0,5~1) 2,5.1,5 + (0,5~1) 4,5 mm Lựa chọn kích thước các phần tử Vành răng: Đối với bánh răng trụ d =(2,5 ~ 4)m=(2,5 ~ 4)39mm mayơ: Chiều dài mayơ 1 thường chọn theo đường kính d của bề mặt lắp ghép: l = (0,8 ~ 1,8)d Mayơ cần đủ cứng và đủ bền, vì vậy, đường kính ngoài thường chọn bằng: D = (1,5 ~ 1,8)d Bánh răng trụ D=(1,5 ~ 1,8).4880mm Đĩa hoặc nan hoa dùng để nối mayơ với vành răng. Chiều dày của đĩa được chọn như sau: Bánh răng hình trụ cuả cấp nhanh: C ằ (0,2 ~ 0,3)b= (0,2 ~ 0,3)30ằ9mm Bánh răng hình trụ cuả cấp chậm: C ằ (0,2 ~ 0,3)b= (0,2 ~ 0,3)108 = 30 mm Trên đĩa làm từ 4 đến 6 lỗ Đường kính lỗ: do = (12 ~ 15)mm Đường kính tâm lỗ: đối với bánh răng trụ Do = 0,5(D+Dv) ằ0,5(397,7+80)=238,85mm Hình dạng và hệ thức xác định các yếu tố của nan hoa đối với bánh răng đúc cho trên hình 14-9. Độ dốc và bán kính góc lượn chọn như trên hình 14-9. c) ống lót và nắp ổ ống lót được dùng để đỡ ổ lăn tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điều chỉnh bộ phận ổ cũng như điều chỉnh sự ăn khớp của cặp bánh răng côn. ống lót làm bằng gang GX 15-32, với chiều dày d = C.D Kích thước của ống lót có thể chọn như sau: Chiều dày: d = 6 á 8mm Chiều dài vai d1 và chiều dài bích d2 : d1 = d2 = d Đường kính lỗ lắp ống lót D’ = D2 + 2d=62+2.8=78mm Đường kính tâm lỗ vít: D2 ằ D’ + (1,6 á 2)d4=78+(1,6 á 2).6ằ88mm Đường kính ngoài của bích: D3 ằ D’ + 4,4d4=78+4,4.6=104,4mm Lắp ghép giữa ống lót với lỗ hộp có thể là lắp lỏng. Thông thường dùng kiểu F... - Nắp ổ thường được chế tạo bằng gang GX 15-32 Có hai loại nắp ổ: nắp ổ kín và nắp ổ thủng, dùng bề mặt có đường kính D làm chuẩn định tâm theo kiểu lắp H7. Vì mặt chuẩn cơ bản là mặt bích nên chiều dài của mặt trụ định tâm thường lấy nhỏ từ 5 á 7mm. Bề mặt tiếp xúc của nắp với đầu vit kẹp chặt cần được gia công đạt độ nhám RZ Ê 40mm, có thể chỉ cần gia công chỗ ghép hoặc gia công cả hình vành khăn trên đó phân bố các vít. Tất cả các loại nắp muốn được định vị tốt, cần phải làm rãnh tại chỗ chuyển tiếp giữa mặt tỳ của bích với bề mặt định vị có đường kính D. Cấu tạo của nắp ổ thủng được trình bày trên hình 15-5, phụ thuộc vào kiểu lót kín. Các kích thước của nắp ổ thủng cũng giống như nắp ổ kín và phụ thuộc vào kích thước của kiểu lót kín. IX)Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp. 1) Bôi trơn bánh răng Dùng phương pháp bôi trơn ngâm dầu: bánh răng hoặc các tiết máy phụ (bánh răng bôi trơn, vòng vung dầu,...) được ngâm trong dầu chứa ở hộp. Đối với bánh răng côn, mức dầu nên ngập chiều rộng bánh răng lớn. Khi vận tốc nhỏ (0,8...1,5)m/s, lấy chiều sâu ngâm dầu bằng 1/6 bán kính bánh răng cấp nhanh, còn bánh răng cấp chậm khoảng 1/4 bán kính. Lượng dầu bôi trơn khoảng vào 0,4 đến 0,8 lit cho 1 kW công suất truyền. Dầu bôi trơn hộp giảm tốc Chọn độ nhớt để bôi trơn phụ thuộc vào vận tốc, vật liệu bánh răng (bảng 18-11) . Sau đó tiến hành tra bảng để tìm loại dầu thích hợp (bảng 18-13). 2) Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp a) Lắp bánh răng lên trục Chọn lắp ghép H7 / k6 vì chịu tải vừa có thay đổi và va đập nhẹ. Để lắp được dễ dàng nên chọn phần đầu của đoạn trục lắp bánh răng làm phần hướng dẫn với kiểu lắp H7 / h8. b) Điều chỉnh bánh răng theo phương dọc trục Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ, để bù vào sai số thường thường lấy chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn. Đối với bộ truyền bánh răng côn, sai số về chế tạo và lắp ghép làm sai lệch vị trí tương đối giữa các bánh răng côn nhỏ và lớn. Sai số này (khi vượt quá giá trị cho phép) là nguyên nhân làm tăng mòn, tăng ma sát và tăng ứng suất tập trung dọc theo chiều dài của răng. Bộ truyền bánh thẳng răng trụ có m=3 < 6mm, dùng cấp chính xác động học 7 và 8. Đối với cấp chính xác này, sai lệch cho phép của răng không vượt quá 0,058mm. Nhưng việc chế tạo các tiết máy đạt độ chính xác trên rất khó khăn. Vì vậy, thường chọn cấp chính xác thấp hơn, còn sự không trùng đỉnh có thể khắc phục bằng cách điều chỉnh vị trí dọc trục của các bánh răng khi lắp ghép bộ truyền trong hộp giảm tốc. 3) Bôi trơn ổ lăn. Chất bôi trơn được lựa chọn trên nhiệt độ làm việc và số vòng quay của vòng ổ. Dùng phương pháp bôi trơn ổ bằng mỡ O ổ bi đớ x một dãy: nhiệt độ làm việc < 100o, số vòng quay của ổ < 300 vg/ph, mỡ M Lượng mỡ tra vào ổ lần đầu có thể xác định như sau: G = 0,005DB ổ trục trên trục I : G=0,005.52.15=3,9g ổ trục trên trục II: -ổ 1: G=0,005.90.23=10,35g -ổ o: G= 0,005.120.29=17,4g ổ trục III G=0,005.140.33=23,1g mỡ cho vào chứa 2/3 khoảng trống bộ phận ổ. Lót kín bộ phận ổ dùng lót kín động gián tiếp Loại lót kín này yêu cầu phải có một chi tiết trung gian đặt giữa hai bề mặt cần lót kín chọn vòng phớt không điều chỉnh được khe hở, vì vận tốc trượt nhỏvà ổ bôi trơn bằng mỡ. Hình dạng và kích thước của vòng phớt và rãnh để lắp vòng phớt cho trong bảng 15-17. Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp thường dùng các vòng chắn mỡ (dầu). Kích thước của vòng chắn dầu cho ở trên hình 15-22. Vòng gồm từ 2 đến 3 rãnh tiết diện tam giác. Cần lắp sao cho vòng cách mép trong thành hộp khoảng 1 đến 2mm. Khe hở giữa vỏ (hoặc ống lót) với mặt ngoài của vòng ren lấy khoảng 0,4mm. Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc: Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày: Thân hộp, d Nắp hộp, d1 d = 0,03.a + 3 = 0,03.270 + 3 = 11,1mm > 6mm ta chọn d = 11 mm d1 = 0,9. d = 0,9. = 9,9 mm ta chon d1 = 10 mm Gân tăng cứng: Chiều dày, e Chiều cao, h Độ dốc e =(0,8 á 1)d = 8,8 á 11, chọn e = 9 mm h = 50 mm Khoảng 2o Đường kính: Bulông nền, d1 Bulông cạnh ổ, d2 Bulông ghép bích nắp và thân, d3 Vít ghép lắp ổ, d4 Vít ghép lắp cửa thăm dầu, d5 d1 = 0,04.a+0 = 21 mm bu lông M21 d2 = 0,8.d1 = 0,8. 21 = 16,8 mm chọn bu lông M15 d3 = (0,8á 0,9).d2 ị d3 = 12 bu lông M12 d4 = (0,6 á 0,7).d2 ị d4 = 9 chon M9 d5 =( 0,5 á 0,6).d2 ị d5 = 8 Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp, S3 Chiều dày bích náp hộp, S4 Bề rộng bích nắp hộp, K3 S3 =(1,4 á 1,5) d3 , chọn S3 = 18mm S4 = ( 0,9 á 1) S3 = 17mm K3 = K2 – ( 3á5 ) mm = 40 mm Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít, D3, D2 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 và C ( k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ) Chiều cao h Định theo kích thước nắp ổ K2 = E2 + R2 + (3á5) mm = 46 mm E2= 1,6.d2 = 1,6 . = 24 mm. R2 = 1,3 . d2 = 1,3. 15 = 19,5 mm C = D3 / 2 = 45 mm h: phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa Mặt đế hộp: Chiều dày: Khi không có phần lồi S1 Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q S1 = (1,4 á 1,7) d1 ị S1 = 28 mm K1 ằ 3.d1 ằ 3.21 = 63 mm, q = K1 + 2d = 63 + 2.11 = 85 mm; Khe hở giữa các chi tiết: Giữa bánh răng với thành trong hộp Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Giữa mặt bên các bánh răng với nhau. D ³ (1 á 1,2) d ị D = 11 mm D1 ³ (3 á 5) d ị D1 = 40 mm D2 ³ d = 11 mm Số lượng bulông nền Z Z = ( L + B ) / ( 200 á 300) chọn Z = 6 Phần V Thống kê các kiểu lắp, trị số của sai lệch giới hạn và dung sai của các kiểu lắp: Lắp ghép bánh răng lên trục trong hệ thống lỗ theo kiểu lắp trung gian H7/k6, theo yêu cầu công nghệ gia công các đoạn trục lắp ghép theo k6. Trục - bạc, trục - vòng chắn mỡ lắp có độ hở theo kiểu lắp D11/k6. Nắp ổ lăn -vỏ, cốc lót -vỏ lắp có độ hở theo kiểu lắp H7/d11. Lắp ghép mối ghép then theo mặt bên b lắp trên trục theo kiểu lắp N9/h9, lắp trên bạc theo kiểu lắp Js9/h9. ổ bi đỡ lắp lên trục theo kiểu k6 lắp lên vỏ theo kiểu H7 do trục quay, vòng ổ chịu tải tuần hoàn, vòng ngoài chịu tải cục bộ. Ta có bảng sau. Kích thước(mm) k6 (mm) Dung sai d11 (mm) Dung sai H7 (mm) Dung sai D11 (mm) Dung sai 20 +15 +2 13 -65 -195 130 +21 0 21 +195 +65 130 25 35 +18 +2 16 -80 -240 160 +25 0 25 +240 +80 160 40 48 55 +21 +2 19 -100 -290 190 +30 0 30 +290 +100 190 60 65 80 +25 +3 22 -120 -340 220 +35 0 35 +340 +120 220 Bảng mối lắp then: bh mm d-t1 mm d+t2 mm N9 mm Js9 mm h9 mm t1 mm t2 mm Then35 108 -0,1 +0,1 0 -30 +12 -12 0 -30 +0,1 +0,1 Then48 149 -0,2 +0,2 0 -36 +18 -18 0 -36 +0,2 +0,2 Then60 1811 -0,2 +0,2 0 -43 +21 -21 0 -43 +0,2 +0,2 Then80 2214 -0,2 +0,2 0 -43 +21 -21 0 -43 +0,2 +0,2 Phần 1: Chọn động cơ 1-4 Xác định công suất của động cơ 2 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ 3 Chọn động cơ 3 Phân bố tỷ số truyền 3 Tính công suất , số vòng quay,mô men trên các trục 3 Phần 2:Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc 5-16 Chọn vật liệu 5 Tỷ số truyền 5 Xác định ứng suất cho phép 5 Tinh toán bộ truyền BR trụ răng thẳng 7 Tinh toán bộ truyền BR trụ răng nghiêng 10 Tính toán ngoài hộp (Bộ truyền xích ) 14 Phần 3:Tính toán trục và chọn ổ lăn 16 - 36 Tính toán trục 16 Tính toán ổ lăn 33 Phần 4: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc,bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 36 Phần 5:Bảng thống kê các kiểu lắp,trị số của sai lệch giới hạn và dung sai các kiểu lắp 43