Đồ án Tính động học hệ dẫn động

LỜI NÓI ĐẦU Thiết kế đồ án Chi tiết máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí,môn học này không những giúp cho sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn với kiến thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng cho các môn học chuyên ngành sẽ được học sau này. Đề tài của sinh viên được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ và bộ truyền đai thang. Hệ thống được đẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai thang, hộp giảm tốc và khớp nối truyền chuyển động tới băng tải. Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy sinh viên đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau. -Tập 1 và 2 Chi tiết máy của GS.TS- NGUYỄN TRỌNG HIỆP. -Tập 1 và 2 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí của PGS.TS.TRỊNH CHẤT- TS. LÊ VĂN UYỂN. -Dung sai và lắp ghép của GS.TS NINH ĐỨC TỐN. Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi tiết máy cùng với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo tài liệu và bài giảng của các môn học có liên quan song bài làm của sinh viên không thể tránh được những thiếu sót. Sinh viên kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các Thầy cô bộ môn giúp cho sinh viên ngày càng tiến bộ. Cuối cùng sinh viên xin chân thành cảm ơn các Thầy cô bộ môn, đặc biệt là Thầy NGUYỄN ANH TÚ đã trực tiếp hướng dẫn,chỉ bảo một cách tận tình giúp sinh viên hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao. Hà Nội năm 2008 Sinh viên : Kiều Văn Quyến PHẦN I : TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG I.CHỌN ĐỘNG CƠ 1. Xác định công suất cần thiết của động cơ. Công suất yêu cầu dặt lên trục động cơ xác định theo công thức (2.8)[1]. Pyc Trong đó : +,Công suất công tác Pct: Theo công thức (2.11)[1] kw (trong đó F=8000 N Lực kéo băng tải V=0.3 m/s vận tốc băng tải ) +,Hiệu suất hệ dẫn động η : Theo công thức (2.9)[1] : Trong đó η1,η2,η3… là hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ trong hệ thống dẫn động. Theo sơ đồ đề bài thì : : hiệu suất của khớp. :hiệu suất một cặp bánh răng. :hiệu suất bộ truyền đai. :hiệu suất một cặp ổ lăn. Tra bảng (2.3)[1], ta được các hiệu suất : vậy +,Hệ số xét đến sự thay đổi tải không đều β : Theo công thức (2.14)[1] thì hệ số β được xác định ; (Tmm được bỏ qua vì thời gian mở máy quá nhỏ so với một chu kỳ ) Công suất yêu cầu đặt lên trục động cơ là : 2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ điện. - Số vòng quay trên trục công tác nlv : Theo công thức (2.16)[1] ta có. (trong đó v=0,3 m/s vận tốc băng tải, D=350 mm đường kính tang ) - Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động (sơ bộ) ut : Theo công thức (2.15)[1] ta có : Trong đó un là tỉ số truyền sơ bộ của đai thang uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc . Theo bảng 2.4[1] . +, Truyền động bánh răng trụ , HGT bánh răng trụ 2 cấp uh=(8…40) +, Truyển động đai thang un= uđ=(3…5) chọn uh= 20 un=ud =4 - Số vòng quay trên trục động cơ nsb Theo công thức (2.18)[1] ,ta có Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ nsb=1500 v/ph. 3, Chọn động cơ. Động cơ phải thỏa mãn điều kiện sau:  Ta có Pyc =2,1 kw nsb= 1309,6 v/ph +, Chọn động cơ. - Để thuận tiện cho việc tìm kiếm, bảo dưỡng, sửa chữa và giá thành sản phẩm không cao ta chọn động cơ điện loại DK. Tra bảng P1.2[1] ta chọn được loại động cơ DK42-4 có các thông số sau : Pdc= 2,8 kw nđb =1420 v/ph Khối lượng 47 kg -Đường kính trục động cơ :ddc= 25 mm (tra bảng 1.6[1] ) II, PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN -Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động được xác định theo công thức (3.23)[1] - Theo công thức (3.24)[1] ta có Ta chọn ud= 3,15 Ta chọn tỷ số truyền bộ truyền cấp nhanh u1= 7 tỉ số truyền bộ truyền cấp chậm là : III, XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC 1. Công suất tác dụng lên các trục. +, trên trục công tác, Pct= 2,4 kw (đã tính ) +, Trục III : +, Trục II ; +, Trục I : +, Trục động cơ : 2. Số vòng quay trên các trục. +, Tốc độ quay của động cơ ndc=1420 v/ph +, Tốc độ quay của trục I : +,Tốc độ quay của trục II : +, Tốc độ quay của Trục III: +, Tốc độ quay của trục công tác : nct= n3=16,38 v/ph 3,Mômen xoắn trên các trục. +, Trục I : +, Trục II : +, Trục III : +, Trục động cơ : +, Trục công tác : IV. BẢNG KẾT QUẢ TÍNH TOÁN. Trục Thông số Động cơ I II III Công tác Tỉ số truyền u ud=3,15 7 3,93 Khớp Số vòng quay n (v/ph) 1420 450,79 64,39 16,38 16,38 Công suất P (kw) 2,79 2,62 2,52 2,42 2,4 Momen xoắn T (N.mm) 18764 55504 T2’=186877 1410928 1399267 Trong đó : T’2= T2/2=373754:2 = 186877 N.mm. Phần II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY I, TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI 1. Chọn đai. - Chọn tiết diện đai Theo hình 4.1[1]. Với Pdc=2,79 kw ndc= 1420 v/ph chọn tiết diện đai A với các thông số sau : Kí hiệu Kích thước tiết diện (mm) Diện tích tiết diện A (mm2) Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm) Chiều dài giới hạn l (mm) bt b H h Yy0 A 11 13 8 2,8 81 100÷200 560÷4000 -Chọn đường kính đai nhỏ Chọn d1 =180 (mm) theo bảng 4.21[1]. Kiểm tra vận tốc đai -Chọn đường kính đai lớn Theo công thức (4.2)[1] ta có Trong đó u= uđ =3,15 ε = 0,02 Theo bảng 4.21[1] chọn đường kính tiêu chuẩn : d2=560 mm Vậy tỷ số truyền thực tế : ut = = = 3,17 sai lệch tỷ số truyền : < 4 % thỏa mãn điều kiện *Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai. Theo bảng 4.14[1] chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u và đường kính đai d2 . (ut=3,17 ) Kiểm tra điều kiện a. Thỏa mãn điều kiện Từ khoảng cách trục a đã chọn theo công thức (4.4)[1] ta có : l = 2.a + 0,5.п.(d1 + d2 ) + Theo bảng 4.13[1] , chọn chiều dài đai tiêu chuẩn : l = 2500 (mm) Theo công thức (4.15)[1] ta kiểm nghiệm đai về tuổi thọ. 2, Xác định các thông số của bộ truyền đai. - Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2500 mm theo công thức (4.6)[1] ta có a = với = l - = 2500 - = 1337,61 Δ = = =190 Do đó * Góc ôm trên bánh đai nhỏ. Theo công thức (4.7)[1] ta có thỏa mãn điều kiện 3.Xác định số đai z: -Số đai z được tính theo công thức 4.16[1] : z = Theo bảng 4.7 (tttk) với đặc tính làm việc êm và số ca làm việc là 2 chọn Kđ = 1,2( hệ dẫn động cơ nhóm II ) : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm Theo [1] trang 61 ta tính được: với Với = = 1,47 theo bảng 4.16 [1] suy ra C1=1,08 +, Cu : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền Theo bảng 4.17[1] và u = 3,17 > 3 nên = 1,14 +, [P0] : công suất cho phép (kw). Tra bảng 4.19[1] → [P0] =3,1 kw Với v= 13,38 m/s và d1=180 (mm) +Cz : hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai Theo bảng 4.18[1] Cz ≈ 1 khi Pdc/[P0] = 0,9 Do đó Vậy chọn z = 1 * Chiều rộng đai : Theo công thức 4.17[1] và bảng 4.21[1]: Ta có : B = (z – 1).t +2.e = (1 -1).15 + 2.10 = 20 (mm) * Đường kính ngoài của bánh đai da = d1 + 2.ho = 180 + 2.3,3 = 186,6 (mm) 4, Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục. -Lực căng bánh đai. Theo công thức (4.16)[1]. Fo = + Fv Trong đó : Fv = qm.v2 (lực căng do lực li tâm gây ra ) với qm = 0,105 ( theo bảng 4.22[1]. ) Fv = 0.105.13,382 = 18,79 (N) Vậy lực tác dụng lên trục : Theo công thức 4.21(tttk) : Fr = 2.Fo.z.sin() = 2.231,1.1.sin() = 442,23(N) 5, Bảng kết quả tính toán. Thông số Giá trị Đường kính bánh đai nhỏ d1(mm) 180 Đường kính bánh đai lớn d2(mm) 560 Chiều rộng bánh đai B(mm) 20 Chiều dài đai l (mm) 2500 Số đai z 1 Khoảng cách trục a (mm) 640,63 Lực tác dụng lên trục Fr (N) 442,23 II,THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CỦA HỘP GIẢM TỐC. A, Thiết kế bộ truyền cấp nhanh (Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng) +,Các thông số đầu vào. P1=2.62 kw n1=450,79 v/ph u1=7 T1=55504 N.mm 1, chọn vật liệu Theo bảng 6.1[1] chọn vật liệu cho cả 2 bánh là thép 45 ôi cải thiện Bánh nhỏ có độ rắn HB 241…285 có giới hạn bền σb1=850 Mpa và giới hạn chảy σch1=580 Mpa Bánh lớn có độ rắn HB 192…240 có giới hạn bền σb1=750 Mpa và giới hạn chảy σch1=450 Mpa 2,Xác định ứng suất cho phép. a, Ứng suất tiếp xúc cho phép. (*) Dựa vào bảng 6.2[1] với thép tôi cải thiện ta có : σ0Hlim=2HB +70 Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kì cơ sở. SH=1,1 hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc Chọn độ rắn :Bánh nhỏ 250 HB Bánh lớn 240 HB → σ0Hlim1=2.250+70 =570 Mpa σ0Hlim2= 2.240 +70 =550 Mpa +, KHL là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức (6.3)[1]. Với mH : là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc, do HB<350 → mH =6 +, NHO số chu kì thay đổi ứng xuất cơ sở khi thử về tiếp xúc Theo công thức (6.5)[1] ta có: NHO1=30HB12,4 =30.2502,4=17,1.106 NHO2=30HB22,4 =30.2402,4=15,5.106 +, NHE số chu kì thay đổi ứng xuất tương đương. Theo công thức (6.7)[1] ta có Thay vào(*) ta được (vì bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên [σH]=min{[σH]1,[σH]2}) b, Ứng suất uốn cho phép. Do trục quay 1 chiều nên KFC=1 Dựa vào bảng (6.2)[1] với thép 45 tôi cải thiện σ0Flim=1,8HB SF=1,75 → σ0Flim1=1,8.HB1=1,8.250=450 (Mpa) σ0Flim2=1,8.HB2=1,8.240=432 (Mpa) - KFL là hệ số tuổi thọ. theo công thức (6.4)[1] ta có. +,mF là bậc của đường cong mỏi mF=6 +, NFO :Số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn với thép NFO=4.106 Từ công thức (6.8)[1] ta có, Vậy : ; Þ [sF]1 = (Mpa) ; [sF]2 = ; c, Ứng suất quá tải cho phép. [σH]max=2,8.σch [σH]max=2,8.450=1260 Mpa [σF]max=0,8.σch [σF]max1=0,8.580=464 Mpa [σH]max2=0,8.450=360 Mpa 3, Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng. a, Khoảng cách sơ bộ trục. Theo công thức (6.15)[1] Theo bảng 6.6[1] ta chọn ψba=0,3 Theo bảng 6.5[1] ta chọn ka=49,5 (răng thẳng ) kHβ. Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Tra bảng 6.7[1]kHβ= 1.064 Với T1=55504 N.mm u1=7 ta có Ta chọn b, Xác định các thông số ăn khớp . -chọn modun pháp theo công thức (6.17)[1] - Chọn modun theo bảng 6.8[1] mn=2,5 -Số răng bánh nhỏ 1: Theo công thức (6.19)[1] ta có Theo công thức (6.21)[1] tính lại khoảng cách trục. *,Xác định hệ số dịch chỉnh. -Tính hệ số dịch tâm y. Hệ số dịch chỉnh của cả 2 bánh là x1=x2=0 *Góc ăn khớp. Theo công thức (6.27)[1] ta có Trong đó zt=z1+z2 Vậy ; 4, Tính kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng trụ -răng thẳng. a, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Trong đó : +, Zm –Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5[1] ta có Zm=274 (Mpa)1/3 +, ZH – Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Vì bánh răng trụ răng thẳng nên ta có βb +,Zε - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Theo công thức (6.38b)[1] ta có +, dω1 đường kính vòng lăn bánh nhỏ. +, bω chiều rộng vành răng bω1=ψba.aω1=0,3.190=57 (mm) +, kH –Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Với kHB=1,064 Vận tốc vành răng là Theo bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác 9 theo bảng (6.14),(6.15)[1] ta chọn được kHB=1,13 ,δH=0,004 , g0=73 Theo công thức (6.41)[1] ta có Ta tính được Theo công thức (6.1)[1] với v=1,12 m/s < 5 m/s thì Zv=1 với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt đọ nhám Ra=2,5…1,25 μm do đó ZR=0.95 với da <700 mm. KXH=1, do đó theo (6.1)và (6.1a)[1] ta có Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện về độ bền tiếp xúc. b, Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Ta có ψbd=1,272 tra bảng 6.7[1] ta có kFB=1,158 Với vận tốc v=1,12 m/s với cấp chính xác 9 tra bảng 6.14[1] ta có kFα=1,37 Tr bảng 6.15 và 6.16[1] ta có δF= 0,011 (bánh rẳng thẳng, có vát đầu răng)và g0=73 -Hệ xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn. - Hệ số tải trọng khi tính về uốn Với Z1=19 , Z2=133 hệ số dịch chỉnh x1=x2=0 theo bảng 6.18[1] ta có YF1=4,14 YF2=3,6 -Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng với bánh răng thẳng ta có Yβ=1 Vậy (Mpa) Tính chính xác ứng suất uốn cho phép YR :hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YR=1 YxF : Hệ số xét đến kích thước bánh răng YxF1=1 YS hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu (Trang 92[1] ) Do đó Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện độ bền uốn. c,Kiểm nghiệm độ bền quá tải. Ta cã Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện quá tải. 5, Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng cấp nhanh. -Kho¶ng c¸ch trôc: -M«®un ph¸p : m=2,5 (mm) -ChiÒu réng vµnh r¨ng -TØ sè truyÒn: u1=7 -Sè r¨ng: z1=19 ; z2=133 -HÖ sè dÞch chØnh : x1= x2=0 Theo b¶ng 6.11/104 [I] ta cã: + §­êng kÝnh vßng chia: d1=mz1=2,5.19=47,5(mm); d2=mz2=2,5.133=332,5(mm) + §­êng kÝnh ®Ønh r¨ng: + §­êng kÝnh ch©n r¨ng: 6. TÝnh c¸c lùc t¸c dông B, Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm, (bánh răng trụ -răng nghiêng) +, Các thông số đầu vào P2=2.52 kw n2= 64,39 v/ph u2=3,93 T2=373754 N.mm Vì hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm nên. P’2=2.62 kw T’2=186877 N.mm 1, Chọn vật liệu. Để đảm bảo tính thống nhất hóa ta chọn vật liệu cho bánh răng cấp chậm như bánh răng cấp nhanh, thép 45 tôi cải thiện. 2, Xác định ứng xuất cho phép. Vì chọn vật liệu như bộ truyền cấp nhanh nên KHL= và KFL= Với mH = 6; mF = 6; NHO1 = 17,1.106; NFO1 = NFO2 = 4.106; NHO2 = 15,5.106; NFE1 = 177,4.106; NHE1 = 187,33.106; NFE2 = 46,68.106; NHE2 = 49,3.106; Þ NHE1> NHO1 ; NHE2> NHO1 Þ KHL1 = KHL2 = 1; NFE1> NFO1 ; NFE2> NFO1 Þ KFL1 = KFL2 = 1; Vậy Vµ Vì bánh răng trụ răng nghiêng Þ Và [sH]max = 2,8.450=1260 Mpa [sF]max1 = 0,8.580 = 464 Mpa ; [sF]max2 = 0,8.450 = 360 Mpa 3, Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. a, khoảng cách sơ bộ trục. (công thức 6.15[1]) Víi: T2: Momen xoắn trên trục chủ động , N.mm ; T’2 = 186877 N.mm Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và cặp bánh răng ; K a= 43 (vật liệu thép-thép, bánh răng nghiêng). Yba = bw/aw là hệ số chiều rộng vành răng theo bảng 6.6[1] do bộ truyền bánh răng đặt không đối xứng so với các ổ trục nên chọn Yba = 0,2 ; ybd = 0,53.yba.(u2+1) = 0,53.0,2.(3,93 +1 ) = 0,52 (công thức 6.16[1]) Tra bảng (6.7)[1], ta có: KHb = 1,062 = 43.(3,93+1). Lấy b, Xác định các thông số ăn khớp. +, Để đảm bảo tính thống nhất hóa trong thiết kế ta chọn modun cấp chậm bằng cấp nhanh mn = m = 2,5 mm +, chọn sơ bộ = 20o Þ Theo công thức 6.31[1] số răng bánh nhỏ là : z1 = Þ chọn z1 = 35 răng Þ Số răng bánh lớn là: z2 = u.z1 = 3,93.35 = 137.55 Þ chọn z2 = 138 răng +, Tính chính xác tỉ số truyền um = z2/z1 = 138/35 = 3,94; +, Tính chính xác theo 6.32[1] Cos = Þ = 16,26 = 16o15’36”; +, Chiều rộng bánh răng : bw = yba .aw = 0,2.225 = 45 (mm) ; 4. Tính kiểm nghiệm độ truyền bánh răng trụ răng nghiêng a, KiÓm nghiÖm r¨ng vÒ ®é bÒn tiÕp xóc Theo c«ng thøc (6.33)[1] : sH = ZM ZH Ze Trong ®ã : ZM : HÖ sè xÐt ®Õn ¶nh h­ëng c¬ tÝnh vËt liÖu, víi cÆp vËt liÖu b¸nh r¨ng thÐp - thÐp ZM =274 Mp1/3 ZH : HÖ sè kÓ ®Õn h×nh d¹ng bÒ mÆt tiÕp xóc; ZH = Trong ®ã: +, tgb = cost.tg +, Răng nghiêng không dịch chỉnh Þ = t = arctg=arctg Þ tgb = cos51,3o.tg16,26o = 0,18 Þ b =10,33 o ; Þ ZH = Ze : HÖ sè kÓ ®Õn sù trïng khíp cña r¨ng; = Þ Ze = Víi: ea = [1,88 - 3,2(1/z1 + 1/z2)].cosb ea = 1,88 - 3,2(1/35 + 1/138)cos16,26o = 1.77 KH : HÖ sè t¶i träng khi tÝnh vÒ tiÕp xóc; KH = KHb. KHVKHa ; KHb : hÖ sè t¶i träng khi tÝnh vÒ tiÕp xóc; (b¶ng 6.7[1]) KHb = 1,116; KHV : hÖ sè t¶i träng ®éng trong vïng ¨n khíp víi : dW2 = mm m/s v× v < 4 m/s tra b¶ng 6.13[1] chän cÊp chÝnh x¸c 9 KHa : hÖ sè kÓ ®Õn sù ph©n bè kh«ng ®Òu t¶i träng cho c¸c ®«i r¨ng ®ång thêi ¨n khíp; KHα = 1,13; m/s (tra b¶ng 6.15 r¨ng nghiªng ®­îc :dH =0,002 ) (tra b¶ng 6.16 cÊp chÝnh x¸c lµ cÊp 9 ®­îc :go =73 ) Þ Þ KH =1,062.1,13.1,003 = 1,204 bw : ChiÒu réng vµnh r¨ng; bω = 45 mm dw2 : §­êng kÝnh vßng chia cña b¸nh chñ ®éng; dw2 = 91,28 mm T2 = 186877 N.mm sH = 274. 1,43. 0,75. +, TÝnh chÝnh x¸c øng suÊt cho phÐp hay Do: v < 5 m/s nªn : Zv = 1; Ra = 2,5...1,25 mm nªn : ZR = 0,95 da < 700 mm nªn : KXH = 1 [sH] = 509,1. 0,95. 1. 1 = 483,65 MPa ; Ta cã: [sH] sH VËy cÆp b¸nh r¨ng trô tháa m·n bÒn tiÕp xóc ; b, KiÓm nghiÖm r¨ng vÒ ®é bÒn uèn Theo c«ng thøc ( 6.33) : ; trong ®ã : +, T’2 = 186877 N.mm : m«mem xo¾n trªn trôc chñ ®éng ; +, m = 2,5 mm : m«®un ph¸p ; +, b = 45 mm : chiÒu réng vµnh r¨ng ; +,dw2 = 91,28 mm : ®­êng kÝnh vßng l¨n cña b¸nh chñ ®éng ; +,Yb : hÖ sè kÓ ®Õn ®é nghiªng cña r¨ng ; Yb = 1 - /140 = 1- 16,26/140 = 0,88 +,víi ea =1,77 ® Ye =1/ea = 1/1,77 = 0,565 +,YF : hÖ sè d¹ng r¨ng, tra b¶ng (6.18)[1] ta cã : YF1 =3,7 ; YF2=3,60 (víi x1 = x2 = 0 vµ zV1 = 39.67, zv2 =155.97); +, KF : hÖ sè t¶i träng khi tÝnh vÒ uèn : KF = KFb .KFa .KFv ; KFb : hÖ sè kÓ ®Õn sù ph©n bè kh«ng ®Òu t¶i träng trªn chiÒu réng vµnh r¨ng KFb =1,234 (Bảng 6.7[1]) KFa: hÖ sè kÓ ®Õn sù ph©n bè kh«ng ®Òu cña t¶i träng cho c¸c ®«i r¨ng ®ång thêi ¨n khíp, tra b¶ng (6.14)[1] , ta ®­îc: KFa = 1,37 ( víi v = 0,31 m/s) KFV: hÖ sè t¶i träng ®éng suÊt hiÖn trong vïng ¨n khíp : KFn =1+nF.bw.dm1/(2.T1.KFbKFa ) Theo 6.64 : Trong ®ã : dF = 0,006 b¶ng (6.15) g0= 73 b¶ng (6.16) Þ Do ®ã : KFv = 1 + 1,03.67,5.91,28/(2. 186877. 1,234. 1,37) =1,01 ; KF = 1,234.1,37.1,01 = 1,71; Þ <[sF1] ; sF2 = sF1 .YF2/YF1 = 114.5.3,60/ 3,7 = 111.4 (MPa) <[sF2] ; Nh­ vËy: ®iÒu kiÖn bÒn uèn ®­îc ®¶m b¶o . c, KiÓm nghiÖm r¨ng vÒ qu¸ t¶i Theo (6.48) ,víi hÖ sè qu¸ t¶i : Kqt = 1,4 : Theo (6.49) : sF1max = sF1.Kqt = 114,5.1,4 = 160,3 (MPa) < [sF1] max sF2max = sF2.Kqt = 111,4.1,4 = 155.9 (MPa) < [sF2] max Þ Tho¶ m·n ®iÒu kiÖn vÒ qu¸ t¶i ; 5, C¸c th«ng sè vµ kÝch th­íc bé truyÒn b¸nh r¨ng trô Kho¶ng c¸ch c¸c trôc aw2 = 225 mm M« ®un ph¸p m = 2,5 mm ChiÒu réng vµnh r¨ng b2 = 45 mm Tû sè truyÒn u2 = 3,94 Gãc nghiªng cña r¨ng b = 16o15’36”; Gãc ¨n khíp a = 20o Sè r¨ng b¸nh r¨ng Z1 =35 r¨ng ; Z2 = 138 r¨ng HÖ sè dÞch chØnh chiÒu cao x1 = 0 ; x2 = - 0 §­êng kÝnh vßng chia d1 = 91mm ; d2 = 359 mm §­êng kÝnh ®Ønh r¨ng da1 = 93mm ; da2 = 361 mm §­êng kÝnh ®¸y r¨ng df1 = 88.5 mm ; df2 = 356,5 mm 6, TÝnh lùc ¨n khíp : khi ¨n khíp lùc ¨n khíp ®­îc chia lµm 3 thµnh phÇn : Ft3 = Ft4 =2.T2 /dw2 =2.186877/91,28 = 4095 (N) Fr3 = Fr4 = Ft3. tga/cosb = 4095. tg20o/cos34,69= 1813 (N) Fa3 = Fa4 = Ft3.tgb = 4095.tg34,690= 2834 (N) C, Bảng thông số của bộ truyền bánh răng cấp nhanh cấp chậm Khoảng cách trục aw (mm) 190 225 Môđun pháp um 2,5 2,5 Chiều rộng vành răng bw (mm) 57 45 Tỷ số truyền ut 7 3,94 Góc nghiêng của răng β 0 16o15’36”; Hệ số dịch chỉnh x1 0 0 x2 0 0 Số răng bánh răng z1 19 35 z2 133 138 Đường kính chia d1 (mm) 47,5 91 d2 (mm) 332,5 359 Đường kính đáy răng df1 (mm) 45 88,5 df2 (mm) 330 356,5 Đường kính đỉnh răng da1 (mm) 49,5 93 da2 (mm) 334,5 361 III,THIẾT KẾ TRỤC. 1,Chọn vật liệu. Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tôi thường hóa có giới hạn bền σb=600 và giới hạn chảy σch=340 2, Xác định tải trọng tác dụng lên trục. Lực tác dụng lên hệ dẫn động. -Trên bánh đai Fr=442,23 (N) -Trên cặp bánh răng trụ. +,Cặp bánh răng trụ- răng thẳng. Ft1=Ft2=2337 (N) Fr1=Ft2=850,6 (N) +,Cặp bánh răng trụ răng nghiêng. Ft3=Ft4=Ft5=Ft6= 4095 (N) Fr3=Fr4=Fr5=Fr6= 1813 (N) Fa3=Fa4=Fa5=Fa6=2834 (N) 3,Tính thiết kế trục a, Xác định sơ bộ đường kính trục Theo công thức 10.9(tttk) đường kính trục thứ k với k = 1…3 dk = ứng suất cho phép [] = 15…30 MPa lấy giá trị nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc , trị số lớn đối với trục ra (ở đây trục vào là trục I và trục ra là trục III ) chọn [] = 20 d1 = = chọn [] = 25 d2 = = chọn [] = 27 d3 = = Vậy ta chọn sơ bộ đường kính trục như sau : d1 = 25 (mm) ; d2 = 35 (mm) ; d3 = 65(mm) Từ đường kính d và bảng 10.2[1] ta xác định được chiều rộng ổ lăn lần lượt như sau. b01=17 (mm) b02=21(mm) b03=33(mm) b, Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Kho¶ng c¸ch mÆt c¹nh cña chi tiÕt quay ®Õn thµnh trong hép: k1 = 8 mm Kho¶ng c¸ch mÆt c¹nh æ ®Õn thµnh trong cña hép : k2 = 8 mm Kho¶ng c¸ch tõ mÆt c¹nh chi tiÕt quay ®Õn l¾p æ : k3 = 10 mm ChiÒu cao l¾p æ vµ ®Çu bu l«ng : hn = 15 mm - Chiều dài mayơ và bánh răng trụ (trên trục I) lm12=lm13=(1,2..1,5).d1=(30 ÷ 37,5) mm Ta chọn lm12=30 mm và lm13=35 mm -Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng (trên trục II) lm22=lm23=lm24=(1,2 ÷ 1,5)d2=( 42 ÷ 52,5) mm Chọn lm22=45 mm, lm23=50 mm và lm24= 45 mm -Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng (trên trục III) lm32=lm33=lm34=(1,2 ÷ 1,5)d3=( 78 ÷ 97,5) mm Chọn lm32=lm34=90 mm, lm33=80 mm *Chiều dài các đoạn trục. -Trục II. l22=0,5(lm22 + b02) +k1 +k2= 0,5.(45 +21) +8+8 =49 mm chọn l22=55 mm l23= l22 +0,5.(lm22 +lm23) +k1=55 +0,5.(45 +50) +8 =10,5 mm chọn l23=115 mm l24=2l23 –l22= 2.115 -55=175 mm l21=2l23= 2.104,5 =230 mm -Trục III. l33=-lc33=0,5(lm33 + b03) +k3 +hn= 0,5.(80 +33) + 10 +15=81,5 mm chọn l33=85 mm l32=l22=55 mm l34=l24=175 mm l31=l34 + l32 =230 mm -Trục I. l12=lc12=0,5.(lm12 +b01) +k3 +hn=0,5,(30 +17) +10 +15 =48,5 mm chọn l12=50 mm l13=l23=115 mm l11=2l13=230 mm 4.Tính toán thiết kế trục I. a,Các lực tác dụng lên trục. Fyđ=Fđ.cos450=442,23.1/√2=312,7 N Fxđ= Fđ.sin450=442,23.1/√2=312,7 N Ft1=2337 N Fr1=850,6 N b, Vẽ biểu đồ mômen *xét trên mặt phẳng z0y có *Xét trên mặt phẳng x0z có Các mômen tác dụng lên trục. Mx12=0 My12=0 Mx10=15635 Nmm My10=15635 Nmm Mx13=56725 Nmm My13=126560 Nmm c,Tính chính xác trục. theo công thức (10.15),(10.16),(10.17)[1] ta tính được momen uốn tổng cộng, momen tương đương , đường kính tại các tiết diện trên trục là. - Tại chỗ lắp bánh đai (tiết diện 12). M12=0 (vì dsb1=25 mm theo bảng 10.5[1] ta có [τ] =63 Mpa) - Tại chỗ lắp ổ lăn. - Tại chỗ lắp bánh răng. (tiết diện 13). Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau. +,Đường kính chỗ lắp bánh răng là :d13=30 mm, vì đường kính đáy răng trụ lắp lên trục I : df1=45 mm nên phải thiết kế bánh rang liền trục +, Để thuận tiện cho việc tháo lắp ta chọn đường kính chỗ lắp ổ lăn dol=25 mm. +,Đường kính chỗ lắp bánh đai dđ=20 mm Chọn then có tiết diện bđ=6 mm, hđ=6 mm,chiều sâu rãnh then trên trục t1đ=3,5 mm, trên lỗ t2đ=2,8 mm. d, Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện. Trong đó : [S]-Hệ số an toàn cho phép [s] =1,5…2,5 Khi cần tăng cứng thì [s] =2,5…3. (không cần kiểm tra độ bền  cứng của trục ). sσ,sτ -Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức (10.20),(10.21)[1]. Trong đó :σ-1,τ-1 –giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng, vật liệu thép 45 có σb=600 Mpa →σ-1=0,436.σb=0,436.600=261,6 Mpa →τ-1=0,58.σ-1= 0,58.261,6= 151.73 Mpa. Theo bảng 10.7[1] ta có ψσ=0,05 ψτ=0 Vì các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng ,do đó σm=0 σa=σmax=Mj/W Tại tiết diện 13 (chỗ lắp bánh răng ). Có M13=138690 Nmm. Tại chỗ lắp bánh đai(tiết diện 12). Có M12=0 → σa12=0 Mpa Vì trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động : Ta có T=55504 Nmm Kσd và Kτd -Hệ số xác theo công thức (10.25),(10.26)[1]. Các trục được ra công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra=2,5…0,63 μm, do đó theo bảng 10.8[1], hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx=1,06.Do không dùng phương pháp tăng bền bề mặt,do đó hệ số tăng bền Ky=1. Theo bảng 10.12[1] khi dùng dao phay đĩa , hệ số tâp trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có σb=600 Mpa là Kσ=1,46 , Kτ=1,54. theo bảng 10.10[1] tra được hệ số kích thước tại tiết diện 13 là εσ13=0,88 .ετ13=0,81 Vậy : Vậy tại tiết diện 13 (chỗ lắp bánh răng ) thỏa mãn điều kiện bền mỏi. 5.Tính toán thiết kế trục II. a,Các lực tác dụng lên trục. Ft3=Ft4=4095 N Fr3=Fr4=1813 N Fa3=Fa4=3080 N Ft2=2337 N Fr2=850,6 N Mômen do Fa4,Fa3 tác dụng lên trục. Ma3=Ma4=2834.91,28/2=129340 Nmm b, Vẽ biểu đồ mômen *xét trên mặt phẳng z0y có Vì Fa3=Fa4 , dr3=dr4 *Xét trên mặt phẳng x0z có Mômen tại các tiết diện. Mx23=27490 Nmm My23=359600 Nmm, Mx22=Mx24= 76320 Nmm My22=My24= 289490 Nmm, c,Tính chính xác trục. theo công thức (10.15),(10.16),(10.17)[1] ta tính được mômen uốn tổng cộng, mômen tương đương , đường kính tại các tiết diện trên trục là. (vì dsb1=35 mm theo bảng 10.5[1] ta có [τ] =63 Mpa) - Tại tiết diện 22(24) - Tại chỗ lắp bánh răng. (tiết diện 23). Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau. Đường kính tiết diện : d20=d21=35 mm d22=d24=38 mm d23=42 mm Dựa vào bảng 9.1a[1] ta chọn được then lắp bánh răng . Tại tiết diện 22 có b=10 mm, h=8 mm t1=5 mm, t2=3,3 mm Tại tiết diện 23 có: b=12 mm, h=8 mm t1=5 mm, t2=3,3 mm Trong đó b,h,t1,t2 lần lượt là kích thước tiết diện của then và chiều sâu rãnh then trên trục và trên lỗ. d, Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện. Trong đó : [S]-Hệ số an toàn cho phép [s] =1,5…2,5 Khi cần tăng cứng thì [s] =2,5…3. (không cần kiểm tra độ bền  cứng của trục ). sσ,sτ -Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức (10.20),(10.21)[1]. Trong đó :σ-1,τ-1 –giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng, vật liệu thép 45 có σb=600 Mpa →σ-1=0,436.σb=0,436.600=261,6 Mpa →τ-1=0,58.σ-1= 0,58.261,6= 151.73 Mpa. Theo bảng 10.7[1] ta có ψσ=0,05 ψτ=0 Vì các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng ,do đó σm=0 σa=σmax=Mj/W Tại tiết diện 22, 24. Có M22=299380 Nmm. Vì trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động : Ta có T’2=186877 Nmm Kσd và Kτd -Hệ số xác theo công thức (10.25),(10.26)[1]. Ta có :Kx=1,06 Ky=1 Kσ=1,46 Kτ=1,54 Theo bảng 10.10[1] ta có εσ22=0,856 .ετ22=0,786 εσ23=0,842 .ετ23=0,776 Vậy Vậy tại tiết diện 22,24 và 23 thỏa mãn điều kiện bền mỏi. 6, Tính toán thiết kế trục III. a,Các lực tác dụng lên trục. Ft5=Ft6=4095 N Fr5=Fr6=1813 N Fa5=Fa6=2834 N Lực do khớp nối tác dụng lên trục. Fx33=(0,2…0,3)2T3.Dt Trong đó Dt =200 mm là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi (tra bảng 16.10a[1]) Chọn : Fx33=0,2.2.1410928/200=2822 N Mômen do Fa5,Fa6 tác dụng lên trục. Ma5=Ma6=2834.358,72 /2=508306 Nmm. Mômen uốn tác dụng lên trục. T3=1410928 Nmm. b, Vẽ biểu đồ mômen *xét trên mặt phẳng z0y có Vì Fa5=Fa6 , dr5=dr6 *Xét trên mặt phẳng x0z có Mômen tại các tiết diện. Mx32 = 608021 Nmm My32=282590 Nmm. Mx34 = 608020 Nmm My34= 345170 Nmm, Mx31= 0 Nmm My31= 177310 Nmm, c,Tính chính xác trục. theo công thức (10.15),(10.16),(10.17)[1] ta tính được mômen uốn tổng cộng, mômen tương đương , đường kính tại các tiết diện trên trục là. (vì dsb1=65 mm theo bảng 10.5[1] ta có [τ] =50 Mpa) - Tại chỗ diện 32(34) - Tại chỗ lắp ổ lăn. (tiết diện 31,30). -Tại chỗ lắp khớp nối. Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau. Đường kính tiết diện : d30=d31=65 mm d32=d34=70 mm d33=63 mm Dựa vào bảng 9.1a[1] ta chọn được then lắp bánh răng,khớp nối. Tại tiết diện 32,34 có b=20 mm, h=12 mm t1=7,5 mm, t2=4,9 mm. Tại tiết diện 33 có b=18 mm, h=11 mm t1=7 mm, t2=4,4 mm Trong đó b,h,t1,t2 lần lượt là kích thước tiết diện của then và chiều sâu rãnh then trên trục và trên lỗ. d, Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện. Trong đó : [S]-Hệ số an toàn cho phép [s] =1,5…2,5 Khi cần tăng cứng thì [s] =2,5…3. (không cần kiểm tra độ bền  cứng của trục ). sσ,sτ -Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức (10.20),(10.21)[1]. Trong đó :σ-1,τ-1 –giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng, vật liệu thép 45 có σb=600 Mpa →σ-1=0,436.σb=0,436.600=261,6 Mpa →τ-1=0,58.σ-1= 0,58.261,6= 151.73 Mpa. Theo bảng 10.7[1] ta có ψσ=0,05 ψτ=0 Vì các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng ,do đó σm=0 σa=σmax=Mj/W Tại tiết diện 22, 24. Có M34=699164 Nmm. Tại chỗ lắp khớp nối, có M33=0 σa33=0 Vì trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động : Ta có T3=1410928 Nmm Kσd và Kτd -Hệ số xác theo công thức (10.25),(10.26)[1]. Ta có :Kx=1,06 Ky=1 Kσ=1,46 Kτ=1,54 Theo bảng 10.10[1] ta có εσ32=0,76 .ετ22=0,73 Vậy Vậy tại tiết diện 32,34 thỏa mãn điều kiện bền mỏi. IV, CHỌN VÀ TÍNH TOÁN Ổ LĂN. 1, Chọn và tính toán ổ lăn cho trục I. a, chọn ổ lăn. Xét tỷ số : Fa / Fr = 0 vì Fa= 0 , tức là không có lực dọc trục nên ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ một dãy : Dựa vào đường kính ngõng trục d = 25 ( mm ) Tra bảng P2.7[1], chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung, có ký hiệu 305 Đường kính trong d = 25 ( mm ) , đường kính ngoài D = 62 ( mm ) khả năng tải trọng C = 17,6 kN , khả năng tải tĩnh Co = 11,6 kN; B = 17 ( mm ) ; r = 2,0 ( mm) ; đường kính bi = 11,51 ( mm ) b,Kiểm nghiệm khả năng tải : * khả năng tải động : Theo công thức 11.3[1] với Fa = 0 tải trọng quy ước Q = X.V.Fr.kt.kđ Trong đó : kiểm nghiệm ở ổ chịu tải lớn Fr0 = = Fr1 = = Vây ta kiểm nghiệm với ổ Fr0 = 1544,4( N ) Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm X = 1 V = 1 khi vòng trong quay kt = 1 vì nhiệt độ t ≤ 100o với làm việc êm kđ = 1 Q = 1.1.1544,4.1.1 = 1544,4 ( N ) = 1,54 kN Theo công thức 11.1[1] khả năng tải động Cd = Q. tuổi thọ của ổ bi m = 3 Tuổi thọ của ổ lăn : L = Lh.n1.60.10-6 = 15000.450,79.60.10-6 = 405,7 triệu vòng Hệ số khả năng tải động : Cd = 1,54. Do Cd = 11,4 kN < C = 17,6 kN loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động * Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Tải trọng tĩnh tính theo công thức 11.19[1] với Fa = 0 Q0 = X0.Fr với Xo = 0,6 , tra theo bảng 11.6[1]. Q0 = 0,6.1544,4 = 926,6 ( N ) = 0,9266 kN Theo công thức 11.20[1]. Qt = Fr = 1,54 kN Chọn Q = Qt để kiểm tra vì Qt > Q0 Q = 1,54 kN < Co = 11,51 kN loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh . 2, Chọn và tính toán ổ lăn cho trục II. a, chọn ổ lăn. Ta chọn ổ tuỳ động cho trục II, cụ thể ta dùng ổ đũa trụ ngắn đỡ có ngấn chặn (gờ) trên vòng trong, nhờ đó khi trục cần di truyển dọc trục để bù lại sai số về góc nghiêng của răng đảm bảo cho hai cặp bánh răng vào khớp, do lực dọc trục bị triệt tiêu nên coi Fa = 0. Với đường kính ngõng trục d = 35 ( mm ), Tra bảng P2.8 ta chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ trung hẹp ký hiệu 2307 có: Khả năng tải động C = 34,1 kN Khả năng tải tĩnh Co = 23,2 kN Đường kính ngoài của ổ D = 80 ( mm ) , chiều rộng của ổ B = 21 ( mm ) r = r1 = 2,5 ( mm ), đường kính chiều dài con lăn = 11 ( mm ) b, Kiểm nghiệm khả năng tải : * khả năng tải động : Theo công thức 11.6[1] Q =V.Fr.kt.kđ Trong đó : Fr0 = Fr1 = = Vậy ta kiểm nghiệm với ổ Fr = 5990 ( N ) V = 1 khi vòng trong quay kt = 1 vì nhiệt độ t ≤ 100o Với làm việc êm kđ = 1 Q = 1.5990.1.1 = 5990 ( N ) = 5,99 kN Theo công thức 11.1[1], khả năng tải động Cd = Q. Tuổi thọ của ổ đũa m = 10/3 Tuổi thọ của ổ lăn : L = Lh.n2.60.10-6 = 15000.64,39.60.10-6 = 57,95 triệu vòng Hệ số khả năng tải động : Cd = 5,99. Do Cd = 20,25 kN < C = 34,1 kN loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động * Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Tải trọng tĩnh tính theo công thức 11.19[1] với Fa = 0 Q0 = X0.Fr với Xo = 0,5, tra theo bảng 11.6[1]. Q0 = 0,5.5990 = 2995 ( N ) = 2,995 kN Theo công thức 11.20[1] Qt = Fr =5,9 kN Chọn Q = Qt để kiểm tra vì Qt > Q0 Q = 5,9 kN < Co = 23,2 kN loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh. 3, Chọn và tính toán ổ lăn cho trục III. a, chọn ổ lăn. Xét tỷ số : Fa / Fr = 0 (vì tổng hợp lực dọc trục Fa=0 , tức là không có lực dọc trục nên ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ một dãy : Dựa vào đường kính ngõng trục d = 65 ( mm ) Tra bảng P2.7[1], chọn loại ổ bi đỡ cỡ nhẹ, có ký hiệu 213 Đường kính trong d = 65 ( mm ) , đường kính ngoài D = 120 ( mm ) khả năng tải trọng C = 44,9 kN , khả năng tải tĩnh Co = 34,7 kN; B = 23 ( mm ) ; r = 2,5 ( mm) ; đường kính bi = 16,67 ( mm ) b,Kiểm nghiệm khả năng tải : * khả năng tải động : Theo công thức 11.3[1] với Fa = 0 tải trọng quy ước Q = X.V.Fr.kt.kđ Trong đó : kiểm nghiệm ở ổ chịu tải lớn Fr0 = = Fr1 = = Vây ta kiểm nghiệm với ổ Fr0 = 5907( N ) Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm X = 1 V = 1 khi vòng trong quay kt = 1 vì nhiệt độ t ≤ 100o với làm việc êm kđ = 1 Q = 1.1.5907.1.1 = 5907 ( N ) = 5,9 kN Theo công thức 11.1[1] khả năng tải động Cd = Q. Tuổi thọ của ổ bi m = 3 Tuổi thọ của ổ lăn : L = Lh.n3.60.10-6 = 15000.16,38.60.10-6 = 14,74 triệu vòng Hệ số khả năng tải động : Cd = 5,9. Do Cd = 14,47 kN < C = 44,9 kN loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động * Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Tải trọng tĩnh tính theo công thức 11.19[1] với Fa = 0 Q0 = X0.Fr với Xo = 0,6 , tra theo bảng 11.6[1]. Q0 = 0,6.5907 =3544,2 ( N ) ≈3,54 kN Theo công thức 11.20[1]. Qt = Fr = 5,9 kN Chọn Q = Qt để kiểm tra vì Qt > Q0 Q = 5,9 kN < Co = 34,7 kN loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh . V, ThiÕt kÕ vá hép gi¶m tèc 1, TÝnh kÕt cÊu cña vá hép Vá hép cña hép gi¶m tèc cã nhiÖm vô ®¶m b¶o vÞ trÝ t­¬ng ®èi gi÷a c¸c chi tiÕt vµ bé phËn m¸y, tiÕp nhËn t¶i träng do c¸c chi tiÕt l¾p trªn vá truyÒn tíi , ®ùng dÇu b«i tr¬n, b¶o vÖ c¸c chi tiÕt may tr¸nh bôi bÆm. ChØ tiªu c¬ b¶n cña hép gi¶m tèc lµ ®é cøng cao vµ khèi l­îng nhá, v× vËy vËt liÖu nªn dïng cña hép gi¶m tèc lµ GX15-32. 2, B¶ng th«ng sè vá hép Tªn gäi BiÓu thøc tÝnh to¸n ChiÒu dµy: Th©n hép, d N¾p hép, d1 d = 0,03.a + 3 = 0,03.225 + 3 = 9,75 mm. d = 10 > 6mm d1 = 0,9. d = 0,9.10 = 9 mm Þ Chän d1 = 9 mm G©n t¨ng cøng: ChiÒu dµy, e ChiÒu cao, h §é dèc e =(0,8 ¸ 1)d = 8 ¸ 10, chän e = 9 mm h < 5.d =50 mm Kho¶ng 2o §­êng kÝnh: Bul«ng nÒn, d1 Bul«ng c¹nh æ, d2 Bul«ng ghÐp bÝch n¾p vµ th©n, d3 VÝt ghÐp l¾p æ, d4 VÝt ghÐp l¾p cöa th¨m, d5 d1 > 0,04.a +10 = 0,04. 225 + 10 =19 Þ d1 =M20 d2 = (0,7 ¸ 0,8).d1 Þ Chän d2 = M14 d3 = (0,8 ¸ 0,9).d2 Þ Chän d3 = M12 d4 = (0,6 ¸ 0,7).d2 Þ Chän d4 = M8 d5 = (0,5 ¸ 0,6).d2 Þ Chän d5 = M6 MÆt bÝch ghÐp n¾p vµ th©n: ChiÒu dµy bÝch th©n hép, S3 ChiÒu dµy bÝch n¾p hép, S4 BÒ réng bÝch n¾p hép, K3 S3 =(1,4 ¸ 1,5) d3 , chän S3 = 17 mm S4 = ( 0,9 ¸ 1) S3 = 17 mm K3 = K2 - ( 3¸5 ) mm = 45 - 5 = 40 mm KÝch th­íc gèi trôc: §­êng kÝnh ngoµi vµ t©m lç vÝt, D3, D2 BÒ réng mÆt ghÐp bul«ng c¹nh æ: K2 T©m lç bul«ng c¹nh æ: E2 k lµ kho¶ng c¸ch tõ t©m bul«ng ®Õn mÐp lç ChiÒu cao h §Þnh theo kÝch th­íc n¾p æ K2=E2+R2+(3¸5)mm =22+18+5 = 45mm E2= 1,6.d2 = 1,6 . 14 = 22 mm. R2 = 1,3 . d2 = 1,3. 14 = 18 mm k ³ 1,2.14 =16,8 Þ k = 17 mm h: phô thuéc t©m lç bul«ng vµ kÝch th­íc mÆt tùa MÆt ®Õ hép: ChiÒu dµy: Khi kh«ng cã phÇn låi S1 BÒ réng mÆt ®Õ hép, K1 vµ q S1 = (1,3 ¸ 1,5) d1 Þ S1 = 26 mm K1 » 3.d1 » 3.18 =54 mm q = K1 + 2d = 54 + 2.9 = 72 mm; Khe hë gi÷a c¸c chi tiÕt: Gi÷a b¸nh r¨ng víi thµnh trong hép Gi÷a ®Ønh b¸nh r¨ng lín víi ®¸y hép Gi÷a mÆt bªn c¸c b¸nh r¨ng víi nhau. D ³ (1 ¸ 1,2) d Þ D = 10 mm D1 ³ (3 ¸ 5) d Þ D1 = 35 mm D2 ³ d = 10 mm Sè l­îng bul«ng nÒn Z Z = ( L + B ) / ( 200 ¸ 300) Þ chän Z = 6 Lvµ B : ChiÒu dµi vµ réng cña hép 3, KÝch th­íc mét sè chi tiÕt kh¸c liªn quan ®Õn vá hép a, Bu l«ng vßng Theo b¶ng 18-3a[2] ta cã kÝch th­íc cña bu l«ng vßng Ren d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l f b c x r r1 r2 M10 45 25 10 25 15 22 8 6 21 2 12 1,5 3 2 5 4 b, Chèt ®Þnh vÞ : d = 8 ; c= 1,2 ; ∆ 1:50 ; l = 36 c, Cöa th¨m N¾p quan s¸t Theo b¶ng 18-5[2] ta cã kÝch th­íc n¾p quan s¸t: B¶ng kÝch th­íc n¾p quan s¸t. A B A1 B1 C C1 K R VÝt Sè l­îng 100 75 150 100 125 - 87 12 M8x22 4 d, nót th«ng h¬i. Theo công bảng 18.6[1], ta chon nút thông hơi có các kích thước sau. A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 e, Nót th¸o dÇu Theo b¶ng 18-7[2]ta cã kÝch th­íc nót th¸o dÇu: B¶ng kÝch th­íc cña nót th¸o dÇu. d b m f L c q D S Do M16x1,5 12 8 3 23 2 13,8 26 17 19,6 f, Que th¨m dÇu H×nh d¸ng vµ kÝch th­íc nh­ h×nh vÏ: g, Vòng phớt. Trên trục vào và trục ra phải dùng vòng phớt để cùng với nắp ổ che kín ổ lăn. Các kích thước tra bảng 15.17[1] như sau. VÞ trÝ d(mm) d1(mm) d2(mm) D(mm) a(mm) b(mm) S0(mm) Trôc I 25 26 24 38 6 4,3 9 Trôc III 75 76,5 74 98 12 9 15 h, Lắp ổ. Căn cứ vào bảng 18.2[1] ta có kích thước lắp ổ lăn như sau. VÞ trÝ D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm) h(mm) d4(mm) Sè l­îng Trôc I 62 75 90 52 8 M6 4 Trôc II 80 100 125 75 10 M8 4 Trôc III 120 140 170 115 14 M10 6 *Bảng kích thước đầu bulông và đai ốc (mm) d Đầu bulông Đai ốc thường S D h S D H 6 10 11 4,5 10 11 5 8 14 14,4 5,5 14 16,2 6,5 10 17 18,9 7 17 18,9 8 12 19 21,1 8 19 21,1 10 14 21 23,9 9 21 23,9 11,5 20 30 33,6 13 30 33,6 16 VI : Bảng thống kê kiểu lắp trong hộp giảm tốc Smax = ES – ei Smin = EI – es Nmax = es – EI Nmin = ei – ES Trục Vị trí lắp Kiểu lắp ES ( ) es ( ) EI ( ) ei ( ) I Trục , vòng trong ổ bi 25k6 + 15 + 2 Trục và bánh đai 20 +21 +15 0 +2 vỏ lắp ổ 62H7 +30 0 II Trục và bánh răng nghiêng 38 +25 +18 0 +2 Trục – vòng trong ổ bi 35k6 +18 +2 Vỏ - vòng ngoài ổ bi 80H7 +30 0 Trục bánh răng thẳng 42 +25 +18 0 +2 III Trục và ổ 65k6 +21 +2 Lắp ổ và vỏ 120H7 +35 0 Trục và bánh răng 70 +30 +21 0 +2 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]. TTTKHDĐCK- Tập 1-2-Trịnh Chất_Lê Văn Uyển-Nhà xuất bản Giáo Dục - năm 2007. [2]. CHI TIẾT MÁY- Tập 1_2- Nguyễn Trọng Hiệp – Nhà xuất bản Giáo Dục- năm 2006. [3]. DUNG SAI và LẮP GHÉP – GS.TS- Ninh Đức Tốn- Nhà xuất bản Giáo Dục –năm 2007. MỤC LỤC Trang Lời nói đầu 1 Phần I: TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG I, Chọn động cơ. 2 II, Phân phối tỉ số truyền. 4 III, Xác định các thông số trên trục. 4 Bảng kết quả tính toán. 6 Phần II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY. I, Tính bộ truyền đai. 7 1, Chọn đai. 7 2, Xác định các thông số của bộ truyền đai. 8 3, Xác định số đai. 8 4, Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục. 9 5, Bảng kết quả tính toán. 10 II, Thiết kế bộ truyền bánh răng của hộp giảm tốc. 10 A, Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh. 10 B, Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm. 16 C, Bảng thông số của bộ truyền bánh răng. 21 III, Thiết kế trục. 21 1, Chọn vật liệu. 21 2, Xác định tải trọng tác dụng lên trục. 21 3, Tính thiết kế trục. 22 4, Tính toán thiết kế trục I. 24 5, Tính toán thiết kế trục II. 28 6, Tính toán thiết kế trục III. 34 IV, Chọn và tính toán ổ lăn. 38 1, Chọn và tính toán ổ lăn cho trục I. 38 2, Chọn và tính toán ổ lăn cho trục II. 39 3, Chọn và tính toán ổ lăn cho trục III. 40 V, Thiết kế vỏ hộp giảm tốc. 41 VI, Bảng thống kê kiểu lắp trong hộp giảm tốc. 46