Đồ án Tìm hiểu thiết kế chi tiết máy

MỞ ĐẦU ! Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nôi dung không thể thiếu với chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp cho sinh viên những kiến thức cơ sở về kết cấu máy và các quá trình cơ bản khi thiết kế máy.Trong quá trình học môn Chi tiết máy em dã được làm quen với những kiến thức cơ bản về kết cấu máy , các tính năng cơ bản của các chi tiết máy thường gặp.Đồ án môn học Chi tiết máy là kết quả đánh giá thực chất nhất quá trình học tập môn Chi tiết máy,Chế tạo phôi,dung sai…. Hộp giảm tốc là thiết bị không thể thiếu trong các máy cơ khí,nó có nhiêm vụ biến đổi vận tốc vào thanh một hay nhiều vận tốc ra tùy thuộc vào công dụng của máy.Khi nhận đồ án thiết kế Chi tiết máy thầy giao cho, em đã tìm hiểu và cố gắng hoàn thành đồ án môn học này. Trong quá trình làm em đã tìm hiểu các vẫn đề sau: _ Cách chọn động cơ điện cho hộp giảm tốc. _ Cách phân phối tỉ số truyền cho các cấp trong hộp giảm tốc. _ Các chỉ tiêu tính toán và các thông số cơ bản của hộp giảm tốc. _ Các chỉ tiêu tính toán,chế tạo bánh răng và trục. _ Cách xác định thông số của then. _ Kết cấu, công dụng và cách xác định các thông số cơ bản của vỏ hộp và các chi tiết có liên quan. _ Cách lắp ráp các chi tiết lại với nhau thành một kết cấu máy hoàn chỉnh _ Cách tính toán và xác định chế độ bôi trơn cho các chi tiết tham gia truyền động PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC I.Chọn động cơ: 1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ : (KW)Trong đó : (KW) Với : F là lực kéo trên băng tải (N), v là vận tốc dài trên băng tải (m/s). (KW) h : là hiệu suất truyền động : Tra bảng 2.3[I] - trang 19 ta có : = 0,92 Hiệu suất bộ truyền xích để hở. = 1 Hiệu suất khớp nối. = 0,992 Hiệu suất một cặp ổ lăn được che kín. = 0,97 Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ che kín. h = 1 . 0,9923 . 0,92 . 0,97 = 0,8711 (KW) 1.2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện : nsb = nct.Usb Trong đó nct : là tốc độ của bộ phận công tác Usb = Usbh . Usbng :Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống. Với Usbng = Ux < 2,5 chọn Ux = 2,0 . Tra bảng 2.4[I] - trang 21,ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc 1 cấp bánh răng trụ: Usbh = 4. Usb = 4 . 2,0 = 8,0. nsb = nct.Usb = 79,12 . 8,0= 632,96 (vòng/phút). Chọn tốc độ đồng bộ của động cơ điện : nđb = 750(vòng/phút). 1.3. Chọn động cơ. Ta chọn động cơ thoả mãn : Pđc Pyc (KW) , nđc » nđb (vòng/phút). Tra bảng P1.1[I] - trang 234,ta chọn loại động cơ điện có kí hiệu : 4A112MA8Y3 , với các thông số : +Công suât động cơ: Pđc = 2,2 KW. +Vận tốc quay: n = 705 (vòng/phút) +h% = 76,5. +Cos j = 0,71. + ; + . II. Phân phối tỷ số truyền. 2.1 Xác định tỉ số truyền chung cho cả hệ thống : 2.2 Phân phối tỉ số truyền trong hộp giảm tốc : Chọn tỷ số của bộ truyền ngoài : Ux = 2,30. Vậy ta có: Uc = 8,91. Ux = 2,30. Ubr = 3,87. III. Xác định các thông số trên các trục : 3.1 Số vòng quay. Số vòng quay trên trục động cơ là: ndc = 705 (vòng/phút). Số vòng quay trục I : n1=ndc=705 (vòng/phút). Số vòng quay trục II: n2 ===182,2 (vòng/phút). Số vòng quay trên trục công tác: n===79,2 (vòng/phút). 3.2 Công suất trên các trục Công suất trên trục công tác: Pct =1,5 (KW). Công suất trên trục II: P2===1,64 (KW). Công suất trên trục I: P1===1,70 (KW). Công suất thực của trục động cơ: (KW). 3.3 Tính momen xoắn trên các trục. Áp dụng công thức : Ti=9,55.106. ta có: Mô men xoắn trên trục động cơ : Tđc = 9,55. 106. (N.mm). Mô men xoắn trên trục I: T1= (N.mm). Mô men xoắn trên trục II: T2 = (N.mm). Mô men xoắn trên trục công tác: Tct = 9,55. 106. (N.mm). 3.4 Bảng thông số động học. Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau: Trục Thông số T.S truyền Động cơ I II Công tác 1 3,87 2,30 n (vg/ph) 705 705 182,2 79,2 P (KW) 1,72 1,70 1,64 1,50 T (N.mm) 23299 23028 85960 181054 PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY I. TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH Các thông số ban đầu: P2=1,64 KW; n2=182,2 vòng/phút ; T2=85960 N.mm ; ux=2,3; =0. 1.1Chọn loại xích. Vì tải trọng không lớn và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn.Xích ống con lăn có ưu điểm là: độ bền mòn của xích ống con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó không phức tạp; do đó, nó được dùng rất rộng rãi trong kĩ thuật. 1.2.Chọn số răng đĩa xích. Với ux=2,3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là: Z1 = 29-2. ux=29-2.2,3 = 24,4> Zmin =19. Chọn Z1 = 25 (răng) Số răng đĩa xích lớn: Z2 = ux.Z1 =2,3.25 = 57,5 Zmax =120. Chọn Z2 = 57 (răng). 1.3.Xác định bước xích p. Để đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích ta có: Pt= P.k.kn. .kz[P]. Với + P : Là công suất cần truyền qua bộ truyền xích.P= P2=1,64 KW. +kn:Là hệ số vòng quay. Chọn số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ là: n01=200 (vòng/phút) ® kn=n01/n1=200/182,2 = 1,1. + kz:Là hệ số răng : kz = +k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc ; trong đó: kđ: hệ số tải trọng động. Đề bài cho tải trọng va đạp nhẹ, nên ta chọn kđ = 1,35. k0 : hệ số ảnh hưởng của kích thước bộ truyền.Do đường nối tâm các đĩa xích trùng với phương ngang. Nên k0 = 1. ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;chọn a = 38.p; suy ra ka = 1. kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích. Do điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích. Nên kđc = 1. kbt: hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn .Vì môi trường làm việc có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu nên chọn kbt =1,3. kc : hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca) Þ k = 1. 1. 1. 1,35. 1,3. 1,25 = 2,19375. Như vậy ta có : Pt = 1,64.1,1.1.2,19375= 3,958 kW Tra bảng 5.5 tttk hdđck, với n01 =200 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy có: bước xích :  p = 19,05 mm ; đường kính chốt : dc=5,96mm ; chiều dài ống : B=17,75 mm ; công suất cho phép : [P]=4,80 kW. Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt[P]=4,80 kW Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p < pmax 1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích. Khoảng cách trục sơ bộ: a=38p=38.19,05=723,9 mm Theo công thức 5.12 số mắt xích: Lấy số mắt xích chẵn : Xc =118. Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13: a*= Để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng Da = 0,003. a* = 0,003. 727=2,181 mm Vậy lấy khoảng cách trục : a = a* - Da= 727 – 2,181 = 724,819 (mm). Chọn a = 725 (mm). Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14): i = < imax=35 (bảng 5.9). 1.5.Tính kiểm nghiệm về độ bền xích. Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu va đập khi vận hành) Theo công thức (5.15) : S = [S] Trong đó Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 31800 N ; q1 = 1,9 kg ; Hệ số tải trọng động: kđ = 1,2 Ft –lực vòng ; v = = 25.19,05.182,2/60000=1,45 m/s Ft =1000P/v = 1000.1,64/1,45 = 1131 N Fv :lực căng do lực li tâm gây ra: Fv = q.v2= 1,9. 1,452 = 3,995 N F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra : F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.6.2,6. 725.0,001 = 81.08 N (hệ số võng : kf = 6 do bộ truyền nằm ngang) Do đó: S = Þ S >[S] = 8,2 (theo bảng 5.10) Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền 1.6 Xác định thông số của đĩa xích Theo công thức ( 5.17 ) và bảng (3.4), Đường kính vòng chia: d1 = mm d2 = mm Đường kính vòng đỉnh đĩa xích: da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] =19,05.[ 0,5 + cotg(180/25)] = 160,32 mm da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/57)] = 354,81 mm Bán kính đáy: r = 0,5025dl + 0,05 =0,5025.11,91+0,05 = 6,03 mm Với dl = 11,91 mm ( tra bảng 5.2/78) Đường kính vòng chân đĩa xích: df1 = d1- 2r = 151,99 – 2.6,03 = 139,93 (mm) df2 = d2- 2r =345,81- 2.6,03 = 333,75 (mm) -Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc: Theo công thức (5.18) : H1= 0,47£ [sH1 ] Trong đó: [sH1 ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB=210 ta có [sH1]=600 Mpa Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.182,2.19,053.1 = 1,638N Hệ số tải trọng động : Kđ=1,35 (bảng 5.6) kđ=1(sử dụng 1 dãy xích). Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,42 (vì Z1 =25 ) Diện tích bản lề : A = 106 mm2 (tra bảng (5.12)với p=19,05 mm, xích ống con lăn một dãy) Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa =530 MPa sH1 <[sH] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc . Tương tự cho đĩa xích 2 với cùng vật liệu và chế độ nhiệt luyện. Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích Kr=0,23 (vì Z2 =57) Ta có: Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc 1.7 Xác định lực tác dụng lên trục Theo công thức (5.20): Fr = kx.Ft ; trong đó: kx :hệ số xét đến tải trọng của xích kx= 1,15 - do bộ truyền năm ngang ); Fr = 1,15.1131= 1300,65 (N). 1.8.Các thông số của bộ truyền xích : P2=1,64 KW; n2=182,2 vòng/phút ; T2=85960 N.mm ; ux=2,3; =0. Thông số Kí hiệu Giá trị Loại xích Xích ống con lăn Bước xích p 19,05 mm Số mắt xích x 118 Chiều dài xích L 2247,9 mm Khoảng cách trục a 725 mm II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH TRỤ RĂNG NGHIÊNG. Thông số đầu vào: P = PI = 1,70 (KW) T1 = TI = 23028 (N.mm) n1 = nI = 705 (vòng/phút) u = ubr = 3,87 Lh = 22000 (giờ) 2.1. Chọn vật liệu bánh răng: Hộp giảm tốc chịu công suất nhỏ , nên chọn vật lịêu có độ rắn HB £ 350, bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện.Tra bảng 6.1/92 tttkhddck tập 1 ta có: Với Bánh lớn: + Nhãn hiệu thép: thép 45 + Chế độ nhiệt luyện: thường hoá +Độ rắn: HB=170…217 +Chọn HB2=190 +Giới hạn bền: +Giới hạn chảy: Bánh nhỏ : + Nhãn hiệu thép: thép 45 + Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện +Độ rắn: HB=192…240 +Chọn HB1=200 +Giới hạn bền: +Giới hạn chảy: 2.2.Xác định ứng suất cho phép 2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] theo công thức 6.1 và 6.2: Trong đó: ZR -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc Zv - hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng YS –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ: SH, SF –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có :Bánh chủ động: SH1=1,1; SF1=1,75. Bánh bị động: SH2=1,1; SF2=1,75. -Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở Ta có +Bánh chủ động: +Bánh bị động: . KHL, KFL -hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4: mH, mF-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn. Vì HB < 350: mH = 6, mF = 6. NHO, NFO – số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn. NFO=4.106. NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Do tải trọng tĩnh nên ta có: NHE = NFE =60.c.n.ti Trong đó: c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1) n- vận tốc vòng của bánh răng Lh=ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) Lh=22000 (giờ). Ta có: NHE1 = NFE1 =60.c.n1.Lh= 60.1.705.22000 = 930,6. 107 NHE2 = NFE2 =60.c.n2.Lh= 60.1.705/3,84.22000 = 24,2. 107 Do: NHE1 = 930,6. 107 > NHO1 = 9,99. 106 Suy ra KHL1 = 1 NHE2 = 24,2. 107 > NHO2 = 8,83. 106 Suy ra KHL2 = 1 NFE1 = 930,6. 107 > NFO1 = 9,99. 106 Suy ra KFL1 = 1 NFE2 = 24,2. 107 > NFO2 = 8,83. 106 Suy ra KFL2 = 1 Do đó, ta có: =470/1,1.1.1=427,3 MPa =450/1,1.1.1=409,1 MPa =360/1,75.1.1=205,7 MPa =342/1,75.1.1=195,4 Mpa Do đây là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng nên suy ra: =(+)/2=(427,3+490,1)/2=418,2 ( MPa). 2.2.2.Ứng suất cho phép khi quá tải ch2) =2,8. ch1 = 2,8.400 = 1260 (Mpa) 1max = 0,8ch1=0,8.450= 360 ( Mpa) 2max = 0,8ch2=0,8.340=272 (Mpa) 2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục. Theo công thức (6.15a): là mômen xoắn trên trục chủ động. T1 = TI = 23028 (N.mm) - ứng suất tiếp xúc cho phép. = 418,2 ( MPa). Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng. tra Bảng 6.5 ta có: Ka=43 -hệ số chọn theo bảng 6.6: .chọn =0,3 Chọn theo bảng 6.7 với =0,5.0,3.(3,87+1)=0,7305 - hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính theo sức bền tiếp xúc và uốn.Tra bảng 6.7/98 [1] với =07305,, và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 .Chọn được: = 1,03 ; = 1,05 Chọn aw=105 (mm). 2.4 Xác định các thông số ăn khớp. 2.4.1.Xác định môđun pháp m: m = (0,010,02) aw= 1,052,1 Chọn m = 1,5. 2.4.2.Xác định số răng. Chọn sơ bộ góc nghiêng =140.Suy ra cos=0,970296 Công thức 6.31 ta có: Số răng bánh nhỏ: Chọn Z1=28 (răng) Số răng bánh lớn =3,87.28=108,36 (răng) Chọn Z2= 107 (răng) Tỷ số truyền thực ut=: Z2/ Z1=107/28= 3,821 Sai lệch tỷ số truyền DU = . Vì DU = 1,27%< 4% , suy ra thoả mãn. 2.4.3.Xác định góc nghiêng của răng. Tính lại góc =15021’ (thỏa mãn ) Góc ăn khớp αtw Góc nghiêng của răng trên mặt trụ cơ sở 2.5. Xác định các hệ số và một số thông số động học Tỷ số truyền thực tế: ut= 3,821 Đưòng kính vòng lăn cặp bánh răng: dw1=2aw(ut+1) = 2.105/(3,821+1)=43,56( mm) dw2=2aw - dw1= 166,44 (mm) Vận tốc vòng của bánh răng: v=πdw1n1/60000 = 3,14.43,56.705/60000= 1,6 (m/s) Với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 1,6 (m/s) tra bảng 6.13/106 [1] ta đựoc cấp chính xác của vbộ truyền là: CCX=9. Tra phụ lục 2.3/250[1], với: +CCX=9 +HB<350 +v= 1,6 (m/s) Nội suy tuyến tính ta được: KHv= 1,02 KFv= 1,055 Chọn : Ra = 2,5 ...1,25 (mm) ZR = 0,95. HB<350 , v= 1,6 (m/s) <5 m/s; suy ra ZV = 1. với da = dw2 = 166,44 (mm)< 700mm suy ra KxH=1 Chọn YR= 1 YS= 1,08- 0,0695.ln(m)= 1,08-0,0695.ln(1,5)= 1,05 Với CCX=9, v= 1,6 (m/s), tra bảng 6.14/107[1], ta được: =1,13 =1,37 Hệ số tập trung tải trọng: = 1,03 ; = 1,05(chọn ở mục 2.3). 2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng. 2.6.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Công thức 6.33: ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng Bảng 6.5: Zm = 274[MPa]1/3 . ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng khớp dọc tính theo công thức: ; với bw là bề rộng vành răng. Khi đó theo công thức (6.36c): . và hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức: KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc Thay vào ta được: Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ; Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức =418,2.0,95.1.1=379,29 MPa Ta thấy H< và( - H ).100%/ =1%<10% do vậy bánh răng đủ bền. 2.6..2. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn . Công thức : trong đó (hệ số kể đén sự trùng khớp, với εα là hệ số trùng khớp ngang). (hệ số kể đến độ nghiêng của răng). - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương . Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có: - hệ số tải trọng khi tính về uốn. . Vậy: Và: Do : sF1=63,99MPa < [sF1]1 = 215,985 Mpa; sF2=60,62MPa < [sF2]2 = 205,17 Mpa Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn. 2.6.3.Kiểm nghiệm về quá tải: Ứng suất tiếp xúc cực đại: - hệ số quá tải : Ứng suất uốn cực đại 2.7. Các thông số hình học của cặp bánh răng: - Đường kính vòng chia : - Đường kính đỉnh răng : -Đường kính vòng cơ sở: db1=d1cosα=43,55.cos200=40,92 mm db2=d2cosα=166,44.cos200=156,40 mm -Khoảng cách trục chia: a=( d1+d2)/2= (43,55+166,44)/2= 104,995 (mm) -Đường kính chân răng : 2.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền: Thông số Kí hiệu Giá trị Khoảng cách trục chia a 104,995 mm Khoảng cách trục aw 105 mm Số răng Z1 28 răng Z2 107 răng Đường kính vòng chia d1 43,55 mm d2 166,44 mm Đường kính chân răng df1 39,8 mm df2 162,8 mm Đường kính vòng lăn dw1 43,56 mm dw2 166,44 mm Đường kính đỉnh răng da1 46,55 mm da2 169,44 mm Đưòng kính cơ sở db1 40,92 mm db2 156,40 mm Hệ số dịch chỉnh x1 0 x2 0 Góc profin gốc α 200 Góc profin răng αt 20040’ Góc ăn khớp αtw 20040’ Hệ số trùng khớp ngang εα 1,795 Hệ số trùng khớp dọc 1,77 Mô đun pháp m 1,5 mm Góc nghiêng của răng 15021’ III. CHỌN KHỚP NỐI 3.1. Mô men xoắn cần truyền. T=Tđc =23,299Nm; Mômen tính Tt=k.T=1,2.23,299=27,9588 Nm. Trong đó (k là hệ số tải trọng động chọn theo bảng 9-1) Chọn k= 1,2 Tra bảng phụ lục P1.7 với động cơ 4A112MA8Y3 ta có : dđc= d1= 32 mm. Đường kính trục cần tính: dt= dđc=32 mm Tra bảng B16.10./68 với: Tt =27,9588 Nm < dt= 32 mm < ta chọn nối trục có các thông số kích thước chủ yếu sau : Thông số Kí hiệu Giá trị Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được 125 N.m Đường kính lớn nhất có thể có của trục nối 32 mm Số chốt z 4 chốt Đường kính vòng tâm chốt D0 90 mm Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28 mm Chiều dài đoạn công xon của chốt l1 34 mm Đườgn kính của chốt đàn hồi dc 14 mm 3.2. Chọn vật liệu: Nối trục làm bằng gang CЧ21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn hồi bằng caosu. ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]d=2 (N/mm2) ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u=60(N/mm2) 3.3. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu: ; thoả mãn. 3.4. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt: ; thoả mãn. 3.5. Lực tác dụng lên trục. Fkn =0,2. Ft Với Ft = 2.T/D0 = 2.23299/ 90 = 517,76 N Suy ra Fkn = 0,2.517,76= 103,55 N. IV. TÍNH TRỤC 4.1. Tính sơ bộ đường kính trục 4.1.1. Chọn vật liệu. Sử dụng thép C45, thường hoá, có HB = 170…217, sb= 600 Mpa, sb= 340 Mpa, Ứng suất xoắn cho phép [t] = 15..30 Mpa 4.1.2. Tính sơ bộ đường kính trục (mm) -Trục I chọn [t] = 15Mpa, TI =23028 N.mm -Trục II chọn [t] = 20 Mpa, TII =85960 N.mm Suy ra: (mm) (mm) Chọn sơ bộ đường kính trục là: -Chọn d1sb=20mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b10=15mm. -Chọn d2sb=30mm, theo bảng (10.2), ta được chiều rộng ổ lăn b10=19mm. 4.2. Xác định lực tác dụng lên trục và bánh răng -Lực tác dụng lên bộ truyền xích: Fx = 1300,65 N -Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: Fkn =103,55 N -Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng: Ft1= Ft2= Fr1 = Fr2 = Fa1 = Fa2= 4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Vì hộp giảm tốc 1 cấp, nên ta có: -Chiều dài may ơ đĩa xích và may ơ bánh răng trụ1 lm=(1,2…1,5)dsb=>lm13=(1,2…1,5)d1=(1,2…1,5)20=(24…30 ) mm Chọn lm13= 30 mm lmx=(1,2…1,5)d2=(1,2…1,5).30= (36…45) mm Chọn lmx= 45 mm -Chiều dài may ơ khớp nối: lm12=(1,4…2,5)d1=(1,14…2,5).20= (28…50) mm Chọn : lm12=45 mm -Chiều dài may ơ bánh răng 2: lm12=(1,2…1,5)d2=(1,2…1,5).30= (36…45) mm Chọn lm12= 45 mm -Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm; -Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=15 mm; -Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=10mm; -Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=15mm 4.3.1. Với trục I l12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(45 +15)+10+15=55=>l12 =55mm l13= 0,5.(lm13+b01)+k1 + k2=0,5.(30+15) +10+15= 47,5 mm l11 = 2.l13 = 2.47,5= 95 mm  4.3.2. Với trục II l21 = l11 =95 mm ; l23 = l13 = 47,5 mm ; l22= 0,5.(lmx+b02)+k3 + hn=0,5.(45+19) +10+15= 57 mm 4.4. Xác định phản lực lên các gối trục Do trục yêu cầu tính chi tiết là trục I nên ta chỉ cần xác định giá trị các phản lực lên các gối trục của trục I.Chọn hệ toạ độ như hình vẽ. Ta có : Ry11 =(Fr1.(l11 -l13 )+ Fa1 .dw1 /2)/ l11 = (413,57.(95-47.5) + 290,24.43.56/2) / 95 = 273,33 (N) > 0 đúng chiều đã chọn. Ry10 = Fr1- Ry11 =413,57 – 273,33= 140,24 (N) >0 ; đúng chiều đã chọn Rx11 =(Ft1.(l11 -l13 )- Fk .(l12 +l11 ))/ l11 = (1057,3.(95-47,5) – 103,55.(55+95))/95 = 365,15 (N) >0; đúng chiều đã chọn. Rx10 = Ft1-Rx11 - Fk = 1057,3 -365,15 – 103,55 = 588,6 (N)>0 Đúng chiều đã chọn. 4.5 Tính thiết kế trục 4.5.1. Tính sơ bộ trục II +Với d2sb=30mm. Ta chọn đường kính các đoạn trục: -Tại tiết diện lắnp bánh răng: d22=30mm -Tại tiết diện lắp ổ lăn: d20=d21=25mm -Tại tiết diện lắp đĩa xích: d23=22mm +Chọn then: Tra bảng 9.1a/173 [I] với d22=30mm ta chọn được then có các thông số sau: b = 8 mm h = 7 mm t1=4 mm t2=2,8 mm rmin=0,16 mm rmax=0,25 mm Chiều dài then bằng : lt=0,8. lm22= 0,8.45 = 36 mm 4.5.2.Tính chi tiết trục I Mômen tổng uốn và mômen tương đương Mtđkj ứng với các tiết diện. =0Nmm; Mtđ10=0; M13=0 Mtđ13= -Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ. với =63N/mm2 tra bảng 10.5/195 -Tại tiết diện lắp bánh răng 1-2: -Tại tiết diện lắp ổ lăn: -Tại tiết diện nối khớp: Ta chọn đường kính theo tiêu chuẩn và đảm bảo điều kiện lắp ghép: d10= d11 và d13< d10= d11 < d12 Suy ra ta chọn được: d12= 20 mm d10= d11 = 17 mm d13= 15 mm Chọn then: +Do các trục nằm trong hộp giảm tốc nên ta chọn loại then bằng. Để đảm bảo tính công nghệ ta chọn loại then giống nhau trên cùng một trục. Khi đó, theo TCVN 2261- 77 ta có thông số của các loại then được sử dụng như sau: Tiết diện Đường kính trục Kích thước tiết diện Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 1-2 20 6 6 3,5 2,8 0,16 0,25 1-3 15 5 5 3 2,3 0,16 0,25 +Kiểm nghiệm độ bền của then: a. Tại tiết diện 1-2 -Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then. Chọn lt=(0,8…0,9)lm12=40mm. Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được Công thức (9.1) ta có: Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2): b. Tại tiết diện 1-3 -Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then. Chọn lt=(0,8…0,9)lm13=25mm. Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được Công thức (9.1) ta có: Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2): 4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục I) theo độ bền mỏi. Với thép 45 có: , và theo bảng 10.7 ta có: , Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng. ta có : và  ; với (trục có một rãnh then) Nên: Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động. ta có : với nên Với các thông số của then, kích thước trục tại các vị trí nguy hiểm. Ta có: Tiết diện Đường kính trục b*h t1 W W0 sa ta 1-1 17 0 0 482,3 964,65 12,2 12,1 1-2 20 6*6 3,5 642,5 1284,9 44,7 9,06 1-3 15 5*5 3 259,34 590,68 0 19,72 Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục. Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục I ta thấy các tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng 2 và tiết diện lắp ổ lăn 1.Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau: Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho ,[s] = 1,5...2,5 ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau: ; Trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng sa, tavà sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên xét . Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, đĩa xích, nối trục theo k6 kết hợp lắp then. Phương pháp gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 …0,63 mm, do đó theo bảng 10.8, hệ số tập chung ứng suất do trạng thái bề mặt: Kx = 1,06 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky=1 Xác định các trị số Ksd và Ktd theo công thức( 10.25) và (10.26) và Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss tính theo công thức(10.20) Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo công thức (10.21) Kết quả tính toán hệ số an toàn S đối với các tiết diện của trục I : Tiết diện Đường kính trục d(mm) Ks/es do Kt/et do Ksdj Ktdj ss st S Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng 1-1 17 0 2,06 0 1,64 2,12 1,7 10 7,4 5,9 1-2 20 1,91 2,06 1,73 1,64, 2,12 1,79 2,76 9,35 2,65 1-3 15 1,85 2,06 1,67 1,64 2,12 1,73 _ 4,4 4,4 Vậy các tiết diện nguy hiểm trên trục I đều đảm bảo an toàn về mỏi vì S> [S] = 1,5…2,5 V. TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN 5.1. Chọn ổ lăn cho trục II Để có kết cấu đơn giản nhất, giá thành thấp nhất. chọn ổ bi đỡ 1 dãy.Chọn kết cấu ổ lăn theo khả năng tải động.Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn : d= 25 mm. Tra phụ lục 2.7/254 với ổ cỡ nhẹ, hẹp ta chọn ổ bi đỡ có kí hiệu 205, có các thông số sau : d = 25mm ; D= 52 mm ; b= 15 mm ; r= 1,5 mm ; C= 11 kN ; C0 =7,09 kN. 5.2.Chọn ổ lăn cho trục I 5.2.1.Chọn loại ổ lăn Phản lực hướng tâm lên các ổ là : Lực dọc trục: Fat = 290,24 N Xét tỷ số : Fat / Fr0 = 290,24/605= 0,48 > 0,3 Fat / Fr1 = 290,24/456= 0,64 > 0,3 Ta có Fat / min(Fr1 , Fr0 ) > 0,3 Để đảm bảo tính đồng bộ của ổ lăn ta chọn ổ bi đỡ chặn. Vì hệ thống các ổ lăn trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường và độ đảo hướng tâm 20 micrô mét, giá thành tương đối 1. 5.2.2.Chọn kích thước ổ lăn Chọn theo khả năng tải động. Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn : d10= d11 = 17 mm. Tra bảng P2.12/264, với loại ổ cỡ nhẹ hẹp, ta chọn được loại ổ bi đỡ chặn có kí hiệu là 36203 có các thông số sau : d= 17 mm ; D= 40 mm ; b= 11 mm ; r= 1mm ; C= 9,43 kN ; C0 =6,24kN. Tính tỉ số : i.Fa / C0 với : +i : số dãy con lăn, i= 1 +C0 =6,24kN + Fa =290,24N i.Fa / C0 = 1.290,24/6240= 0,047 tra bảng 11.4/216 , nội suy ta được e= 0,36 ; góc tiếp xúc = 12 (độ) 5.2.3.Chọn sơ đồ bố trí ổ lăn Bố trí dạng chữ O  5.2.4.Lực dọc trục hướng tâm sinh ra trên các ổ Fs0 =e.Fr0  = 0,36.605= 217,8 N Fs1 =e.Fr1  = 0,36.456= 164,16 N = 164,16 +290,24 = 454,4 (N) > Fs0 nên Fa0 =454,4 N = 217,8 – 290,24 = -72,44 (N) < Fs1 nên Fa1 =164,16 N 5.2.5. Tính tỷ số +Xét Fa0 / V. Fs0 = 454,4/ 1.605= 0,75 > e Suy ra , tra bảng 11.4/216 ta chọn được : X0 = 0,45 Y0 = 1,48 +Xét Fa1 / V. Fr1 = 164,16/1.456= 0,36 = e Suy ra ta có : X1 = Y1 = 0 5.2.6. Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn. Q0 = ( X0.V.Fr0 + Y0.Fa0 ) kt .kd =(0,45.1.605+1,48.454,4.1.1)= =944,762 N Q1 = ( X1.V.Fr1 + Y1.Fa1 ) kt .kd =(1.1.456+ 0)= = 456 N Tải quy ước Q = max(Q0 , Q1 )= 944,762 N 5.2.7. Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động Ta có: Với : m: bậc của đường cong mỏi, m=3 do tiếp xuc điểm ; L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ. Với Lh = 22000 giờ Tuổi thọ của ổ lăn: L = Lh.n1.60.10-6 = 22000. 705. 60. 10-6 = 930,6 (triệu vòng) Q = 944,762 N Cd = 944,762. = 9223,8 N= 9,2238 kN < C = 9,43 kN Thoả mãn điều kiện tải động. 5.2.8.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh Theo CT11.18[1]/219 : Tra bảng 11.6[1]/221, với ổ bi đỡ chăn 1 dãy và =12 X0 = 0,5 ; Y0 =0,47 Theo CT11.19 và CT11.20 ta có: +Với ổ (1-0) ta có : Qt0 = ( X0.Fr0 + Y0.Fa0 )= 0,5.605+ 0,47.454,4= 516 N Qt0 = 0,516 kN < Co = 6,24(kN) +Với ổ (1-1) ta có : Qt1 = ( X0.Fr1 + Y0.Fa1 ) =0,5.456 + 0,47.164,16= 305 N Qt1 = 0,305 kN < Co = 25,0(kN) Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. Như vậy, ổ bi đỡ chặn có kí hiệu là 36203 thoả mãn khả năng tải động và tải tĩnh có các thông số sau : d= 17 mm ; D= 40 mm ; b= 11 mm ; r= 1mm ; C= 9,43 kN ; C0 =6,24kN. PHẦN III: KẾT CẤU VỎ HỘP I.VỎ HỘP 1.1Tính kết cấu của vỏ hộp Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32. Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục. 1.2 Kết cấu nắp hộp Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32. 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 = 0,03.105 + 3 7 mm > 6mm d1 = 0,9. d = 0,9. 7=6,3 mm, chọn d1 =7 mm Gân tăng cứng: Chiều dày, e Chiều cao, h Độ dốc e =(0,8 ¸ 1)d = 5,6 ¸ 7, chọn e = 7 mm h < 5.d = 35 mm, chọn h= 30 mm Khoảng 2o Đường kính: Bulông nền, d1 Bulông cạnh ổ, d2 Bulông ghép bích nắp và thân, d3 Vít ghép nắp ổ, d4 Vít ghép nắp cửa thăm dầu, d5 d1 = 0,04.a+10 = 0,04.105+10 =14,2mm> 12mm ÞChọn d1 =14 mm, chọn bu lông M14 d2 = 0,7.d1 = 0,7. 14 = 9,8 mm ÞChọn d2 =10 mm, chọn bu lông M10 d3 = (0,8¸ 0,9).d2 =8,0…9,0 mm Þchọn d3 =8mm, chọn bu lông M8 d4 = (0,6 ¸ 0,7)d2=(0,6 ¸ 0,7)10 = 6,0-7,0(mm) Chọn d4 = 6mm và chọn vít M6 d5 =( 0,5 ¸ 0,6)d2=( 0,5 ¸ 0,6)10= 5,0-6,0(mm) Chọn d5 = 5mm và chọn vít M5 Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp, S3 Chiều dày bích nắp hộp, S4 Bề rộng bích nắp hộp, K3 S3 =(1,4-1,8)d3 = (1,4-1,8)8= 11,2– 14,4(mm) Chọn S3 = 14mm S4 = ( 0,9 ¸ 1) S3 =( 0,9 ¸ 1)14 = 12,6-14(mm) Chọn S4 = 14mm K3 = K2 – ( 3¸5 ) mm = 36 – 5 = 31mm Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít,D3, D2 Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ Chiều cao h Định theo kích thước nắp ổ E2= 1,6.d2 = 1,6 . 10 = 16mm. K2 =E2 + R2 + (3¸5) mm = 16 + 13 + 5 = 34mm (R2 = 1,3 . d2 = 1,3. 10=13 mm) k ³ 1,2.d2 =12 Þ k = 14 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 =(1,3 ¸ 1,5) d1=(1,3 ¸ 1,5)14 = 18,2-21(mm).Chọn S1 = 20 mm K1 » 3.d1 » 3.14 = 42 mm q = K1 + 2d = 42 + 2.7 = 56 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..1,2).d = (1..1,2)7 = 7...8,4 mm Chọn D = 8mm D1 = (3…5). d = (3…5).7 = 21…35 mm Chọn D1 = 25 [mm] D2 ³ d = 7 mm lấy D2 = 8 mm Số lượng bulông nền Z Z = ( L + B ) / ( 200 ¸ 300) » 600+200/ 200; chọn Z = 4 Sơ bộ chọn L=600, B=200(L,B:chiều dài và rộng của hộp. II.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT KHÁC 2.1.Kết cấu các chi tiết chuyển động Kết cấu bánh răng trụ đối xứng Ta có : Các độ dốc chọn Các bán kính r;R được tính như sau: ;R=4(mm) Với h: là kích thước rãnh thoát dao ;; ;; Bảng :Thông số kết cấu bánh răng Thông số Bánh răng l s C b d 1 35 35 8 9 32 20 23,8 29,4 39,8 20 2 50 42 8 9 32 20 146,8 98,4 162,8 30 2.2 .Kết cấu nắp ổ và cốc lót 2.2.1 Nắp ổ Đường kính nắp ổ được xác định theo công thức : Trong đó D là đường kính lắp ổ lăn Căn cứ vào bảng ta có: Vị trí h Trục I 40 54 70 32 M6 4 8 Trục II 52 65 82 42 M6 4 8 2.2.2 Cốc lót Dùng cho ổ bố trí hình chữ “ O “ 2.3.Cửa thăm Để kiểm tra qua sát các chi tiết máy trong khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Dựa vào bảng ta chọn được kích thước cửa thăm như hình vẽ sau. A (mm) B (mm) (mm) (mm) C (mm) (mm) K (mm) R (mm) Vít (mm) Số lượng 100 75 150 100 125 - 87 12 M8×22 4 2.4.Nút thông hơi Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm. Tra bảng ta có kích thước nút thông hơi A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27×2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 2.5.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 biết chất, do đó cần phải thay dầu mới. Để thay dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu. Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu. Dựa vào bảng ta có kích thước nút tháo dầu d b m f L c q D S M16×1.5 12 8 3 23 2 13,8 26 17 19,6 2.6.Kiểm tra mức dầu Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu có kết cấu kích thước như hình vẽ. 30 F18 F12 F6 6 12 2.7.Chốt định vị. Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chữa đường tâm các trục. Lỗ trụ lắp ở thân hộp & trên nắp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ các chốt định vị khi xiết bulong không làm biến dạng ở vòng ngoài của ổ. 2.8.Ống lót và lắp ổ Ống lót được dùng để đỡ ổ lăn, để thuận tiện khi lắp và điều chỉnh bộ phận ổ đồng thời trái cho ổ khỏi bụi băm, chất bẩn ống lót được làm bằng vật liệu GX15-32 ta chọn kích thước của ống lót như sau. Chiều dày: , ta chọn Chiều dày vai và chiều dày bích Đường kính lỗ lắp ống lót 2.9.Bulông vòng Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trên nắp và thân thường lắp thêm bulong vòng. Kích thước bulong vòng được chọn theo khối lượng hộp giảm tốc. Với a= 105 mm , hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp, tra bảng ta có Q = 40(Kg), ta chọn bulông vòng M8. Ren d M8 36 20 8 20 13 18 6 5 Q(Kg) 18 2 10 1,2 2,5 1 4 4 40 III.BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc Do bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều có nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu. Với vận tốc vòng của bánh răng nghiêng v = 1,6 m/s < 12 m/s tra bảng ta được độ nhớt của dầu 186/16 ứng với 100oC Tra bảng ta chọn được loại dầu là: AK-15 có độ nhớt là 20 Centistic. 3.2.Bôi trơn ngoài hộp Với bộ truyền ngoài hộp khi làm việc sẽ dính bụi bặm do hộp không được che kín nên ta dùng phương pháp bôi trơn định kì bằng mỡ. Bảng thống kê dành cho bôi trơn Tên dầu hoặc mỡ Thiết bị cần bôi trơn Lượng dầu hoặc mỡ Thời giant hay dầu hoặc mỡ Dầu ôtô máy kéo AK-15 Bộ truyền trong 0,6 lít/KW 5 tháng Mỡ T Tất cả các ổ và bộ truyền ngoài 2/3 chỗ hổng bộ phận 1 năm 3.3.Điều chỉnh sự ăn khớp Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then với bánh lớn và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ.Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn. IV. BẢNG THỐNG KÊ CÁC KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI Tại các tiết diện lắp bánh răng không yêu cầu tháo lắp thường xuyên ta chọn kiểu lắp H7/k6, tiết diện lắp trục với ổ lăn, khớp nối, đĩa xích được chọn trong bảng sau : Trục Vị trí lắp Kiểu lắp ES es EI ei I Trục-vòng trong ổ bi ∅17k6 +12 +1 Vỏ-lắp ổ ∅40H7 +25 0 Trục-bánh răng Trục-bạc ∅15 +160 +12 +50 +1 II Trục-bánh răng 2 ∅30 +21 +15 0 +2 Trục-vòng trong ổ bi ∅25k6 +15 +2 Vỏ-vòng ngoài ổ bi ∅52H7 +30 0 Trục-bạc ∅25 +195 +15 +65 +2 Trục- bạc ∅22 +195 +15 +65 +2 MỤC LỤC Trang Mở đầu Phần 1 : Tính toán động học I.Chọn động cơ 1.1. Xác định công suất đặt trên trục động cơ 1.2.Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện 1.3.Chọn động cơ II.Phân phối tỷ số truyền 2.1.Xác dịnh tỷ số truyền chung cho cả hệ thống 2.2.Phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc III.Xác định các thông số trên các trục 3.1.Số vòng quay 3.2.Công suất trên các trục 3.3.Tính mômen xoắn trên các trục 3.4.Bảng thông số động học Phần 2 :Tính toán thiết kế chi tiết máy I.Tính bộ truền xích 1.1. Chọn loại xích 1.2. Chọn số răng đĩa xích 1.3. Xác định bước xích p 1.4.Xác định khoảng cách trục và số mắt xích 1.5. Tính kiểm nghiệm về độ bền xích 1.6. Xác định thông số của đĩa xích 1.7. Xác định lực tác dụng lên trục 1.8. Các thông số của bộ truyền xích II.Tính toán thiết kế bộ truyền bánh trụ răng nghiêng 2.1. Chọn vật liệu bánh răng 2.2. Xác định ứng suất cho phép 2.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép, và ứng suất uốn cho phép 2.2.2Ứng súat uốn cho phép khi quá tải 2.3.Xác định sơ bộ khoảng cách trục 2.4.Xác định các thông số ăn khớp 2.4.1Xác định mô đun pháp m 2.4.2.Xác định số răng 2.4.3.Xác dịnh góc nghiêng của răng 2.5.XÁc định các hệ số và một số thông số động học 2.6.Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng 2.6.1. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 2.6.2.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 2.6.3. Kiểm nghiệm về quá tải 2.7.Các thong số hình học của cặp bánh răng 2.8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng nghiêng III.Chọn khớp nối 3.1.Mô men xoắn cần truyền 3.2.Chọn vật liệu 3.3.Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng cao su 3.4.Kiểm nghiệm sức bền uốn của chốt 3.5.Lực tác dụng lên trục IV.Tính trục 4.1.Tính sơ bộ đường kính trục 4.2.Xác định lực tác dụng lên trục và bánh răng 4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 4.3.1. Với trục I 4.3.2.Với trục II 4.5.Tính thiết kế trục 4.5.1.Tính sơ bộ trục II 4.5.2.Tính chi tiết trục I 4.6.Kiểm nghiệm trục I theo độ bền mỏi V.Tính chọn và kiểm nghiệm ổ lăn 5.1.Chọn ổ lăn cho trục II 5.2.Chọn ổ lăn cho trục I 5.2.1.Chọn loại ổ lăn 5.2.2.Chọn kích thước ổ lăn 5.2.3.Chọn sơ đồ bố trí ổ lăn 5.2.4.Lực dọc trục hướng tâm sinh ra trên các ổ 5.2.5.Tính tỷ số 5.2.6.Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn 5.2.7.Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động 5.2.8.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh Phần 3 : Kết cấu vỏ hộp I.Vỏ hộp 1.1.Tính kết cấu của vỏ họp 1.2.Kết cấu nắp hộp II.Tính toán thíêt kế các chi tiết khác 2.1.Kết cấu các chi tiết chuyển động 2.2.Kết cấu ổ và ống lót 2.3.Cửa thăm 2.4.Nút thông hơi 2.5.Nút tháo dầu 2.6.Kiểm tra mức dầu 2.7.Chốt định vị 2.8.Ống lót và nắp ổ 2.9.Bu lông vòng III.Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc 3.2.Bôi trơn ngoài hộp 3.3.Điều chỉnh sự ăn khớp IV.Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai TÀI LIỆU THAM KHẢO 1-Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1[TK1], tập 2[TK2] – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển Nhà xuất bản giáo dục – 1999 2-Chi tiết máy, tập 1, tập 2[3] – Nguyễn Trọng Hiệp, nhà xuất bản giáo dục 3-Hướng dẫn làm bài tập dung sai – Ninh Đức Tốn – Nguyễn Trọng Hùng Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội, năm 2000 4-Bài tập kĩ thuật đo Ninh Đức Tốn, Nguyễn Trọng Hùng, Nguyễn Thị Cẩm Tú Nhà xuất bản giáo dục