Đồ án Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục

Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 1 Trường ĐHKT-KTCN LỜI NÓI ĐẦU Đồ án chi tiết máy là một trong những đồ án quan trọng nhất của sinh viên ngành cơ khí chế tạo máy. Đồ án thể hiện những kiến thức cơ bản của sinh viên về vẽ kĩ thuật, dung sai lắp ghép và cơ sở thiểt kế máy, giúp sinh viên làm quen với cách thực hiện đồ án một cách khoa học và tạo cơ sở cho các đồ án tiếp theo. Hộp giảm tốc là một cơ cấu đƣợc sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí nói riêng và công nghiệp nói chung . Trong môi trƣờng công nghiệp hiện đại ngày nay, việc thiết kế hộp giảm tốc sao cho tiết kiệm mà vẫn đáp ứng độ bền là hết sức quan trọng. Đƣợc sự phân công của Thầy, em thực hiện đồ án Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục để ôn lại kiến thức và để tổng hợp lý thuyết đã học vào một hệ thống cơ khí hoàn chỉnh. Do yếu tố thời gian, kiến thức và các yếu tố khác nên chắc chắn có nhiều sai sót, rất mong nhận đƣợc những nhận xét quý báu của các thầy. Xin cám ơn các thầy hứơng dẫn và các thầy trong Khoa Cơ khí đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án này! SVTH: Đặng Danh Huân Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 2 Trường ĐHKT-KTCN THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC 2 CẤP ĐỒNG TRỤC -BÁNH RĂNG NGHIÊNG 1.Động cơ điện 2. Bộ truyền đai thang 3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục 4. Nối trục đàn hồi 5. Xích tải Số liệu thiết kế: Lực vòng trên xích tải: F = 5000N Vận tốc xích tải: v = 0,5715 m/s Số răng đĩa xích tải dẫn: z = 27 Bƣớc xích tải: p = 25,4 mm Thời gian phục vụ: L = 24000 (h) Quay một chiều, làm việc hai ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc 300 ngày, 1ca làm việc 8 giờ) Chế độ tải: T 1 = T; T 2 = 0,9T; T 3 = 0,75T t 1 = 15s ; t 2 = 48s ; t 3 = 12s Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 3 Trường ĐHKT-KTCN MỤC LỤC PHẦN I : TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI ........................................ PHẦN II : CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN ....................... 1. Chọn động cơ .................................................................................................. 2. Phân phối tỉ số truyền ..................................................................................... PHẦN III : TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 1. Chọn dạng đai ..................................................................................................... 2. Tính đƣờng kính bánh đai nhỏ ............................................................................ 3. Tính đƣờng kính bánh đai lớn ............................................................................. 4. Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l ................................................. 5. Tính góc ôm đai nhỏ ........................................................................................... 6. Tính số đai z ...................................................................................................... 7. Kích thƣớc chủ yếu của bánh đai ........................................................................ 8. Lực tác dụng lên trục F r và lực căng ban đầu F o ................................................. 9. Đánh giá đai ...................................................................................................... 10. Tuổi thọ đai ...................................................................................................... PHẦN IV : THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 1. Tính toán cấp chậm ............................................................................................... 2. tính toán cấp nhanh ............................................................................................... PHẦN V : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN .............................. 1. Thiết kế trục ...................................................................................................... 2. Tính then ...................................................................................................... PHẦN VI : CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI TRỤC ................................................. 1. Chọn ổ lăn ...................................................................................................... 2. Khớp nối trục ...................................................................................................... PHẦN VII : THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 1.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc ..................................................................................... 2.Các chi tiết phụ ................................................................................................... 3. Dung sai lắp ghép................................................................................................ PHẦN VIII : XÍCH TẢI ............................................................................................ Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 4 Trường ĐHKT-KTCN PHẦN I: TÌM HIỂU VỀ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Xích tải là một loại của bộ truyền xích nó được sử dụng rất rộng rãi trong cuộc sống và trong sản xuất với hiệu suất cao, không sảy ra hiện tượng trượt, khả năng tải cao, có thể chịu được quá tải khi làm việc chính vì thế nó rất được ưa chuộn trong các băng chuyền trong sản xuất. Dưới đây là hình ảnh về ứng dụng xích tải trong sản xuất: Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 5 Trường ĐHKT-KTCN Phần II: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền. 1. Chọn động cơ 1.1. Xác định tải trọng tương đương Gọi : P là công suất trên xích tải.  là hiệu suất chung của hệ thống dẫn động t P là công suất tinh toán tren trục máy công tác Ta có :  t ct P P  (kW) Theo (2.8)TL1 Công suất tƣơng đƣơng: (Trƣờng hợp tải trog thay đổi ) = 321 3 2 32 2 22 2 1 ... ttt tPtPtP   Theo (.12 & 2.13)L1 Với: 31 2 1 ; 0,9 0,75 TT T T T T    => PP  1 PP 9,0 2  PP 75,0 3  Trong đó : P = (F.v)/1000 = (5000.0,5715) / 1000 = 2,86 (KW) Thay số vào ta đƣợc:kn = 321 3 2 32 2 22 2 1 ... ttt tPtPtP   = 2,57 (KW) 1.2. Xác định công suất cần thiết Hiệu suất bộ truyền theo bảng 3.3  1 Chọn: - Hiệu suất của bộ truyền đai (để hở): 96.0 d  - Hiệu suất của cặp bánh răng trụ (đƣợc che kín) : 98.0 br  Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 6 Trường ĐHKT-KTCN - Hiệu suất của cặp ổ lăn: 0,99 ol η = 5 - Hiệu suất của khớp nối trục: 99.0 kn  - Hiệu suất của toàn bộ hệ thống η : knolbrd  ... 52 = 99,0.995,0.98,0.96.0 52 = 0,89 Công suất cần thiết: = 89,2 89.0 57,2  (KW) Số vòng quay của xích tải khi làm việc: 50 4,25.27 5715,0.60000 . .60000  pz v n lv vòng/phút Theo (2.17) TL1 Số vòng quay sơ bộ của động cơ: tlvsb unn . Theo (2.18) TL1 Theo bảng 2.4TL1 ta có : - Bộ truyền đai = 4 - Bộ truyền bánh răng = 14 Ta chọn đuợc tỉ số truyền sơ bộ là: brdt uuu . = 4.14 = 56 Vậy 280056.50  sb n (v/ph) Với những ĐK : dn kmm sbdb ctdc T T T T nn pP    Theo bảng (P.1.3 Tl1) Chọn động cơ có số vòng quay đồng bộ nđb = 2838 (vòng/phút) (2p = 2 ) Động cơ loại 4A90L2Y3 (Do lien xô cũ chế tạo) Ta chọn đƣợc động cơ với các thông số sau: Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 7 Trường ĐHKT-KTCN Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay  % k dn T T cos  4A90L2Y3 3 KW 2838 84,5 2,2 0,88 2. Phân phối tỷ số truyền Tỷ số truyền chung: (Theo 3.23) TL1 76,56 50 2838  lv dc t n n u Mà u t = u d .u h Với u d là tỉ số truyền của đai u h là tỉ số truyền của hộp giảm tốc Chọn 4 d u , 19,14 4 76,56  d t h u u u u h = u 1 .u 2 ( u 1 ,u 2 là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm) Đối với hộp giảm tốc đồng trục, để sử dụng hết khả năng tải của cặp bánh răng cấp nhanh ta chọn u 1 theo công thức: u 1 = 2 3 a1 2 3 a1 1 ba h h b ba h b u u u       Theo 3.21 [Tài liệu cơ sở TK Máy ĐHBKĐHQGTPHCM) giá trị 2 a1 ba b   thông thƣờng bằng 1,5 hoặc 1,6 ở đây ta chọn bằng 1,5 suy ra u 1 = 187,4 15,1.19,14 5,1.19,1419,14 3 3    ; u 2 = 14,19 / 4,187 = 3,389 Công suất trên các trục: Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 8 Trường ĐHKT-KTCN )(609,2 99,0.995,0 57,2 . 3 KW P P knol td   )(676,2 98,0.995,0 609,2 . 3 2 KW P P brol   )(744,2 98,0.995,0 676,2 . 2 1 KW P P brol   )(873,2 96,0.995,0 744,2 . 1 KW P P dol dc   Số vòng quay trên các trục: )/(50 389,3 453,169 )/(453,169 187,4 5,709 )/(5,709 4 2838 2 2 3 1 1 2 1 phvg u n n phvg u n n phvg u n n d dc    Mômen xoắn trên các trục: Ta có : ).(10095 2838 3 .10.55,9 .10.55,9 6 6 mmNT n P T dc i i i   Tƣơng tự 1 T = 36934,7 (N.mm) 2 T = 150813,4 (N.mm) 3 T = 498319 (N.mm) Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 9 Trường ĐHKT-KTCN Bảng thông số Trục Thông số Động cơ I II III Tỷ số truyền 4 4,187 3,389 Công suất (kW) 2,873 2,744 2,676 2,609 Số vòng quay (vg/ph) 2838 709,5 169,453 50 Mômen T (Nmm) 10095 36934,7 150813,4 498319 Phần III: Tính toán, thiết kế bộ truyền đai thang. 1. Chọn dạng đai: Các thông số của động cơ và tỷ số của bộ truyền đai: )/(2838 phvn dc  4 )(3   d dc u KWP Theo sơ đồ hình 4.2[TL1] ta chọn loại đai là đai hình thang thƣờng loại A, ta chọn nhƣ sau: (L = 560 - 4000, d 1 = 100 - 200) Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 10 Trường ĐHKT-KTCN Thông số cơ bản của bánh đai Loại đai Kích thƣớc mặt cắt, (mm) Diện tích A 1 (mm 2 ) b t b H y 0 Thang, A 11 13 8 2,8 81 2. Tính đường kính bánh đai nhỏ 3 3 11 10095)4,6...2,5().4,6....2,5(  Td Theo 4.1 TL1 Với 1 d = (102,4 …128,3) Theo tiêu chuẩn chọn 1 125d mm= Vận tốc dài của đai: )/(56,18 60000 1 1 sm nd v   Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc cho phép: max 25 /v m s= 3. Đường kính bánh đai lớn Đƣờng kính bánh đai lớn 2 1 . (1 ) d d u d ξ= - Theo 4.2 TL1 )(6,507)015,01/(4.125 mm (Do sự trƣợt đàn hồi giữa đai và bánh đai.Trong đó  là hệ số trƣợt tƣơng đối, thƣờng  = 0,01  0,02 ta chon 0,015ξ = ) Theo tiêu chuẩn của bánh đai hình thang ta chọn 2 500d mm= -Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là: Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 11 Trường ĐHKT-KTCN 2 1 500 4 125 ttd d u d = = = = u d Không co sai số của bộ truyền vậy các thông số bánh đai đƣợc thỏa mãn. 4. Xác định khoảng cách trục a và chiều dài đai l 4.1 Chọn khoảng cách trục a .     1 2 1 2 2 0,55d d a d d h     Theo 4.14 TL1    2 125 500 0,55 125 500 8a     (h chiều cao tiết diện đai) 125075,351  a Theo tiêu chuẩn ta chọn a = 475 mm (a/d2 = 0,95) 4.2 Chiều dài đai L 1 2 2 1 ( ) 2. 2 4 d d d d L a π a + - = + + 4.4[TL1] )(2005 475.4 )125500( 2 )125500(14,3 475.2 2 mm     Theo tiêu chuẩn chọn L = 2000 (mm) Xác định lại khoảng cách trục a 4 8 22    a 4.5a[1] Với 1018 2 )( 21    dd L  2 1 500 125 187,5 2 2 d d mm       )(4758,4714/)5,187.810181018( 22 mma  Vậy a =475 (mm) đƣợc chọn thõa 5. Tính góc ôm đai nhỏ Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong trƣờng hợp này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn nên nếu góc ôm bánh đai nhỏ thõa thì góc ôm bánh đai lớn cũng đƣợc thõa Theo 4.7 TL1 0 12 00 1 135/)(57180  add Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 12 Trường ĐHKT-KTCN Vì 1 min 120 oα α> = thỏa mãn điều kiện không trƣợt trơn. 6. Tính số đai z Ta có: zul d CCCCP KP Z ...].[ . 0 1   Theo 4.16 TL1 Với: dc P : công suất trên trục bánh dẫn trƣờng hợp này cũng chính là công suất động cơ, kW( dc P =3kW) [ ] o p : công suất có ích cho phép đƣợc xác định theo đồ thị hình 4.19[TL1] [p o ] = 2,4kw C : Hệ số xét đến ảnh hƣởng của góc ôm . Tra bảng 4.15 TL1 C =1 – 0,0025(180 – 1  ) = 0,875 u C : Hệ số xét đến ảnh hƣởng của tỉ số truyền, chọn 1,14 u C = ( tra bảng 4.17 [TL1]) L C : hệ số xét đến ảnh hƣởng của chiều dài đai L Ta có 17,1 1700 2000 0  l l Với L 0 là chiều dài thực nghiệm L 0 = 1700mm Tra bảng 4.16 [TL1] => L C = 1 z C : hệ số ảnh hƣởng đến sự phân bố không đều của tải trọng giữa các dây đai Z 2  3 4  6 Z >6 C z 0,95 0,9 0,85 Chọn C z = 0,95 ( P1/[P] = 3/2,4 = 1,25 ) d K : Hệ số xét đến ảnh hƣởng tải trọng, theo bảng 4.7[TL1] Chọn d K = 1,35 (do cơ cấu phải làm việc 2 ca ) Thay các thông số vào ta có: 8,1 95,0.14,1.1.875,0.4,2 35,1.3 Z chọn Z = 2 7. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai 7.1 Chiều rộng bánh đai Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 13 Trường ĐHKT-KTCN Chiều rộng bánh đai: ( 1) 2B z t e= - + 4.17[2] Với t và e tra bảng 4.21[TL1] t = 15mm e = 10mm 3,3 o h = mm thay số vào ta đƣợc: B = (2 – 1 ).15 + 2.10 = 35mm 7.2 Đường kính ngoài hai bánh đai: Theo 4.16 [TL1] Bánh dẫn : 6,5063,3.25002 011  hdd a Bánh bị dẫn : )(6,1313,3.21252 022 mmhdd a  8. Lực tác dụng lên trục F r , và lực căng ban đầu F o . Lực căng trên 1 đai: 0 1 780 . . . dc d v α p k F F v C Z = + Với K d : hệ số tải trọng động tra bảng 4.7[2] với loại truyền động xích tải lam việc 1ca ta chọn 1 P = 3 K d = 1,35 trƣờng hợp này làm việc 2 ca nên C = 0,875 (đã tính ở trên) V = 18,56 Z = 2 F v : lực căng do lực li tâm sinh ra. 2 1v m F q v 4.20[2] q m : khối lƣợng trên 1m chiều dài đai tra bảng 4.22[2] ta đƣợc q m = 0,105 kg/m  F v = 0,105.18,56 2 = 36,17 kgm/s 2 Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 14 Trường ĐHKT-KTCN  )(23017,36 2.875,0.56,18 35,1.3.780 0 NF  Lực tác dụng lên trục: trục đƣợc tính nhƣ sau:  r F 2F0.Z.sin( )2/ 1  = 850 (N) Phần IV :Thiết kế bộ truyền bánh răng. 1. Tính toán cấp chậm. 1.1 Chọn vật liệu: Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ, hai cấp, chịu công suất nhỏ (Pdc =3KW), chỉ cần chọn vật liệu nhóm I. Vì nhóm I có độ rắn HB<350, bánh răng đƣợc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Dựa theo bảng 3.8 ( [1] ) chọn 45X và 40X Thép loại thép này rất thông dụng , rẻ tiền.Với phƣơng pháp tôi cải thiện tra bảng 6.1 ta đƣợc các thông số sau: Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền 2  b N/mm Giới hạn chảy  N/mm 2 ch Độ cứng HB Bánh chủ động Thép 45 X Tôi cải thiện 850 650 230…280 Bánh bị động Thép 40X Tôi cải thiện 850 550 230…260 Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 15 Trường ĐHKT-KTCN 1.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép: 1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép: Chọn độ cứng HBcđ = 260 và HBbđ = 250. Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép: CT 6.1 và 6.2[TL1tr91] [σ H ] = ( σ 0 Hlim / S H ) Z R Z V K xH K HL [σ F ] = ( σ 0 Flim / S F ) Y R Y V K xF K FC K FL . Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn Z R Z V K xH = 1 và Y R Y V K xF = 1 do đó chỉ còn : [σ H ] = ( σ 0 Hlim / S H ) K HL [σ F ] = ( σ 0 Flim / S F ) K FC K FL Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 16 Trường ĐHKT-KTCN Với σ 0 Hlim, σ 0 Flim : lần lƣợc là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [TL1 tr94] ta đƣợc :σ 0 Hlim = 2HB+70= 2x260+70 = 590 và σ 0 Flim = 1.8HB = 1.8x 260 = 468 (với bánh chủ động). S H và S F là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 [TL1 tr 94] ta đƣợc S H = 1.1 và S F = 1.75 (với bánh chủ động). K FC hệ số xét đến ảnh hƣởng đặt tải.K FL = 1 khi đặt tải một chiều. K HL và K FL hệ số tuổi thọ đƣợc tính CT 6.3 và 6.4 [Tl1 tr 93]: H m HEHOHL NNK / Và F m FEFOFL NNK / ở đây : m H và m F – bậc của đƣờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn trong trƣờng hợp này m H = 6 và m F = 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350. N HO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc : Theo 6.5 TL1 tr93 : 4,24,2 260.30.30  HBHO HN =18752418 N FO = 4.10 6 đối với tất cả các loại thép. N FE và N HE số chu kì thay đổi ứng suất tƣơng đƣơng : Ta xét tải trọng thay đổi : iiHE tnTTiCN ..max)/(..60 3 ii m FE tnTTiCN F ..max)/(..60  Với c:số lần ăn khớp của rằng trong một vòng.Ở đây c = 1 n:số vòng quay bánh răng trong một phút ,ncđ = 169,6, nbđ =50 T i : mô men xoắn. L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên Tổng số giờ làm việc :t =5 . 300 . 2 . 8 = 24000 (giờ) Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 17 Trường ĐHKT-KTCN Suy ra với bánh chủ động 207815322) 75 12 .75,0 75 48 .9,0 75 1 .1.(24000.5,169.1.60 333  HE N 138865474) 75 12 .75,0 75 48 .9,0 75 1 .1.(24000.5,169.1.60 666  FE N Vì NHecđ > NHOcđ và NEFcđ > NFOcđ nên KHLcđ =KFLcđ =1. Suy ra với bánh chủ động: [σ H ]cđ =590/1,1 = 536,4 Mpa [σ F ]cđ = 468/1,75 = 267,4 Mpa (N/mm 2 ). Đối với bánh bị động tương tự ta có : σ 0 Hlim = 2HB+70= 2.250+70=570 và σ 0 Flim = 1.8HB = 1,8.250 = 450 S H = 1.1 và S F = 1.75 Có 52852320) 75 12 .75,0 75 48 .9,0 75 1 .1.(24000.50.1.60 333  HE N 40939114) 75 12 .75,0 75 48 .9,0 75 1 .1.(24000.50.1.60 666  FE N Vì NHebđ > NHObđ và NEFbđ > NFObđ nên KHLbđ =KFLbđ =1. Suy ra [σ H ]bđ =570/1,1 = 518,2 MPa [σ F ]bđ = 450 / 1,75 = 257,1 MPa (N/mm 2 ). Vậy : [σ H ] cp )(3,527 2 4,5362,518 2 ][][ MPa bdHcdH       [σ H ]bđ 1,25[σH]bđ=647,75 Vậy thỏa mãn yêu cầu 6 .12 TL1 Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 18 Trường ĐHKT-KTCN 1.3 Xác định khoảng cách trục a w Ta xác định độ bền tiếp xúc theo độ bền tiếp xúc của bánh chủ động. 3 2 1 ..][ . )1( baH H aW u KT uKa   Theo 6.15a TL1 trong đó : dấu + khi ăn khớp ngoài, - khi ăn khớp trong.  Ka :hệ số phụ thuộc vật liệu cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5 [TL1 tr 96] đƣợc Ka = 43 (Mpa).  Ψ ba :hệ số, tra bảng 6.6 [ 1 tr 97] và chọn 0,3. Suy ra Ψ bd = 0,53 Ψ ba (u  1) = 0,53 .0,3(3.389 + 1)=0.698 (CT 6.16 [TL1 tr 97]. Tra bảng 6.7 với Ψ bd = 0.698 và ở sơ đồ 5 ta đƣợc KHβ = 1,05.  T 1 momen xoắn trên trục bánh chủ động T 1 = 150813 Nmm.  [σ H ] ứng suất tiếp cho phép [σ H ] = 527,3 Mpa.  U tỉ số truyền u = 3.389 Thay số vào => aW = 155,07 Theo tiêu chuẩn ta chọn a w = 150 mm 1.4 Môđun bánh răng. Theo CT 6.17 TL12 m = (0,01…0,02)aW = 1,5 … 3,0 chọn m = 2 mm theo tiêu chuẩn 1.5 Số răng của bánh răng. Vì răng nghiêng ta chọn  = 15 0 Theo CT 6.31 TL1: 01,33 )1389,3(2 15cos.150.2 )1( cos.2 0 1      um a Z W  Vậy ta chọn số răng bánh dẫn là 33 Vậy số răng bánh bị dẫn là 2 Z = u.Z1 = 3,389.33 = 111,8 Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 19 Trường ĐHKT-KTCN Ta chọn 2 Z = 112 Tỉ số truyền sau khi chọn răng: 394,3 33 112 1 2  Z Z U t Sai số tỉ số truyền: ,...0100. 389,3 )389,3394,3(   U Vậy số răng cặp bánh răng đƣợc thõa. Tính lại góc  : ta có Cos  = m t aZ 2/ = 2.145/2.150 = 0,946 Vậy  = 14,8 00 20 Thỏa mãn với đk  ]20;8[ 1.6 Góc ăn khớp : Theo ct 6.27 TL1 WttW amZCos 2/cos..   (Có 0 20 ) => 889.0150.2/20cos.2.145 0  tW Cos => 0 7,24 tW  1.7 Kích thước bộ truyền bánh răng Chiều rộng bánh răng : 45150.3,0. 1  WW ab  mm Đƣờng kính vòng chia: 1 d = Z 1 .m /cos  = 68,3 mm 2 d = Z 2 .m /cos  = 231,7mm Đƣờng kính lăn : d 1w = 2aW/(u+1) = 68,3 mm 2W d = d 1w .u = 68,3.3,394 = 231,8 mm Đƣờng kính đỉnh răng : d 1a = d w1 + 2.m = 72,3 mm d 2a = d w2 + 2.m = 235,7 mm Đƣờng kính vòng chân răng : Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 20 Trường ĐHKT-KTCN d f1 = d w1 – 2,5m = 63,3 mm d f2 = d w2 – 2,5m = 226,7 mm vận tốc bánh răng: 606,0 60000 .. 11  nd v W  Theo bảng 6.13[TL2] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9 1.8 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc. ][)../()1.(..2... 1 2 1 H W WHHMH dubuKTZZZ    theo 6.33 TL1 Với : * 274 m Z : hệ số kể đến vật liệu của bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 TL1 * Z H – Hệ số xét đến ảnh hƣởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc Z H = tWb  2sin/cos2 Theo 6.34 TL1 Với b  góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. tg b  = cos  tg t . ( t  = 0 7,24 tW  Vì bánh răng ko dịch chỉnh) tg b  = cos24,7.tg14,8=0,24 Vậy b  = 13,5 Z H = 7,24.2sin/5,13cos2 = 1,6 * Z  - Hệ số xét đến sự trùng khớp răng. Theo 6.37 TL1 )/(  mSinbW = 45Sin14,8/ 2 = 1,83   1 Theo 6.36c TL1 Z  = /1 Áp dụng 6.38b TL1  = sZZ cos)]/1/1(2,388,1[ 21  = 1,696 => Z  = 696,1/1 = 0,769  K H - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 21 Trường ĐHKT-KTCN HvHHH KKKK ..  Trong đó 05,1HK HK = 1,13 : hệ số phân bố ko đều tải trọng . Tra bảng 6.14 TL1 Hv K =  HH WH KKT dbv ...2 .. 1 1 1 Trong đó uavgv WoHH /... Tra bảng 6.15 TL1 73 002,0   o g H  => 394,3/150606,0.73.002,0 H v = 0,58 (m/s) Hv K = 05,1.13,1.150813.2 3,68.45.58,0 1 = 1,005 => K H = 1,005.1,05.1,13 = 1,192 Vậy )3,68.394,3.45/(394,4.192,1.150813.2769,0.6,1.274 2 H  = 502 MPa => ][ HH   Vậy độ bền tiếp xúc đƣợc thõa mãn. Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 22 Trường ĐHKT-KTCN 1.9 Tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn CT 6.43.và 6.44 [TL1tr108]: σ Fcđ = 2T1KFYεYβYF1/(bwdw1m)  [σF]cd. σ Fbđ = σF1YF2/YF1  [ σF2]bd. Trong đó : Yε = 1/ εα = 1/1.696 = 0.59:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Với : Yβ = 1-β/140 = 1- 14,8/140 =0,894. Y F1 ,Y F2 hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động. Tra bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh x 1 =0, x 2 =0 và z v1 =z 1/ 3cos =36,5 ; z v2 = z 2/ 3cos = 124 và suy ra đƣợc Y F1 = 3,7; Y F2 = 3,6. K F = K FβKFαKFv CT 6.45 TL1 K Fβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 [TL1 tr 98] với sơ đồ 4 suy ta có KFβ = 1,12. K Fα : 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 nghiêng. Tra bảng 6.14 TL1 K Fα = 1,37 K Fv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: Theo CT 6.46 TL1  FF WF Fv KKT dbv K ...2 .. 1 1 1 Với uavgv WoFF /...         006,0 73 606,0 F o g v  Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 23 Trường ĐHKT-KTCN 394,3/150606,0.73.006,0 F v = 1,75 01,1 37,1.12,1.150813.2 3,68.45.75,1 1  Fv K Suy ra K F = 1,01.1,12.1,37 = 1,55 Suy ra σ Fcđ = 2.150813.1,55.0,59.0,894.3,42/(45.68,3.2) = 148 MPa MPa  [σ Fcđ] = 267,4 MPa. σ Fbđ = 148.3,6/3,7=144  [σFbđ] =257 Mpa. Vậy bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc. 1.10 Kiểm nghiệm quá tải : Adct 6.48 TL1 maxmax ][. HqtHH K   Theo CT 6.13TL1 1820650.8,2.8,2][ max  chH  2,2/ max  TTK qt => maxmax ][7442,2.502 HH   Vậy thỏa mãn quá tải về tiếp xúc. Adct 6.49 TL1 maxmax ][. FqtFF K   Theo CT 6.14 TL1 520650.8,0.8,0][ max  chF  => maxmax ][8,3162,2.144 FF   Vậy thỏa mãn quá tải về uốn. 2 : Tính toán cấp nhanh. 2.1 Chọn vật liệu: So với bộ truyền bánh răng cấp chậm, bộ truyền cấp chậm có tỉ số truyền cao hơn, nhƣng chênh lệch không lớn nên ta chọn vật liệu cấp nhanh giống cấp chậm. Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 24 Trường ĐHKT-KTCN Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền 2  b N/mm Giới hạn chảy  N/mm 2 ch Độ cứng HB Bánh chủ động Thép 45 X Tôi cải thiện 850 650 230…280 Bánh bị động Thép 40X Tôi cải thiện 850 550 230…260 2.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép: 2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép: Chọn độ cứng HBcđ = 260 và HBbđ = 250. Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép: CT 6.1 và 6.2[TL1tr91] [σ H ] = ( σ 0 Hlim / S H ) Z R Z V K xH K HL [σ F ] = ( σ 0 Flim / S F ) Y R Y V K xF K FC K FL . Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn Z R Z V K xH = 1 và Y R Y V K xF = 1 do đó chỉ còn : [σ H ] = ( σ 0 Hlim / S H ) K HL [σ F ] = ( σ 0 Flim / S F ) K FC K F Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 25 Trường ĐHKT-KTCN Với σ 0 Hlim, σ 0 Flim : lần lƣợc là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [TL1 tr94] ta đƣợc :σ 0 Hlim = 2HB+70= 2x260+70 = 590 và σ 0 Flim = 1.8HB = 1.8x 260 = 468 (với bánh chủ động). S H và S F là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 [TL1 tr 94] ta đƣợc S H = 1.1 và S F = 1.75 (với bánh chủ động). K FC hệ số xét đến ảnh hƣởng đặt tải.K FL = 1 khi đặt tải một chiều. K HL và K FL hệ số tuổi thọ đƣợc tính CT 6.3 và 6.4 [Tl1 tr 93]: H m HEHOHL NNK / Và F m FEFOFL NNK / ở đây : m H và m F – bậc của đƣờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn trong trƣờng hợp này m H = 6 và m F = 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350. N HO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc : Theo 6.5 TL1 tr93 : 4,24,2 260.30.30  HBHO HN =18752418 N FO = 4.10 6 đối với tất cả các loại thép. N FE và N HE số chu kì thay đổi ứng suất tƣơng đƣơng : Ta xét tải trọng thay đổi : iiHE tnTTiCN ..max)/(..60 3 ii m FE tnTTiCN F ..max)/(..60  Với c:số lần ăn khớp của rằng trong một vòng.Ở đây c = 1 n:số vòng quay bánh răng trong một phút ,ncđ = 709,5 ; nbđ =169,5 T i : mô men xoắn. L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên Tổng số giờ làm việc :t =5 . 300 . 2 . 8 = 24000 (giờ) Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 26 Trường ĐHKT-KTCN Suy ra với bánh chủ động ....) 75 12 .75,0 75 48 .9,0 75 1 .1.(24000.5,709.1.60 333  HE N ...) 75 12 .75,0 75 48 .9,0 75 1 .1.(24000.5,709.1.60 666  FE N Vì NHecđ > NHOcđ và NEFcđ > NFOcđ nên KHLcđ =KFLcđ =1. Suy ra với bánh chủ động: [σ H ]cđ =590/1,1 = 536,4 Mpa [σ F ]cđ = 468/1,75 = 267,4 Mpa (N/mm 2 ). Đối với bánh bị động tương tự ta có : σ 0 Hlim = 2HB+70= 2.250+70=570 và σ 0 Flim = 1.8HB = 1,8.250 = 450 S H = 1.1 và S F = 1.75 Có ....) 75 12 .75,0 75 48 .9,0 75 1 .1.(24000.5,169.1.60 666  FE N Vì NHebđ > NHObđ và NEFbđ > NFObđ nên KHLbđ =KFLbđ =1. Suy ra [σ H ]bđ =570/1,1 = 518,2 MPa [σ F ]bđ = 450 / 1,75 = 257,1 MPa (N/mm 2 ). Vậy : [σ H ] cp )(3,527 2 4,5362,518 2 ][][ MPa bdHcdH       [σ H ]bđ 1,25[σH]bđ=647,75 Vậy thỏa mãn yêu cầu 6.12TL1 Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 27 Trường ĐHKT-KTCN 2.3 Xác định khoảng cách trục a w Do hộp đồng trục => a w = 150 mm 2.4 Môđun bánh răng. Theo CT 6.17 TL12 m = (0,01…0,02)aW = 1,5 … 3,0 chọn m = 2 mm theo tiêu chuẩn 2.5 Số răng của bánh răng. Vì răng nghiêng ta chọn  = 15 0 Theo CT 6.31 TL1: 9,27 )1187,4(2 15cos.150.2 )1( cos.2 0 1      um a Z W  Vậy ta chọn số răng bánh dẫn là 28 Vậy số răng bánh bị dẫn là 2 Z = u.Z1 = 4,187.28 = 117,2 Ta chọn 2 Z = 117 Tỉ số truyền sau khi chọn răng: 179,4 28 117 1 2  Z Z U t Sai số tỉ số truyền: ,...0100. 187,4 )179,4187,4(   U Vậy số răng cặp bánh răng đƣợc thõa. Tính lại góc  : ta có Cos  = m t aZ 2/ = 2.145/2.150 = 0,946 Vậy  = 14,8 00 20 Thỏa mãn với đk  ]20;8[ 2.6 Góc ăn khớp : Theo ct 6.27 TL1 WttW amZCos 2/cos..   (Có 0 20 ) => 889.0150.2/20cos.2.145 0  tW Cos => 0 7,24 tW  Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 28 Trường ĐHKT-KTCN 2.7 Kích thước bộ truyền bánh răng Chiều rộng bánh răng : 33150.22,0. 1  WW ab  mm Đƣờng kính vòng chia: 1 d = Z 1 .m /cos  = 58 mm 2 d = Z 2 .m /cos  = 242 mm Đƣờng kính lăn : d 1w = 2aW/(u+1) = 58 mm 2W d = d 1w .u = 58.4,179 = 242 mm Đƣờng kính đỉnh răng : d 1a = d w1 + 2.m = 62 mm d 2a = d w2 + 2.m = 246 mm Đƣờng kính vòng chân răng : d f1 = d w1 – 2,5m = 53 mm d f1 = d w2 – 2,5m = 237 mm vận tốc bánh răng: )/(15,2 60000 58.5,709.14,3 60000 .. 11 sm nd v W   Theo bảng 6.13[TL2] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9 2.8 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc. ][)../()1.(..2... 1 2 1 H W WHHMH dubuKTZZZ    theo 6.33 TL1 Với : * 274 m Z : hệ số kể đến vật liệu của bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 TL1 Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 29 Trường ĐHKT-KTCN * Z H Hệ số xét đến ảnh hƣởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc Z H = tWb  2sin/cos2 Theo 6.34 TL1 Với b  góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. tg b  = cos  tg t . ( t  = 0 63,20)cos/( tgarctg ) tg b  = cos20,6.tg14,8=0,246 Vậy b  = 13,9 Z H = 7,24.2sin/9,13cos2 = 1,6 * Z  - Hệ số xét đến sự trùng khớp răng. Theo 6.37 TL1 )/(  mSinbW = 33Sin14,8/ 2 = 1,71   1 Theo 6.36c TL1 Z  = /1 Áp dụng 6.38b TL1  = sZZ cos)]/1/1(2,388,1[ 21  = 1,68 => Z  = 68,1/1 = 0,77  K H - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. HvHHH KKKK ..  Trong đó 05,1HK HK = 1,13 : hệ số phân bố ko đều tải trọng . Tra bảng 6.14 TL1 Hv K =  HH WH KKT dbv ...2 .. 1 1 1 Trong đó uavgv WoHH /... Tra bảng 6.15 TL1 73 002,0   o g H  => 179,4/15015,2.73.002,0 H v = 1,88 (m/s) Hv K = 05,1.13,1.36935.2 58.33.88,1 1 = 1,04 => K H = 1,04.1,05.1,13 = 1,234 Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 30 Trường ĐHKT-KTCN Vậy )58.179,4.33/(179,5.234,1.36935.277,0.6,1.274 2 H  = 340 MPa => ][ HH   Vậy độ bền tiếp xúc đƣợc thõa mãn . 2.9 Tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn CT 6.43.và 6.44 [TL1tr108]: σ Fcđ = 2T1KFYεYβYF1/(bwdw1m)  [σF]cd. σ Fbđ = σF1YF2/YF1  [ σF2]bd. Trong đó : Yε = 1/ εα = 1/1.68 = 0.6:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Với : Yβ = 1-β/140 = 1- 14,8/140 =0,894. Y F1 ,Y F2 hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động. Tra bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh x 1 =0,5, x 2 =0,5 và z v1 =z 1/ 3cos =31 ; z v2 = z 2/ 3cos = 129 và suy ra đƣợc Y F1 = 3,4; Y F2 = 3,52. K F = K FβKFαKFv CT 6.45 TL1 K Fβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 [TL1 tr 98] với sơ đồ 4 suy ta có KFβ = 1,12. K Fα : 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 nghiêng. Tra bảng 6.14 TL1 K Fα = 1,37 K Fv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: TFheo CT 6.46 TL1  FF WF Fv KKT dbv K ...2 .. 1 1 1 Với uavgv WoFF /... Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 31 Trường ĐHKT-KTCN 179,4/15015,2.73.006,0 F v = 5,6 (m/s) 1,1 37,1.12,1.36935.2 58.33.6,5 1  Fv K Suy ra K F = 1,1.1,12.1,37 = 1,688 Suy ra σ Fcđ = 2.36935.1,688.0,6.0,89.3,4/(33.58.2) = 60 MPa MPa  [σ Fcđ] = 267,4 MPa. σ Fbđ = 60.3,52/3,4=62  [σFbđ] =257 Mpa. Vậy bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc. 2.10 Kiểm nghiệm quá tải : Adct 6.48 TL1 maxmax ][. HqtHH K   Theo CT 6.13TL1 1820650.8,2.8,2][ max  chH  2,2/ max  TTK qt => maxmax ][5042,2.340 HH   Vậy thỏa mãn quá tải về tiếp xúc. Adct 6.49 TL1 maxmax ][. FqtFF K   Theo CT 6.14 TL1 520650.8,0.8,0][ max  chF  => maxmax ][1362,2.62 FF   Vậy thỏa mãn quá tải về uốn. Bảng thông số bộ truyền bánh răng Thông số Cấp nhanh Cấp chậm Bánh nhỏ Bánh lớn Bánh nhỏ Bánh lớn Môđun m 2 2 2 2 Đường kính vòng lăn d w 58 242 68,3 231,7 Đường kính vòng đỉnh d a 62 246 72,3 235,7 Đường kính chân răng d f 53 237 63,3 226,7 Chiều rộng vành răng b w 33 33 45 45 Số răng Z 28 117 33 112 Khoảng cách trục a w 150 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 32 Trường ĐHKT-KTCN Phần V. Tính toán thiết kế trục và chọn then 1. Thiết kế trục 1.1 Chọn vật liệu: Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 thƣờng hóa ,có b  = 600 MPa (N/mm 2 ), HB = 170-217 ứng suất xoắn cho phép [  ] = 15…30 MPa với trục vào và lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, lấy trị số lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc. 1.2 – Tính sơ bộ trục Tính đƣờng kính sơ bộ của các trục theo công thức: Theo 10.9 TL1 )(])[2,0/( 3 mmTd  Với T : mômen xoắn ][ Ứng suất xoắn cho phép Chọn ][ 1  = 20 ; ][ 2  =25 ; ][ 3  = 30 (MPa) --- Đối với trục 1 : 3 1 )20.2,0/(36935d = 20,(mm) --- Đối với trục 2 : 3 2 )25.2,0/(150813d = 31,5 (mm) --- Đối với trục 2 : 3 3 )30.2,0/(498319d = 43,4 (mm) Ta chọn d nhƣ sau : 1 d = 20 (mm) ; 2 d = 35 (mm) ; 3 d = 45 (mm) 1.3. Tính gần đúng trục: Từ đƣờng kính trục ở trên ta xác định chiều dày ổ lăn: Theo bảng 10.2 TL1 d I = 20 mm => b 01 = 15 mm d II = 35 mm => b 02 = 21 mm d III = 45 mm => b 03 = 25 mm Tra bảng ta có các thông số nhƣ sau: Theo Bảng 10.3 Tl1 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành hộp: k 1 = 12 mm Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp: k 2 = 8 mm Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k 3 = 15 mm Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: h n = 18 mm Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 33 Trường ĐHKT-KTCN Chiều dài mayơ bánh đai: l m12 = (1,2…1,5)d = (24…30) Chọn l m12 = 25 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I: l m13 = (1,2…1,5)d = (24…30)mm . Chọn l m13 = 25 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ hai trên trục II: l m22 = (1,2…1,5)d = (42..52,5)mm . Chọn l m22 = 45 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ ba trên trục II: l m23 = (1,2…1,5)d = (42..52,5)mm . Chọn l m23 = 45 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục III: l m32 = (1,2..1,5)d = (54…67,5) mm .Chọn l m32 = 60 mm Chiều dài mayơ khớp nối: l mkn = (1,4  2,5)d III = (1,4  2,5).45 = (63…112,5) mm Ta chọn l mkn = 90 mm Khoảng cách giữa các gối đỡ và khoảng cách và khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực của đai hoặc khớp nối: Trục I: Khoảng cách từ đai ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ: Theo 10.14 TL1 )(561815 2 2125 2 3 0212 12 mmhk bl l n m      Khoảng cách từ gối đỡ B 01 đến bánh răng l m13 trên trục I: )(40812 2 1525 2 21 0113 13 mmkk bl l m      Khoảng cách giữa các gối đỡ trên trục I: Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 34 Trường ĐHKT-KTCN )(802.402 1311 mmll  Trục II: Khoảng cách từ ổ trên trục II đến bánh răng thứ 2 trên trục II: )(40 1322 mmll  Khoảng cách từ ổ trên trục II đến bánh răng thứ 3 trên trục II: Với: )(5,62812 2 2560 2 21 0332 32 mmkk bl l m      )(5,17521125,6280 021321123 mmbklll  Vậy khoảng cách giữa 2 ổ lăn trên trục thứ II là: l 21 = l 23 + l 32 = 175,5+ 62,5 = 238 (mm) Trục III: Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 35 Trường ĐHKT-KTCN Khoảng cách giữa 2 ổ lăn trên trục thứ III là: )(1252.5,622 3231 mmll  Chọn khoảng cách từ ổ lăn đến khớp nối: )(5,901815)2590(5,0)(5,0 30333 mmhkbll nmknC  Vậy khoảng cách từ ổ lăn đặt ở vị trí đầu đến điểm đặt lực của bộ xích tải: )(5,2151255,90 333133 mmlll C  Các lực tác dụng lên trục: - Lực do đai tác dụng lên trục: F rd = 850 (N) - Bánh răng cấp nhanh: theo CT 10.1 TL1 Lực vòng: 2 1 1 1 )(6,1273 58 36935.22 t W t FN d T F  Lực hƣớng tâm: )(6068,14cos/7,24.6,1273cos/. 121 NtgtgFFF tWtrr   Lực vòng trục: )(5,3368,14.6,1273. 121 NtgtgFFF taa   - Bánh răng cấp chậm: Lực vòng: 4 1 3 )(2,4416 3,68 150813.22 t W t FN d T F  Lực hƣớng tâm: )(21018,14cos/7,24.2,4416cos/. 343 NtgtgFFF tWtrr   Lực vòng trục: )(8,11668,14.2,4416. 343 NtgtgFFF taa   Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 36 Trường ĐHKT-KTCN Sơ đồ lực không gian: 1.4 Tính toán trục: 1.4.1 Trục I Ta có: F rd = 850 (N) F t1 = 1273,6 (N) F r1 = 606(N) F a1 =336,5 Phản lực ở các gối đỡ trục: Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 37 Trường ĐHKT-KTCN mAx = 40F r1 - 80F By - Ma 1 = 0 Có Ma 1 = (F a1 .dw)/2 = 9758,5 Nmm => NF By 181 Mà 0 1  rByAyy FFFF  F Ay = 425 N mAy = 56F rd – 40F t1 + 80F Bx = 0 => NF Bx 8,41 Mà 0 1  BxtAxrdx FFFFF => NF Ax 8,2081 Tính mômen uốn ở các tiết diện nguy hiểm: Tiết diện a-a: M u a-a = F rd .56 = 56.850 = 47600 (Nmm) Tiết diện b-b: M u b-b = 22 uxuy MM  Trong đó:      )(167240. )(724040. NmmFM NmmFM Bxux Byuy )(5,743016727240 22 )( NmmM bbu   Tính điều kiện trục ở 2 tiết diện a-a và b-b theo công thức: 3 ].[1,0  td M d    )/(63 2mmN Tra bảng 10.5 TL1 Điều kiện trục ở tiết diện a-a: 22 75,0 jjtd TMM  = 22 36935.75,047600  = 57349 (Nmm) mmd 9,20 63.1,0 57349 3  Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 38 Trường ĐHKT-KTCN Điều kiện trục ở tiết diện b-b: 22 .75,0 jjtd TMM  = 22 36935.75,05,7430  = 32838 (Nmm) mmd 3,17 63.1,0 32838 3  Vậy điều kiện ở tiết diện a-a lấy 30 (mm) và tiết diện b-b lấy 32 (mm). 1.4.2 Trục II Ta có: Ft 2 = 1273,6 (N) F r2 = 606 (N) F a2 = 336,5 (N) F t3 = 4416,2 (N) Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 39 Trường ĐHKT-KTCN F r3 = 2101 (N) F a3 = 1166,8 (N) Phản lực ở các gối đỡ trục: mCx = 238F Dy - 40F r2 -175,5F r3 –Ma 2 +Ma 3 = 0 Có Ma 2 = (F a2 .dw1)/2 = 40716,5 Nmm Ma 3 = (F a3 .dw2)/2 = 39846,2 Nmm => NF Dy 8,1654 Mà 0 32  rrDyCyy FFFFF  F Cy = 1052,2 N mCy = 40F t2 – (135,5+40)F t3 + 238F Dx = 0 => NF Dx 4,3042 Mà 0 32  ttDxCxx FFFFF => NF Cx 2,100 Tính mômen uốn ở các tiết diện nguy hiểm: Tiết diện (e-e): M u e-e = 22 uxuy MM  Trong đó:      )(400840. )(4208840. NmmFM NmmFM Cxux Cyuy )(42278400842088 22 )( NmmM eeu   Tiết diện f-f: M u f-f = 22 uxuy MM  Trong đó:      )(1901505,62. )(1034255,62. NmmFM NmmFM Dxux Dyuy Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 40 Trường ĐHKT-KTCN )(3,216457190150103425 22 )( NmmM ffu   Tính điều kiện trục ở 2 tiết diện e-e và f-f theo công thức: 3 ].[1,0  td M d    )/(63 2mmN Tra bảng 10.5 TL1 Điều kiện trục ở tiết diện e-e: 22 .75,0 jjtd TMM  = 22 150813.75,042278  =137280(Nmm) mmd 28 63.1,0 137280 3  Điều kiện trục ở tiết diện f-f: 22 .75,0 jjtd TMM  = 22 150813.75,0207525  = 245204 (Nmm) mmd 9,33 63.1,0 245204 3  Vậy điều kiện ở tiết diện e-e lấy 36 (mm) và tiết diện f-f lấy 36 (mm). Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 41 Trường ĐHKT-KTCN 1.4.3 Trục III Ta có: F t4 = 4416,2 (N) F r4 = 2101 (N) F a4 = 1166,8 (N) F kn = 2T/D0 (N) Tra bảng 16.10aTL1 D0 = 130 => F kn = 2.498319/130 = 7666,4 N Phản lực ở các gối đỡ trục: mGx = 62,5F r4 - (62,5+62,5)F Hy +Ma 4 = 0 Có Ma 4 = (F a4 .dw2)/2 = 135173,8 Nmm => NF Hy 9,2131 Mà 0 4  rHyGyy FFFF  F Gy = 31 N mGy =62,5F t4 + (62,5+62,5)F Hx - (62,5+62,5+90,5)F kn = 0 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 42 Trường ĐHKT-KTCN => NF Hx 8,11008 Mà 0 4  kntHxGxx FFFFF => NF Gx 6,7758 Tính mômen uốn ở các tiết diện nguy hiểm: Tiết diện (k-k): M u k-k = 22 uxuy MM  Trong đó:      )(5,4849125,62. )(5,19375,62. NmmFM NmmFM Gxux Gyuy )(4849165,4849125,1937 22 )( NmmM kku   Tiết diện i-i: M u i-i = 90,5.7666,4 = 693809 Nmm Tính điều kiện trục ở 2 tiết diện k-k và i-i theo công thức: 3 ].[1,0  td M d    )/(50 2mmN Tra bảng 10.5 TL1 Điều kiện trục ở tiết diện k-k: 22 .75,0 jjtd TMM  = 22 498319.75,0484916  =649141,7 (Nmm) mmd 6,50 50.1,0 7,649141 3  Điều kiện trục ở tiết diện i-i: 22 .75,0 jjtd TMM  = 22 498319.75,0693809  = 817075 (Nmm) Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 43 Trường ĐHKT-KTCN mmd 7,54 50.1,0 817075 3  Vậy điều kiện ở tiết diện k-k lấy 63 (mm) , i-i lấy 60 (mm) 1.5 - Tính chính xác trục: Tính chính xác trục nên tiến hành cho các tiết diện chịu tải lớn có ứng suất tập trung. Tính chính xác trục theo hệ số an toàn: Đối với trục I 1.5.1 Về độ bền mỏi. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo đƣợc độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn đk sau: Theo 10.19 TL1 ][/. 22 ssssss jj jj j   Tiết diện a-a: Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp(uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng: Wj M j jaj  max  ; 0 mj  theo 10.22 TL1 Theo 10.20 TL1 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp(xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động:Theo 10.23 TL1 j jj aJmj w T 0 max 22    Theo 10.21 TL1 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            Thép C45 có )/(600 2 mmN b  Giới hạn mỏi và xoắn: Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 44 Trường ĐHKT-KTCN Giới hạn mỏi uốn: )/(270600.45,045,0 2 1 mmN b   Giới hạn mỏi xoắn: )/(6,156600.58,058,0 2 11 mmN   Tra bảng 10.6 TL1 có wj,w 0j Wj = 5,265032/14,3.3032/ 33  j d 530116/ 3  joj dW  Ứng suất pháp và tiếp sinh ra:  WjMj aj / 47600/2650,5=18 5,3 5301.2 36935 2 0  j j aj w T  Tra bảng 10.7 TL1 Chọn hệ số  và  theo vật liệu, 05,0 và 0 Theo CT 10.25 & 10.27 TL1 Ta có : yxdj KKKK /)1/(    yxdj KKKK /)1/(    Tra bảng 10.8 & 10.9 & 10.10 TL1 Hệ số tập trung Ƣng suất do trạng thái bề mặt Kx: 1 x K Chọn các hệ số:   ,,,KK K = 1,5 ; y K =1,65 ; 83,0 ; 89,0 ; 54,1K       05,165,1/)1189,0/54,1( 1,165,1/)1183,0/5,1( dj dj K K   Vậy 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       = 18.1,1 270 = 13,6 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            = 5,3.05,1 6,156 = 42,6 Vậy => 2222 6,426,13/6,42.6,13][/.  ssssss jj jj j  = 13 Hệ số an toàn cho phép [s] thƣờng lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thƣờng. Tiết diện a-a thỏa điều kiện bền mỏi. Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 45 Trường ĐHKT-KTCN Tương tự ở tiết diện b-b: Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp(uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng: Wj M j jaj  max  ; 0 mj  theo 10.22 TL1 Theo 10.20 TL1 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp(xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động:Theo 10.23 TL1 j jj aJmj w T 0 max 22    Theo 10.21 TL1 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            Thép C45 có )/(600 2 mmN b  Giới hạn mỏi và xoắn: Giới hạn mỏi uốn: )/(270600.45,045,0 2 1 mmN b   Giới hạn mỏi xoắn: )/(6,156600.58,058,0 2 11 mmN   Tra bảng 10.6 TL1 có wj,w 0j Wj = 321732/14,3.3232/ 33  j d 643416/ 3  joj dW  Ứng suất pháp và tiếp sinh ra:  WjMj aj / 7430,5/3217=2,3 9,2 6434.2 36935 2 0  j j aj w T Tra bảng 10.7 TL1 Chọn hệ số  và  theo vật liệu, 05,0 và 0 Theo CT 10.25 & 10.27 TL1 Ta có : Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 46 Trường ĐHKT-KTCN yxdj KKKK /)1/(    yxdj KKKK /)1/(    Tra bảng 10.8 & 10.9 & 10.10 TL1 Hệ số tập trung Ƣng suất do trạng thái bề mặt Kx: 1 x K Chọn các hệ số:   ,,,KK K = 1,5 ; y K =1,6 ; 83,0 ; 89,0 ; 54,1K       08,16,1/)1189,0/54,1( 23,16,1/)1183,0/5,1( dj dj K K   Vậy 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       = 6,2.23,1 270 = 84 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            = 9,2.08,1 6,156 = 50 Vậy => 2222 5084/50.84][/.  ssssss jj jj j  = 42 Hệ số an toàn cho phép [s] thƣờng lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thƣờng. Tiết diện b-b thỏa điều kiện bền mỏi. 1.5.2 Kiểm nghiệm độ bền Tĩnh : Theo CT 10.27 TL1 ][3 22   td Trong đó :           ch Max Max dT dM    8,0][ 2,0/ 1,0/ 3 3 Theo Ct 10.28 & 10.29 & 10.30 TL1 Tại tiết diện a-a : d = 30mm ; Mmax = 47600 Nmm ; Tmax = 36935 Nmm ; ch  = 340 => 8,630.2,0/36935 6,1730.1,0/47600 3 3     Và ][ = 0,8.340 = 272 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 47 Trường ĐHKT-KTCN 22 8,6.36,17][  td  = 21 < ][ => Vậy thỏa mãn độ bền tĩnh Tại tiết diện b-b : d = 32mm ; Mmax = 17000 Nmm ; Tmax = 36935 Nmm ; ch  = 340 => 6,532.2,0/36935 2,532.1,0/17000 3 3     Và ][ = 0,8.340 = 272 22 6,5.32,5][  td  = 11 < ][ => Vậy thỏa mãn độ bền tĩnh Đối với trục II 1.5.1 Về độ bền mỏi. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo đƣợc độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn đk sau: Theo 10.19 TL1 ][/. 22 ssssss jj jj j   Tiết diện e-e: Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp(uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng: Wj M j jaj  max  ; 0 mj  theo 10.22 TL1 Theo 10.20 TL1 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp(xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động:Theo 10.23 TL1 j jj aJmj w T 0 max 22    Theo 10.21 TL1 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 48 Trường ĐHKT-KTCN Thép C45 có )/(600 2 mmN b  Giới hạn mỏi và xoắn: Giới hạn mỏi uốn: )/(270600.45,045,0 2 1 mmN b   Giới hạn mỏi xoắn: )/(6,156600.58,058,0 2 11 mmN   Tra bảng 10.6 TL1 có wj,w 0j Wj = 458032/14,3.3632/ 33  j d 916016/ 3  joj dW  Ứng suất pháp và tiếp sinh ra:  WjMj aj / 42278/4580=9,2 2,8 9160.2 150813 2 0  j j aj w T Tra bảng 10.7 TL1 Chọn hệ số  và  theo vật liệu, 05,0 và 0 Theo CT 10.25 & 10.27 TL1 Ta có : yxdj KKKK /)1/(    yxdj KKKK /)1/(    Tra bảng 10.8 & 10.9 & 10.10 TL1 Hệ số tập trung Ƣng suất do trạng thái bề mặt Kx: 1 x K Chọn các hệ số:   ,,,KK K = 1,5 ; y K =1,65 ; 77,0 ; 81,0 ; 54,1K       15,165,1/)1181,0/54,1( 2,165,1/)1177,0/5,1( dj dj K K   Vậy 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       = 2,9.2,1 270 = 24 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            = 2,8.15,1 6,156 = 16,6 Vậy => 2222 6,1624/6,16.24][/.  ssssss jj jj j  = 13 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 49 Trường ĐHKT-KTCN Hệ số an toàn cho phép [s] thƣờng lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thƣờng. Tiết diện e-e thỏa điều kiện bền mỏi. Tương tự ở tiết diện f-f : Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp(uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng: Wj M j jaj  max  ; 0 mj  theo 10.22 TL1 Theo 10.20 TL1 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp(xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động:Theo 10.23 TL1 j jj aJmj w T 0 max 22    Theo 10.21 TL1 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            Thép C45 có )/(600 2 mmN b  Giới hạn mỏi và xoắn: Giới hạn mỏi uốn: )/(270600.45,045,0 2 1 mmN b   Giới hạn mỏi xoắn: )/(6,156600.58,058,0 2 11 mmN   Tra bảng 10.6 TL1 có wj,w 0j Wj = 458032/14,3.3632/ 33  j d 916016/ 3  joj dW  Ứng suất pháp và tiếp sinh ra:  WjMj aj / 216457/4580=42 2,8 9160.2 150813 2 0  j j aj w T Tra bảng 10.7 TL1 Chọn hệ số  và  theo vật liệu, 05,0 và 0 Theo CT 10.25 & 10.27 TL1 Ta có : Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 50 Trường ĐHKT-KTCN yxdj KKKK /)1/(    yxdj KKKK /)1/(    Tra bảng 10.8 & 10.9 & 10.10 TL1 Hệ số tập trung Ƣng suất do trạng thái bề mặt Kx: 1 x K Chọn các hệ số:   ,,,KK K = 1,5 ; y K =1,65 ; 77,0 ; 81,0 ; 54,1K       15,165,1/)1181,0/54,1( 2,165,1/)1177,0/5,1( dj dj K K   Vậy 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       = 42.2,1 270 = 5,3 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            = 2,8.15,1 6,156 = 16,6 Vậy => 2222 6,163,5/6,16.3,5][/.  ssssss jj jj j  = 5 Hệ số an toàn cho phép [s] thƣờng lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thƣờng. Tiết diện f-f thỏa điều kiện bền mỏi. 1.5.2 Kiểm nghiệm độ bền Tĩnh : Theo CT 10.27 TL1 ][3 22   td Trong đó :           ch Max Max dT dM    8,0][ 2,0/ 1,0/ 3 3 Theo Ct 10.28 & 10.29 & 10.30 TL1 Tại tiết diện e-e ; d = 36mm ; Mmax = 82804,5 Nmm ; Tmax =150813 Nmm ; ch  = 340 => 2,1636.2,0/150813 1836.1,0/5,82804 3 3     Và ][ = 0,8.340 = 272 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 51 Trường ĐHKT-KTCN 22 2,16.318][  td  = 33,3 < ][ => Vậy thỏa mãn độ bền tĩnh Tại tiết diện f-f : d = 36mm ; Mmax = 190150Nmm ; Tmax =150813 Nmm ; ch  = 340 => 2,1636.2,0/150813 4136.1,0/190150 3 3     Và ][ = 0,8.340 = 272 22 2,16.341][  td  = 50 < ][ => Vậy thỏa mãn độ bền tĩnh Đối với trục III 1.5.1 Về độ bền mỏi. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo đƣợc độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn đk sau: Theo 10.19 TL1 ][/. 22 ssssss jj jj j   Tiết diện k-k: Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp(uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng: Wj M j jaj  max  ; 0 mj  theo 10.22 TL1 Theo 10.20 TL1 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp(xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động:Theo 10.23 TL1 j jj aJmj w T 0 max 22    Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 52 Trường ĐHKT-KTCN Theo 10.21 TL1 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            Thép C45 có )/(600 2 mmN b  Giới hạn mỏi và xoắn: Giới hạn mỏi uốn: )/(270600.45,045,0 2 1 mmN b   Giới hạn mỏi xoắn: )/(6,156600.58,058,0 2 11 mmN   Tra bảng 10.6 TL1 có wj,w 0j Wj = 2453532/14,3.6332/ 33  j d 4907016/ 3  joj dW  Ứng suất pháp và tiếp sinh ra:  WjMj aj / 484916/24535=19,8 5 49070.2 498319 2 0  j j aj w T  Tra bảng 10.7 TL1 Chọn hệ số  và  theo vật liệu, 05,0 và 0 Theo CT 10.25 & 10.27 TL1 Ta có : yxdj KKKK /)1/(    yxdj KKKK /)1/(    Tra bảng 10.8 & 10.9 & 10.10 TL1 Hệ số tập trung Ƣng suất do trạng thái bề mặt Kx: 1 x K Chọn các hệ số:   ,,,KK K = 1,5 ; y K =1,65 ; 7,0 ; 76,0 ; 54,1K       23,165,1/)1176,0/54,1( 3,165,1/)117,0/5,1( dj dj K K   Vậy 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       = 8,19.3,1 270 = 10,4 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 53 Trường ĐHKT-KTCN oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            = 5.23,1 6,156 = 25,4 Vậy => 4,254,10/4,25.4,10][/. 222  ssssss jj jj j  =9,6 Hệ số an toàn cho phép [s] thƣờng lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thƣờng. Tiết diện k-k thỏa điều kiện bền mỏi. Tương tự ở tiết diện i-i : Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp(uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng: Wj M j jaj  max  ; 0 mj  theo 10.22 TL1 Theo 10.20 TL1 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp(xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động:Theo 10.23 TL1 j jj aJmj w T 0 max 22    Theo 10.21 TL1 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            Thép C45 có )/(600 2 mmN b  Giới hạn mỏi và xoắn: Giới hạn mỏi uốn: )/(270600.45,045,0 2 1 mmN b   Giới hạn mỏi xoắn: )/(6,156600.58,058,0 2 11 mmN   Tra bảng 10.6 TL1 có wj,w 0j Wj = 2120532/14,3.6032/ 33  j d 4241016/ 3  joj dW  Ứng suất pháp và tiếp sinh ra:  WjMj aj / 693869/21205=32,7 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 54 Trường ĐHKT-KTCN 9,5 42410.2 498319 2 0  j j aj w T Tra bảng 10.7 TL1 Chọn hệ số  và  theo vật liệu, 05,0 và 0 Theo CT 10.25 & 10.27 TL1 Ta có : yxdj KKKK /)1/(    yxdj KKKK /)1/(    Tra bảng 10.8 & 10.9 & 10.10 TL1 Hệ số tập trung Ƣng suất do trạng thái bề mặt Kx: 1 x K Chọn các hệ số:   ,,,KK K = 1,5 ; y K =1,65 ; 7,0 ; 76,0 ; 54,1K       23,165,1/)1176,0/54,1( 3,165,1/)117,0/5,1( dj dj K K   Vậy 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       = 7,32.3,1 270 = 6,3 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            = 9,5.23,1 6,156 = 21,6 Vậy => 2222 6,213,6/6,21.3,6][/.  ssssss jj jj j  = 6 Hệ số an toàn cho phép [s] thƣờng lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thƣờng. Tiết diện i-i- thỏa điều kiện bền mỏi. 1.5.2 Kiểm nghiệm độ bền Tĩnh : Theo CT 10.27 TL1 ][3 22   td Trong đó :           ch Max Max dT dM    8,0][ 2,0/ 1,0/ 3 3 Theo Ct 10.28 & 10.29 & 10.30 TL1 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 55 Trường ĐHKT-KTCN Tại tiết diện k-k : d = 63mm ; Mmax = 484916 Nmm ; Tmax =498319 Nmm ; ch  = 340 => 5,1163.2,0/498319 4,1963.1,0/484916 3 3     Và ][ = 0,8.340 = 272 22 5,11.34,19][  td  = 28 < ][ => Vậy thỏa mãn độ bền tĩnh Tại tiết diện i-i : d = 60mm ; Mmax = 693869 Nmm ; Tmax =498319 Nmm ; ch  = 340 => 5,1160.2,0/498319 3260.1,0/693869 3 3     Và ][ = 0,8.340 = 272 22 5,11.332][  td  =37,7 < ][ => Vậy thỏa mãn độ bền tĩnh 2. Tính then: 2.1 Trục I: Đƣờng kính trục I chỗ lắp then là 20 mm. Tra bảng 9.1aTL1 ta chọn then có: b = 6 mm; h = 6 mm ; t l = 3,5 mm; t 2 = 2,8 mm; min r =0,16 mm, max r =0,25 mm Đƣờng kính trục I chỗ lắp then là 32 mm. Tra bảng 9.1aTL1 ta chọn then có: b = 10 mm; h = 8 mm ; t l = 5 mm; t 2 = 3,3 mm; min r =0,25 mm, max r =0,4 mm Chiều dài then lắp bánh răng: ADCT l t1 = 0,8.l m13 = 0,8.25 = 20 (mm) Chiều dài then lắp bánh đai: l td = 0,8.l m12 = 0,8.25 = 20 (mm) Tải va đập nhẹ nên:   2/100 mmN d    2/)3020( mmN c  Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 56 Trường ĐHKT-KTCN Kiểm nghiệm về sức bền dập của then : Theo CT 9.1 TL1      )( 2 1 thdl T t d Ở chỗ lắp bánh răng: Với:              5 8 20 32 36935 1 1 t h l mmd NmmT t   2/100 mmN d       5,38 )58(20.32 36935.2 d Vậy thỏa mãn đk bền dập Ở chỗ lắp bánh bánh đai: Với:              5,3 6 20 20 36935 1 1 t h l mmd NmmT t   2/100 mmN d       74 )5,36(20.20 36935.2 d Vậy thỏa mãn đk bền dập Kiểm nghiệm về sức bền cắt của then: Theo công thức 9.2 TL1   c t c dbl T   2 Ở chỗ lắp bánh răng: Với:            10 20 32 36935 1 b l mmd NmmT t   2/)3020( mmN d  Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 57 Trường ĐHKT-KTCN    5,11 10.20.32 36935.2 c Vậy thỏa mãn đk bền cắt. Ở chỗ lắp bánh bánh đai: Với:            6 20 20 36935 1 b l mmd NmmT t   2/)3020( mmN d     30 6.20.20 36935.2 c Vậy thỏa mãn đk bền cắt. 2.2 Trục II: Đƣờng kính trục 2 chỗ lắp then là 36 mm. Tra bảng 9.1aTL1 ta chọn then có: b = 10 mm; h = 8 mm ; t l =5 mm; t 2 =3,3 mm; min r =0,25 mm, max r =0,4 mm Chiều dài then lắp bánh răng: ADCT l t1 = 0,8.l m22 = 0,8.45 = 36 (mm) Tải va đập nhẹ nên:   2/100 mmN d    2/)3020( mmN c  Kiểm nghiệm về sức bền dập của then lắp bánh răng: Theo CT 9.1 TL1      )( 2 1 thdl T t d Với:              5 8 36 36 150813 1 1 t h l mmd NmmT t   2/100 mmN d       6,77 )58(36.36 150813.2 d Vậy thỏa mãn đk bền dập Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 58 Trường ĐHKT-KTCN Kiểm nghiệm về sức bền cắt của then lắp bánh răng: Theo công thức 9.2 TL1   c t c dbl T   2 Với:            10 36 36 150813 1 b l mmd NmmT t   2/)3020( mmN d     3,23 10.36.36 150813.2 c Vậy thỏa mãn đk bền cắt. 2.3 Trục III: Đƣờng kính trục 3 chỗ lắp then là 45 mm. Tra bảng 9.1aTL1 ta chọn then có: b = 14 mm; h =9 mm ; t l =5,5 mm; t 2 =3,8 mm; min r =0,25 mm, max r =0,4 mm Đƣờng kính trục 3 chỗ lắp then là 63 mm. Tra bảng 9.1aTL1 ta chọn then có: b = 18 mm; h =11 mm ; t l =7 mm; t 2 =4,4 mm; min r =0,25 mm, max r =0,4 mm Chiều dài then lắp bánh răng: ADCT l t1 = 0,8.l m32 = 0,8.60 = 48 (mm) Chiều dài then lắp khớp nối đàn hồi: ADCT l kn = 0,8.l mkn = 0,8.90 = 72 (mm) Tải va đập nhẹ nên:   2/100 mmN d    2/)3020( mmN c  Đối với bánh răng : Kiểm nghiệm về sức bền dập : Theo CT 9.1 TL1      )( 2 1 thdl T t d Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 59 Trường ĐHKT-KTCN Với:              7 11 48 63 498319 1 1 t h l mmd NmmT t   2/100 mmN d       82 )711(48.63 498319.2 d Vậy thỏa mãn đk bền dập Kiểm nghiệm về sức bền cắt : Theo công thức 9.2 TL1   c t c dbl T   2 Với:            18 48 63 498319 1 b l mmd NmmT t   2/)3020( mmN d     18 18.48.63 498319.2 c Vậy thỏa mãn đk bền cắt. Đối với khớp nối trục đàn hồi : Kiểm nghiệm về sức bền dập : Theo CT 9.1 TL1      )( 2 1 thdl T t d Với:              5,5 9 72 50 498319 1 1 t h l mmd NmmT t   2/100 mmN d       79 )5,59(72.50 498319.2 d Vậy thỏa mãn đk bền dập Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 60 Trường ĐHKT-KTCN Kiểm nghiệm về sức bền cắt : Theo công thức 9.2 TL1   c t c dbl T   2 Với:            14 72 50 498319 1 b l mmd NmmT t   2/)3020( mmN d     8,19 14.72.50 498319.2 c Vậy thỏa mãn đk bền cắt. Bảng thông số trục I Thông số Trị số (mm) Đƣờng kính trục d I 20 Đƣờng kính tiết diện nguy hiểm a-a : 30 b-b : 32 Chiều dài mayơ bánh trên trục 25 Khoảng cách từ trung điểm mayơ bánh đai và ổ lăn thứ I l 12 56 Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ I và bánh răng l 13 40 Khoảng cách từ trung điểm mayơ hai ổ lăn thứ I và II l 11 80 Chiều dày ổ lăn trên trục B 01 15 Bảng thông số trục II Thông số Trị số (mm) Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 61 Trường ĐHKT-KTCN Đƣờng kính trục d II 35 Đƣờng kính tiết diện nguy hiểm e-e : 36 f-f : 36 Chiều dài mayơ bánh răng trên trục Bánh lớn: 45 Bánh nhỏ: 45 Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ III và bánh răng II: l 22 40 Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ III và bánh răng IV: l 23 135,5 Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ IV và bánh răng III: l 32 62,5 Chiều dày ổ lăn trên trục B 02 21 Bảng thông số trục III Thông số Trị số (mm) Đƣờng kính trục d III 45 Đƣờng kính tiết diện nguy hiểm k-k : 63 i-i : 60 Chiều dài mayơ bánh răng trên trục 60 Khoảng cách từ trung điểm cặp ổ lăn trên trục : l 31 125 Khoảng cách từ ổ lăn đến điểm đặt lực của bộ xích tải l 33 215,5 Chiều dày ổ lăn trên trục B 02 25 Bảng thông số then trên các trục Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 62 Trường ĐHKT-KTCN Trục I TrụcII Trục III Bánh đai Bánh răng Bánh răng Bánh răng Bánh răng Khớp nối b 6 10 10 10 18 14 h 6 8 8 8 11 9 t 1 3,5 5 5 5 7 5,5 t 2 2,8 3,3 3,3 3,3 4,4 3,8 r(min) 0,16 0,25 0,25 0,25 0,25 0,25 r(max) 0,25 0,4 0,4 0,4 0,4 0,4 b h t t1 r Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 63 Trường ĐHKT-KTCN Phần VI: Chọn ổ lăn và khớp nối trục I , Chọn ổ Lăn: Trên trục I 1. Chọn ổ lăn: Ta có 3,0/  ra FF và theo yêu cầu làm việc của trục ta chọn Ổ bi đỡ - chặn Trên mỗi trục ta chọn cùng một loại ổ lăn và đƣợc lấy theo ổ lăn lớn nhất; Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đỡ:       NFFF NFFF BxByr AxAyr 7,1851818,41 7,21244258,2081 2222 1 2222 0 Đƣờng kính cần chọn ổ lăn d = 30mm Tra bảng P2.12TL1 chọn ổ lăn Đỡ-chặn cỡ trung hẹp, kí hiệu 46306 với d = 30mm; B = 19mm đƣờng kính ngoài D = 72 mm chỗ vát ra = 2,0 mm, C = 25,60 kN , 0 C = 18,17 2. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: Theo bảng 11.4 , với ổ bi đỡ - chặn ,  =12 độ; oa CiF / = 0,056; e = 0,37 ; 5,336 at F Vậy theo CT 11.8      7,687,185.37,0. 7867,2124.37,0. 11 00 rs rs FeF FeF Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí ổ đã chọn trên hình h.11.1a atsa FFF  10 = 77,8 - 336,5 < 0s F => 0a F = 786 atsa FFF  01 = 786+336,5 = 1122.5 > 1s F => 1a F = 1122,5 ADCT 11.3 Tải trọng quy ước trên ổ 0 và 1 ( X = 0,45 ; Y = 1,46 ; V = 1; t K = 1 ; d K = 1,1 ) A B 0 r F 1r F Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 64 Trường ĐHKT-KTCN 0 Q = (XV 0r F + Y 0a F ). dt KK . = 2314 1 Q = (XV 1r F + Y 1a F ). dt KK . = 1894 Nhƣ vậy chỉ tính cho ổ O là ổ chịu lực lớn. Theo CT 11.12 Tải trọng thay đổi ( m=3 ) m ii m iE LLQQ  / = m OO m OOEO LLQQQ 111 / => 3 333 75,0. 75 12 9,0. 75 48 1. 75 15 2314  E Q = 2082,6 Theo CT 11.1 Khả năng tải động : d C = Q. m L (kN) L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay ; m =3 Theo CT 10.12 TL1 h L = )60/(10 6 nL h L = 24000 (h)  L = 24000.60.709,5/10 6 = 1021,68  d C = 2. 3 68,1021 = 20,1  Vậy C > d C thỏa mãn 11.16 3. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ: Bảng 11.6 0 X = 0,5 ; 0 Y = 0,47 art FYFXQ .. 00  = (0,5.2124,7 + 0,45.786) = 1416 < 0r F => NCQ t 25200 0  Vậy thỏa mãn 11.18 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 65 Trường ĐHKT-KTCN Trên trục II 1. Chọn ổ lăn: Ta có 3,0/  ra FF và theo yêu cầu làm việc của trục ta chọn Ổ bi đỡ - chặn Trên mỗi trục ta chọn cùng một loại ổ lăn và đƣợc lấy theo ổ lăn lớn nhất; Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đỡ:       NFFF NFFF DxDyr CxCyr 3,34638,16544,3042 10572,10522,100 2222 1 2222 0 Đƣờng kính cần chọn ổ lăn d = 35mm Tra bảng P2.12TL1 chọn ổ lăn Đỡ-chặn cỡ nặng hẹp, kí hiệu 66407 với d = 35mm; B = 25mm đƣờng kính ngoài D = 100 mm chỗ vát ra = 2,5 mm, C =45,4 kN , 0 C = 33,7 2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: Theo bảng 11.4 , với ổ bi đỡ - chặn ,  =12 độ; oa CiF / = 0,075; e = 0,41 ; 3,8305,3368,1166  at F Vậy theo CT 11.8      14193286.41,0. 4,4331057.41,0. 11 00 rs rs FeF FeF Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí ổ đã chọn trên hình h.11.1a atsa FFF  10 = 589 > 0S F => 0a F = 589 atsa FFF  01 = 1263,7 < 1s F => 1a F = 1419 ADCT 11.3 Tải trọng quy ước trên ổ 0 và 1 ( X = 0,45 ; Y = 1,34 ; V = 1; t K = 1 ; d K = 1,1 ) 0 Q = (XV 0r F + Y 0a F ). dt KK . = 1391 1 Q = (XV 1r F + Y 1a F ). dt KK . = 3718 Nhƣ vậy chỉ tính cho ổ 1 là ổ chịu lực lớn. C D 0 r F 1r F Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 66 Trường ĐHKT-KTCN Theo CT 11.12 Tải trọng thay đổi ( m=3 ) m ii m iE LLQQ  / = m m E LLQQQ 11111111 / => 3 333 75,0. 75 12 9,0. 75 48 1. 75 15 3718  E Q = 3346 Theo CT 11.1 Khả năng tải động : d C = Q. m L (kN) L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay ; m =3 Theo CT 10.12 TL1 h L = )60/(10 6 nL h L = 24000 (h)  L = 24000.60.709,5/10 6 = 1021,68  d C = 3,346. 3 68,1021 = 33,7  Vậy C > d C thỏa mãn 11.16 3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ: Bảng 11.6 0 X = 0,5 ; 0 Y = 0,47 art FYFXQ .. 00  = (0,5.3463,3 + 0,45.1419) = 2370 < 0r F => NCQ t 33700 0  Vậy thỏa mãn 11.18 Trên trục III: 1. Chọn ổ lăn: Ta có 3,0/  ra FF và theo yêu cầu làm việc của trục ta chọn Ổ bi đỡ - chặn Trên mỗi trục ta chọn cùng một loại ổ lăn và đƣợc lấy theo ổ lăn lớn nhất; G H 0 r F 1r F Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 67 Trường ĐHKT-KTCN Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đỡ:       NFFF NFFF HxHyr GxGyr 112128,110089,2131 77586,775831 2222 1 2222 0 Đƣờng kính cần chọn ổ lăn d = 60 mm Tra bảng P2.12TL1 chọn ổ lăn Đỡ-chặn cỡ nặng hẹp, kí hiệu 66412 với d = 60mm; B = 35mm đƣờng kính ngoài D = 150 mm chỗ vát ra = 3,5 mm, C =98 kN , 0 C = 81 2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: Theo bảng 11.4 , với ổ bi đỡ - chặn ,  =12 độ; lge = [lg(Fr/C0) – 1,144 ]/4,73; e = 0,26 ; 8,1166 at F Vậy theo CT 11.8      291511212.26,0. 20177758.26,0. 11 00 rs rs FeF FeF Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí ổ đã chọn trên hình h.11.1a atsa FFF  10 = 4083,8 > 0S F => 0a F = 4083,8 atsa FFF  01 = 851 < 1s F => 1a F = 2915 ADCT 11.3 Tải trọng quy ước trên ổ 0 và 1 ( X = 0,45 ; Y = 1,46 ; V = 1; t K = 1 ; d K = 1,1 ) 0 Q = (XV 0r F + Y 0a F ). dt KK . = 10395,5 1 Q = (XV 1r F + Y 1a F ). dt KK . = 10231 Nhƣ vậy chỉ tính cho ổ O là ổ chịu lực lớn. Theo CT 11.12 Tải trọng thay đổi ( m=3 ) m ii m iE LLQQ  / = m OO m OOEO LLQQQ 111 / => 3 333 75,0. 75 12 9,0. 75 48 1. 75 15 10395  E Q = 9355.5 Theo CT 11.1 Khả năng tải động : d C = Q. m L (kN) L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay ; m =3 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 68 Trường ĐHKT-KTCN Theo CT 10.12 TL1 h L = )60/(10 6 nL h L = 24000 (h)  L = 24000.60.709,5/10 6 = 1021,68  d C = 9,3. 3 68,1021 = 94  Vậy C > d C thỏa mãn 11.16 3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ: Bảng 11.6 0 X = 0,5 ; 0 Y = 0,47 art FYFXQ .. 00  = (0,5.7758 + 0,45.4083) = 5716 < 0r F => NCQ t 81000 0  Vậy thỏa mãn 11.18 *. Chọn kiểu lắp ổ lăn: Để ổ lăn làm việc tốt, đảm bảo không trƣợt khi trục làm việc, ta chọn lắp ổ vào trục theo hệ lỗ, vào vỏ hộp theo hệ trục. *. Bôi trơn ổ lăn: Bộ phận ổ đƣợc bôi trơn bằng dầu. Có thể dùng mỡ ứng với nhiệt độ làm việc từ 50 ÷ 1000C và vận tốc dƣới 1500 vòng/phút (bảng 18.13TL1) chọn loại dầu Công nghiệp 20 Lƣợng dầu chứa 2/3 chỗ rỗng của bộ phận ổ. Để dầu không chảy ra ngoài và ngăn không cho dầu rơi vào bộ phận ổ, nên làm vòng chắn dầu. *. Vòng chắn dầu: Để che kín các đầu trục ra, tránh sự xâm nhập của bụi bặm và tạp chất vào ổ, cũng nhƣ ngăn mỡ chảy ra ngoài, ở đây dùng loại vòng phớt là đơn giản nhất : Dựa vào bảng 8.29[TL2] ta chọn đƣợc các thông số sau: Vòng phớt ở trục d d 1 d 2 D a b S 0 I 35 36 72 48 9 6,5 12 II 35 36 100 48 9 6,5 12 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 69 Trường ĐHKT-KTCN III 60 61,5 150 79 9 6,5 12 II ,Chọn Khớp Nối Đàn Hồi. Nối trục đàn hồi dùng để nối hai trục III và trục IV để truyền chuyển động mà giảm đƣợc rung động Công suất truyền: P= 2,609 (KW) Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 70 Trường ĐHKT-KTCN Số vòng quay: n= 50 vg/ph Đƣờng kính ra của hộp giảm tốc d= 50 mm Mômen xoắn truyền qua trục nối: T = 498319 Nmm = 498,319 Nm Chọn hệ số tải động k=1,6 Theo bảng 16.1 TL1 Ta chọn nối trục vòng đàn hồi cấu tạo đơn giản, dể chế tạo và giá rẻ: Theo trị số momen và đƣờng kính trục ta chọn kích thƣớc trục nối (bảng16.10a TL1) M = 498,319 (Nm) d = 50 mm; D = 170 mm; d m = 95 mm ; L = 175 mm;l = 110mm ;d 1 = 90mm D 0 = 130 mm ; Z = 8 mm; Chọn vật liệu Nối trục : gang Chốt : thép CT45 thƣờng hóa Vòng đàn hồi bằng cao su Ứng suất dập cho phép của vòng cao su: MPa d )4...2(][  Ứng suất uốn của chốt   270 / u N mm  …80 N/mm2 Đều kiện về sức bền dập của vòng cao su 30 ... 2 ldDZ kT C d  = 9,3 14.28.130.8 498319.6,1.2  thỏa mãn Đều kiện kiểm nghiệm về sức bền uốn của chốt 8.14.130.1,0 41.498319.6,1 ...1,0 33 0 0  ZdD kTl C u  u ][ vậy Thỏa mãn. Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 71 Trường ĐHKT-KTCN PHẦN VII : THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP. 1. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dầy - Thân hộp  -Nắp hộp  1 =0,025a w +3=6,75 chọn 7.5mm  1 =0,9  = 6,3 chọn 6.5mm Gân tăng cứng -Chiều dầy e -Chiều cao h -Độ dốc e=(0,8-1)  = 5,6 – 7mm chọn e = 7 h<58 chọn 40 mm Khoảng 20 - Đường kính - bu lông nền d 1 - bu lông cạnh ổ d 2 - bu lông nắp bích và thân d 3 - Vít nắp ghép ổ d 4 - Bu lông ghép nắp cửa thăm d 5 Tra bảng 18.1 TL1 ta được d 1 = 16mm d 2 =(0,7-0,8 )d 1 , chọn d 2 = 10mm d 3 =(0,8-0,9)d 2 = 8 – 9 mm , chọn d 3 = 8mm d 4 =(0,6 – 0,7)d 2 chọn d 4 = 8 mm d 5 =(0,5 – 0,6)d 2 , chọn d 5 = 6 mm Mặt bích ghép nắp và thân -chiều dày bích thân hộp s 3 -chiều dầy bích nắp hộp s 4 -bề rông nắp bích và thân k 3 s 3 =(1,4-1,8)d 3 chọn s 3 = 15 mm s 4 =(0,9-1)S 3 chọn s 4 = 15mm k 3 =k 2 -(3-5)mm Chốt định vị hình côn Tra bảng 18-4b[4] L = 30 mm , d = 8 mm Kích thước gối trục đường kính ngoài và tâm lỗ vít tra bảng 18.2[4] trục 1 trục 2 D= 30 mm; D 3 = 99 mm; D 2 = 77 mm D= 35 mm;D 3 = 127 mm;D 2 = 94 mm Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 72 Trường ĐHKT-KTCN trục 3 D= 55 mm;D 3 = 176 mm;D 2 = 131 mm Mặt đế hộp Chiều dày khi không có phần lồi S 1 Khi có phần lồi : D d , S 1 , S 2 Bề rộng mặt đế hộp K 1 và q Khoảng cách từ tâm bu lông cạnh ổ đến mép lổ S 1 = (1,3 – 1,5)d 1 = 20 – 24 mm, chọn S 1 = 20 mm D d được xác định theo đường kính dao khoét S 1 = (1,4 – 1,7)d 1 = 22,4 – 27,2 mm chọn S 1 = 22 mm S 2 = (1 – 1.1 )d 1 = 16 – 17,6 mm chọn S 2 = 16 mm K 1 = 3d 1 = 48mm ; q  K 1 + 2.  = 76 K  1,2d 2 = 12 mm , chọn K = 12 Khe hở giữa các chi tiết: Bánh răng với thành trong hộp Bánh răng lớn với đáy hộp =(1- 1,2)= 6,3mm  1 =(3-5)= 23,5 mm Số lượng bu lông nền Z= ( ) 416 682 6 (200 300) (200 300) B L      L ,B:là chiều dài và chiều rộng của hộp 2. Các chi tiết phụ + Bulông vòng (bảng 18-3a, [2]): dùng để di nâng hộp giảm tốc khi lắp ráp cũng nhƣ khi di chuyển hộp từ nơi này sang nơi khác. Chọn bulông M10 + Cửa thăm (bảng A 1 = 150, vít : M8x22 Để thuận tiện trong khi sử dụng quan sát các phần trong hộp giảm tốc cũng nhƣ khi lắp và để đổ dầu vào hộp, ta làm cửa thăm trên đỉnh hộp, trên nắp có nút thông hơi + Nút thông hơi (bảng 18-6, [4]): M10x2 Khi máy làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên, áp suất trong hộp cũng tăng theo. Để giảm áp suất và không khí trong hộp ta dùng nút thông hơi, đồng thời cũng là điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 73 Trường ĐHKT-KTCN + Nút tháo dầu trụ (bảng : M16x2 Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn trong hộp bị bẩn hoặc biến chất, làm ảnh hƣởng đến hiệu quả bôi trơn, do đó cần thay dầu mới và xả hết dầu cũ, để làm việc này cần có nút tháo dầu. + Que thăm dầu: (bảng Dùng để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc, để đảm bảo mức dầu luôn ở mức cho phép để các chi tiết đƣợc bôi trơn tốt 3. Dung sai lắp ghép Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 74 Trường ĐHKT-KTCN Kiểu lắp Trục I Trục II Trục III Kiểu lắp Dung sai (m) Kiểu lắp Dung sai (m) Kiểu lắp Dung sai (m) Bánh răng-trục 6 7 32 k H  +25 0 6 7 36 k H  +25 0 6 7 63 k H  +30 0 +18 +2 +18 +2 +21 +2 6 7 36 k H  +25 0 +18 +2 Nối trục – trục 641k 655k +21 +2 Chắn dầu – trục 630k +64 +25 635k +64 25 660k +76 30 +18 +2 +18 +2 +21 +2 Bánh đai – trục 6 7 20 k H  +18 +2 6 7 45 k H  +21 +2 Ổ lăn – trục 630k +18 +2 635k +18 +2 60k6 +21 +2 Nắp ổ lăn – vỏ hộp 6 7 99 k H  +30 0 6 7 127 k H  +30 0 6 7 3,173 k H  +40 0 -60 -106 -72 -126 -85 -143 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 75 Trường ĐHKT-KTCN PHẦN VIII. XÍCH TẢI Lực vòng trên xích tải: F= 5000 N Vận tốc xích tải: v=0.7515 m/s Số răng đĩa xích tải dẫn: z 1 = 27 Bƣớc xích tải dẫn : p = 25,4 Đƣờng kính vòng chia đĩa xích dẫn (công thức 5.17 – [2]) )/sin(/ 11 zpd  = 25,4/sin(180/27) = 218,8 mm Khoảng cách trục: a = (30÷50)p = 762÷1270 mm Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 76 Trường ĐHKT-KTCN Tài liệu tham khảo [Tài liệu 1]. Tính toán thiết kế HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ ( T1) [Tài liệu 1]. Tính toán thiết kế HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ ( T2) [Tài liệu 2]. THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY (Nguyễn Tọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm) NHÀ XUẤT BÃN GIÁO DỤC. [Tài liệu 3]. Cơ Sở TK Máy ĐHBKĐHQGTPHCM