Tính toán động học hệ dẫn động

tính toán động học hệ dẫn động PHẦN I TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG 1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 1.1.1 Chọn kiểu và loại động cơ Trong công nghiệp có rất nhiều loại động cơ được sư dụng: - Động cơ điện một chiều - Động cơ điện xoay chiều: + Động cơ điện xoay chiều 1 pha  +Động cơ điện xoay chiều 3 pha: - Rụto dõy cuốn  - Rụto lồng sóc -Nhờ vào những ưu điểm: Kết cấu đơn giản,giỏ thành thấp,dễ bảo quản, làm việc tin cậy mà động cơ điện xoay chiều 3 pha rụto lồng sóc được sử dụng rất phổ biễn trong các ngành công nghiệp nói chung và hệ thống dẫn động cơ khí 1.1.2.Chọn cụng suõt cho động cơ: Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ để đảm bảo khi làm việc nhiệt độ sinh ra không vượt quá mức cho phép muốn vậy điốu kiện phải thoả mãn: (KW)Trong đó: :công suất định mức của động cơ :Công suất đẳng trị của động cơ và được xác định như sau:  (KW)Với: :Công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ :Công suất làm việc danh nghĩa trên trục công tác:  Trong đó:+ :Lực vũng trờn băng tải (N) + v :Vận tốc vòng băng tải (m/s) - Tính hiệu suất của toàn hệ thống: Trong đó : :Hiệu suất của các bộ truyền và của các cặp ổ trong hệ thống dẫn động.Ta đặt:+ : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng + : Hiệu suất của 1 cặp ổ lăn.Tra bảng (2.3) ta chọn được: ; Vì trong hệ thống gồm có:- 2 Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng  - 4 cặp ổ lăn Nên hiệu suất của hệ thống:  =>Do đó công suất đẳng trục của động cơ: 1.1.3.Chọn sơ bộ số vòng quay của động cơ  - Nên chọn số vòng quay của động cơ hợp lí để đảm bảo các yếu tố sau: + Khuôn khổ, khối lượng và giá thành động cơ giảm + Hệ số công suất tăng + Giảm được tối đa các bộ truyờn để giảm tốc.Tỉ số truyền của toàn bộ ut hệ thống dẫn động: Trong đó:+ :Tỉ số truyền của bộ truyền 2 + : Tỉ số truyền của bộ truyền 3Tra bảng (2.4) [1]ta chọn được:  -Số vòng quay của trục công tác với hệ dẫn động bang tải: (Vũng/Phỳt) Trong đó: + v=2,4(m/s) Vận tốc vòng băng tải  + D=540 (mm): Đường kính tăng băng tải Từ ut và ta có thể tính sơ bộ số vòng quay của động cơ: (vũng/phỳt) => Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ  ndb=1500 (vũng/Phỳt) 1.1.4.Chọn động cơ thực tế:Động cơ được chọn sao cho công suất của động cơ và số vòng quay đồng bộ thoả mãn đk: + + Tra bảng (P1.3) [1] ta được: Kiểu Động cơ Cụng suõt(KW) Vận tốc quay(v/p) % K180L4 18,5 1455 0,88 88 5,9 2,0 1.1.5.Kiểm tra điều kiện mở máy  -Khi mở máy động cơ cần sinh ra 1 công suất mở máy để thắng sức ỳ của hệ thống.Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ theo công thức sau: Công suất mở máy của động cơ  : :Hệ số mở máy của động cơ Thay vào (***) ta được:  Trong đó : Hệ số cản ban đầu =>1.2.Phân phối tỉ số truyền:-Tỉ số truyền chung của toàn hệ thống xác địng theo công thức: Trong đó: + Số vòng quay của động cơ đã chọn: + :Số vòng quay của trục công tác Thay các giá trị vao (I) ta được: u1+u2 u1 tỷ số truyền cấp nhanh u2 tỷ số truyền cấp chậm1.2.1.Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc Do bộ truyền ngoài chỉ là khớp nối nên Ung =1 1.2.2.tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc - với HGT bánh răng đồng trục có thể tính TST bộ truyền cấp nhanh u1 theo công thức: u1= 1,34 Trong dó ==17,1176 = u1= 1,34 =7,84 è u2===2,18 1.3.Xác định các thông số trên trục: Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: chỉ số trục được ký hiểutục đồng cơ; các chỉ số “I”, “II”,”III”.chỉ trục số I,II,III. 1.3.1.Tính số vòng quay của các trục+ Tốc độ quay của trục I: +Tốc độ quay của trục II: +Tốc độ quay của trục III: 1.3.2.Tính công suất trờn cỏc trục Công suất danh nghĩa trên trục động cơ : P=17,62 (KW)+Công suất trên trục I: Trong đó: : Hiệu suất của khớp nối, ổ lăn+ Cụng suõt trờn trục II: Trong đó: : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng+ Cụng suất trên trục III: 1.3.3.Tớnh Mụmen xoắn trên trục: Mụmen xoăn trên trục thứ i được xác địng theo công thức sau: (II) Trong đó ;:là công suất và số vòng quay trên trục thứ i.+ Mụmen xoắn trên trục động cơ: +Mụmen xoắn trên trục I: +Mụmen xoắn trên trục II: +Mụmen xoắn trên trục III: 1.3.4.Lập bảng số liệu tính toán: Thông số Trục Tốc độ quay (v/p) Tỉ số truyền Công suất (KW) Mụmen xoắn (Nmm) Động cơ 1455 1 7,84 2,18 1 17,62 Trục I 1455 17,444 Trục II 185,586 16,578 Trục III 85,13 15,755 Phần II : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 2.1.THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN :2.1.1Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm: Theo đề tài thiết kế trong HGT chỉ có 2 bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng đồng trục . Do tải trong tác dụng vào cấp chậm lớn hơn rất nhiều so với cấp nhanh => Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Với bộ truyền cấp chậm 2.1.1.1.Chọn vật liệu: Đây là HGT chịu công suất nhỏ nên ta chỉ cần chọn vật liệu nhóm I có HB < 350 và để tăng khả năng chạy mòn của răng ta tiến hành nhiệt luyện để làm giảm độ rắn của răng bánh lớn so với bánh nhỏ. Ở đây ta tiến hành thường hoá hoặcc tôi cải thiện.Tra bảng (6.1)/ trang 92 ta chọn: Loại bánh Nhãn hiệu Thép Nhiệt Luyện Kích thước S ,mm ,không lớn hơn  Độ rắn Giới hạn bền ,MPa Giới hạn chảy ,MPa Nhỏ (3) 45 Tôi cải  thiện 60 HB 241….285 850 580 Lớn (4) 45 Thường hoá hoặc tôi cải thiện. 100 HB 192….240 750 450 2.1.1.2. Ứng suất cho phép:Ứng suất tiếp xúc cho phép [] và ứng suất uốn cho phép [] cho phép được xác định theo công thức sau: (1) (2) Trong đó: +:Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng khi làm việc + :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng +:Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng +:Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng + :Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. +:Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn +,:Lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép với số chu kì chụi tải.Trị số tra trong bảng (6.2) /[1] +,:Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn tra bảng (6.2)/[1] + ,: Hệ số tuổi thọ ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phuc vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền đựoc xác định theo công thức sau: (3) (4)Trong bước tính thiết kế sơ bộ lấy và Do đó công thức (1) và (2) trở thành: Tra bảng (6.2) ta được: Vật liệu chế tạo bánh răng (Mpa) (Mpa) 45 2HB + 70 1,1 1,8 HB 1,75 - Ta chọn: Độ rắn bánh nhỏ:HB3 = 245 Độ rắn bánh lớn :HB4 = 230Khi đó: + (MPa) + (MPa) + (MPa) + (MPa)● Do đặc tính tải trong là quay 1 chiều nên =1 (hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải ). Ta tớnh cỏc hệ số tuổi thọ: Từ công thức (3) và (4)   Trong đó: ,là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn: , (Vì độ rắn mặt răng ta chọn có độ rắn HB ≤ 350):Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc (5):là độ rắn Brinen .Vì vậy ta có:  :Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn đối với tất cả các loại thép.,:Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương,với bộ truyền chụi tải tĩnh nên: (6)Trong đó: c :Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay c=1  n :Số vòng quay trong 1 phút,nII=185,586 (v/p) , (v/p)  :Tổng thời gian làm việc: (giờ)Vì vậy ta có:  So sánh kết quả ta nhận thấy: - > =>lấy ==> =1 - > => lấy==> =1 - > => lấy ==> =1 - > => lấy ==>=1* Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép []  Với bánh răng trụ răng nghiờng thỡ ứng suất tiếp xúc cho phép:vậy *Xác định ứng suất uốn cho phép   * Xác định ứng suất tiếp xúc và uốn khi quá tải:- Với ứng suất tiếp xúc khi quá tải:Bánh răng được thường hoỏ ,tụi cải thiện : max = 2,8=2,8.580 =1624 (MPa) max = 2,8=2,8.580=1624 (MPa)- Với ứng suất uốn cho phép khi quá tải: 2.1.1.3.Tính toán bộ truyền-Xỏc định thông số cơ bản của bộ truyền:a) xác định sơ bộ khoảng cách trục: (7’)Trong đó:+ :Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. + :Mụmen xoắn trên trục chủ động + : Ứng suất tiếp xúc cho phép 495,45 (MPa) + :Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm :hệ số,trong đó :chiều rộng vành răng  +:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xỳc.Trị số tra trong bảng (6.7)/[1] và tuỳ thuộc vào vị trí của bánh răng đối với các ổ.Tra bang (6.5)/[1] ta được: -Với bánh răng nghiêng ,vật liệu là thộp-thộp.Tra bảng (6.6)/ [1] ta được: - bánh răng đối với các ổ trong hộp HGT là không đối xứng.Với Tra bảng (6.7)/ [1] : - Ứng với sơ đồ 4Thay vào (7) ta được: (mm) Chọn (mm) b) Xác định các thông số ăn khớp: 1- Xác định mụđun:Mụđun được xác định từ điều kiện bền uốn.Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết kế sau khi tính được khoảng cách trục có thể tính theo công thức sau: Tra bảng (6.8) chọn Mụđun chuẩn: m=2,5 (mm)2- Xác định số răng , góc nghiêng ,và hệ số dịch chỉnh x.-Chọn trước góc nghiêng -Tính số răng bánh nhỏ theo công thức:lấy -Tính chọn - , Tính lại góc nghiêng :=> => Góc nghiêng thực (Chính xác ) của bộ truyền:Vì vậy tỉ số truyền thực của bộ truyền là: 3-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc::Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,trị số tra trong bảng (6.5)/[1] ta được: ( MPa1/3 ). :Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : Ở đây: -góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở và với lần lượt là gúc prụfin răng và góc ăn khớp-Đới bánh răng không dịch chỉnh thì:  khi đó vì vậy Do đó : :Hệ số đến sự trùng khớp của răng : -:Hệ số trùng khớp ngang và được xác định theo công thức gần đúng sau: Ta được : - Hệ số trùng khớp dọc eb : >1Ở đây chiều rộng vành răng (mm) :Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng ,tra bảng (6.7) [1]/Trang 98 ta được 1,06 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ 3 : -Vận tốc vòng: với v= 1,3499(m/s) theo bảng (6.13) [1] / Trang 107 ta chọn cấp chính xác 9Vì vậy theo bảng (6.14) [1]/Trang 107 tra bảng ta chọn được -Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số được tính theo công thức: Trong đó:  + v :Vận tốc vòng +:Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, trị số tra bảng (6.15) [1]/ Trang 107 ta được:  +:Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2., tri số tra bảng (6.16) [1/Trang107ta được: Thay số vào ta được: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: Vậy ta có ứng suất tiếp xúc : (MPa) *Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép: Với vận tốc vòng v=1,3128 (m/s) tra bảng (6.13) [1]/trang106, ta chọn được cấp chính xác động học là 9,chọn cấp chính xác tiếp xúc động học là 8.khi đó cần gia công đạt độ nhám ,do đó : .- Vận tốc vòng ≤ 5 (m/s) nên lấy : Với đường kính đỉnh răng da ≤ 700 (mm) ,do đó  Vậy (MPa)Ta nhận thấy rằng tính lại bw = .aw. = 4.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một Giá trị cho phép:  Trong đó: + TII –Mụmen xoắn trờn bỏnh chủ động (Nmm) + m –Mụđun phỏp,mm + bw -Chiều rộng vành răng,mm,  + KF -Hệ số tải trọng khi tính về uốn Với: :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn,tra bảng (6.7) [1]/Trang 98 ta được .(Ứng với sơ đồ 4) :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho cỏc đụi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn,tra bảng (6.14) [1]/trang 107: : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn  Với Trong đó và là các hệ số, tra bảng (6.15) [1]/Trang 107 ta được ,Tra bảng (6.16) [1]/Trang (107) ta được Vì vậy ta được :  Vậy Do đó hệ số tải trọng khi tính về uốn: + :Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , Với ,:Hệ số trùng khớp ngang.:Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, + :Hệ số dạng răng.Số răng tương đương:  Tra bảng (6.18) [1]/Trang 109 ta được: , (MPa) (MPa)* Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép: Trong đó: -Hệ số kể đến độ nhám mặt lượn chân răng,  -Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất và  :Hệ số xét đến kich thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn, ( vì da < 400mm) Do đó: (MPa)(MPa)=> Nhận xét: > và > => Thoả mãn điều kiện bền uốn. 5.Kiểm nghiệm răng về quá tải:Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải lúc mở máy với hệ số quá tải -Để tránh biến dạng dư hoặc dũn lớp bề mặt: -Để tránh biến dạng dự và phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.Vậy thoả mãn điều kiện quá tải. * Các thông số và kích thước bộ truyền: -Khoảng cách trục : (mm) - Mụđun phỏp : m=2,5 (mm) - Chiều rộng vành răng : (mm) - Tỉ số truyền : uth =2,18 -Góc nghiêng của răng :  - Số răng bánh răng : z3 = 54 z4 =118 - Hệ số dịch chỉnh : x1=0 ; x2 =0 -Đường kính vòng lăn dw3= 138,9937(mm) và dw4 = 303 (mm) Chọn (mm) và (mm) hệ số dịch chỉnh x=0 Tính đường kính vòng chia d3,d4 : d3=m.z3/cos= (mm) chọn d3=139 (mm) d4=m.z4/cos= (mm) chọn d4=303 (mm) đường kính đáy răng df3 ,df4 : df3=d3-(2,5-2x)m =138,76-2,5.2,5=132,51 (mm) chọn df3=133 (mm) df4=d4-(2,5-2x)m =303,23-2,5.2,5=296,98 (mm) chọn df4=297 (mm) đường kính đỉnh răng da3,da4 : da3=d3+2m=138,76+2.2,5=143,76 (mm) chọn da3=144 (mm) da4=d4+2m=303+2.2,5=308 (mm) chọn da4=308 (mm) STT Thông số Kí hiệu Giá trị 1 Khoảng cách trục a 221 mm 2 Mô đun m 2.5 mm 3 Chiều rộng vành răng b 90 mm 4 Tỷ số truyền U2 2.18 mm 5 Góc nghiêng của răng 13.380 mm 6 Số bánh răng Z Z3= 54 mmZ4=118 mm 7 Hệ số dịch chỉnh X X1 = 0 mmX2 = 0 mm 8 Đường kính vòng lăn dw d1 = 139 mm d2 = 303 mm 9 Đường kính vòng chia d d3= 139 mm d4= 303 mm 10 Chiều cao đầu răng ngoài hae hae1 = 4,064 mmhae2 = 1,936 mm 11 Đường kính chân răng df df3 = 133 mmdf4 = 297 mm 12 Đường kính đỉnh răng da da1 = 144 mmda2 = 308 mm r 2.1.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh:2.1.2.1:Chọn vật liệu : Chọn vật liệu nhóm I có HB £ 350 và để tăng khả năng chạy mòn của răng ta nhiệt luyện bánh răng lớn để độ rắn giảm từ 10 ¸ 15 đơn vị so với bánh nhỏ. Khi đó bánh răng được thường hoá hoặc 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 cao. Tra bảng (6.1) ta chọn : Loại bánh Nhãn hiệu Thép Nhiệt Luyện Kích thước S,mm,khụng lớn hơn  Độ rắn Giới hạn bền MPa Giới hạn chảy,MPa Nhỏ 45 Tôi cải thiện 60 HB 241…..285 850 580 Lớn 45 Tôi cải thiện 100 HB 192…..240 750 450 2.1.2.2: Ứng Suất cho phép:Ứng suất tiếp xúc cho phép [] và ứng suất uốn cho phép [] cho phép được xác định theo công thức sau: (1) (2)Trong đó: +:Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng khi làm việc + :Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng +:Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng + :Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng + :Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. +:Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn +,:Lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép với số chu kì chiu tải.Trị số tra trong bảng (6.2)/[1] ,:Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn tra bảng (6.2)/[1] ,: Hệ số tuổi thọ ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phuc vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền đựoc xác định theo công thức sau: (3)  (4) Trong bước tính thiết kế sơ bộ lấy và Do đó công thức (1) và (2) trở thành:  Tra bảng (6.2) ta được: Vật liệu chế tạo bánh răng (Mpa) (Mpa) 45 2HB + 70 1,1 1,8 HB 1,75 Ở đây chọn:+ độ rắn bánh nhỏ:HB1= 255 + Độ rắn bánh lớn:HB2=240Vì vậy + (MPa) + (MPa) + (MPa) + (MPa)●Do đặc tính tải trong là quay 1 chiều nên =1 (hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải ).Ta tớnh cỏc hệ số tuổi thọ: Từ công thức (3) và (4)  Trong đó: ,là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn: ,(Vì độ rắn mặt răng ta chọn có độ rắn HB ≤ 350) :Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc (5):là độ rắn Brinen.Vỡ vậy ta có:  :Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn đối với tất cả các laọi thép.,:Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương,với bộ truyền chụi tải tĩnh nên: (6)Trong đó: c :Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay c=1  n :Số vòng quay trong 1 phút,nI=1455(v/p) , (v/p)  :Tổng thời gian làm việc : (giờ) Vì vậy ta có:  So sánh kết quả ta nhận thấy: - > =>lấy ==> =1 - > => lấy==> =1 - > => lấy ==> =1 - > => lấy ==>=1* Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép []  Với bánh răng trụ răng nghiờng thỡ ứng suất tiếp xúc cho phép:vậy *Xác định ứng suất uốn cho phép   * Xác định ứng suất tiếp xúc và uốn khi quá tải:- Với ứng suất tiếp xúc khi quá tải:Bánh răng được thường hoỏ ,tụi cải thiện : max = 2,8=2,8.580 =1624 (MPa) max = 2,8=2,8.450=1260 (MPa)- Với ứng suất uốn cho phép khi quá tải: 2.1.2.3:Tính toán bộ truyền-Xỏc định thông số cơ bản của bộ truyền:a) Xác định sơ bộ khoảng cách trục:Do là HGT đồng trục nên ta có: b)Xác định các thông số ăn khớp: -Chọn ,ta có Các thông số khác giống bộ truyền cấp chậm. + m=2,5 + z1=19 ; z2 =149 + Tỉ số truyền : uth =7.84 +Góc nghiêng của răng :  - Không cần dịch chỉnh để đảm bảo kích thước cho trước.Dịch chỉnh chỉ nhằm cải thiện chất lượng ăn khớp, nhưng hiệu dịch chỉnh không cao vì làm giảm khá nhiều hệ số trùng khớp.2.1.2.4.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện: Trong đó: :Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp,trị số tra trong bảng (6.5)/[1] ta được: ( MPa1/3 ). :Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : Ở đây: -góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở với với lần lượt là gúc prụfin răng và góc ăn khớp-Đới bánh răng không dịch chỉnh thì: khi đó vì vậy .Do đó : -:Hệ số trùng khớp ngang và được xác định theo công thức gần đúng sau: Ta được : - Hệ số trùng khớp dọc eb : >1Ở đây chiều rộng vành răng (mm) :Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng ,tra bảng (6.7) [1]/Trang 98 ta được 1,16 (Ứng với sơ đồ 5):Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho cỏc đụi răng đồng thời ăn khớp, trị số tra bảng (6.14).-Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: -Vận tốc vòng: với v= 3,8 (m/s) theo bảng (6.13) [1] / Trang 107 ta chọn cấp chính xác 9Vì vậy theo bảng (6.14) [1]/Trang 107 tra bảng ta chọn được -: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số được tính theo công thức: Trong đó:  + v :Vận tốc vòng +:Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, trị số tra bảng (6.15) [1]/ Trang 107 ta được:  +:Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2., tri số tra bảng (6.16) [1]/Trang107ta được: Thay số vào ta được: vậy Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: Vậy ta có ứng suất tiếp xúc : (MPa)*Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép: Với vận tốc vòng v=4 (m/s) tra bảng(6.13) [1]/Trang 106 ta chọn được cấp chính xác động học là 8,chọn cấp chính xác tiếp xúc động học là 7.khi đó cần gia công đạt độ nhám ,do đó . - Do độ rắn mặt răng HB ≤ 350 , Với đường kính đỉnh răng da ≤ 700 (mm) ,do đó  Ta nhận thấy rằng với tỉ lệ % chênh lệch: hay 0,4% < 4% Tính lại chiều rộng vành răng 2.1.2.5.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một Giá trị cho phép:  Trong đó: + T1 –Mụmen xoắn trờn bỏnh chủ động (Nmm) + m –Mụđun phỏp,mm + bw -Chiều rộng vành răng,mm (mm) + KF -Hệ số tải trọng khi tính về uốn Với: :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng (6.7) [1]/Trang 98 ta được .:Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho cỏc đụi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn,tra bảng (6.14) [1]/trang107  : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn  Với Trong đó và là các hệ số, tra bảng (6.15) [1]/Trang 107 ta được , Tra bảng (6.16) [1]/Trang (107) ta được Vì vậy ta được : Vậy Do đó hệ số tải trọng khi tính về uốn: + :Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , Với ,:Hệ số trùng khớp ngang.:Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, + :Hệ số dạng răng.Số răng tương đương: Tra bảng (6.18) [1]/Trang 109 ta được:,,Vậy: (MPa) (MPa)* Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép: Trong đó: -Hệ số kể đến độ nhám mặt lượn chân răng, -Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất và  :Hệ số xét đến kicks thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn , ( vì da < 400mm) (MPa) (MPa)=> Nhận xét: > và > => Thoả mãn điều kiện bền uốn.2.1.2.6.Kiểm nghiệm răng về quá tải:Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải lúc mở máy Với hệ số quá tải -Để tránh biến dạng dư hoặc dũn lớp bề mặt: -Để tránh biến dạng dự và phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.  Vậy thoả mãn điều kiện quá tải.* Các thông số và kích thước bộ truyền: -Khoảng cách trục : (mm) - Mụđun phỏp : m=2,5 (mm) - Chiều rộng vành răng : (mm) và (mm)  - Tỉ số truyền : uth =7,84 -Góc nghiêng của răng :  - Số răng bánh răng : z1 =19; z2 =149 - Hệ số dịch chỉnh : x1=0 ; x2 =0 -Đường kính vòng lăn dw1= 49,98(mm) và dw2 = 392 (mm) chọn lăn dw1= 50(mm) và dw2 = 392 (mm) hệ số dịch chỉnh x=0 Tính đường kính vòng chia d3,d4 : d1== (mm) chọn d1=50 (mm) d2== (mm) chọn d2=392 (mm) đường kính đáy răng df3 ,df4 : df1=d1-(2,5-2x)m =49,98-2,5.2,5=44,98(mm) chọn df1=44 (mm) df2=d2-(2,5-2x)m =392-2,5.2,5=387 (mm) chọn df2=386 (mm) đường kính đỉnh răng da3,da4 : da1=d1+2m=49,98+2.2,5=54,98(mm) chọn da1= 55 (mm) da2=d2+2m=392+2.2,5=397 (mm) chon da2= 397 (mm) Bánh răng số dw (mm) da (mm) df (mm) d (mm) 1 50 55 44 50 2 392 397 386 392 2.1.3.Kiểm tra điều kiện bôi trơn và điều kiện chạm trục: 2.1.3.1: Kiểm tra điều kiện bôi trơn:*Mục đích :-Giảm mất mát công suất  -Chống mòn cho bộ truyền do ma sát lớn không được bôi trơn thường xuyờn….. - Giảm nhiệt cho bộ truyền* Bộ truyền cấp nhanh:- Do (m/s) > 1,5 (m/s)-Chiều cao răng: (mm)-Chiều sâu ngâm dầu: lấy l2min =10 (mm)-Mức dầu tối thiểu: (mm)-Mức dầu tối đa : Với (mm) Do đó: (mm)*Bộ truyền cấp chậm:- Do (m/s) 1,5 (m/s)-Chiều cao răng: (mm) l4min = (0,75 2)5,625 = (4,22 ữ11,25) lấy l4min =10-Chiều sâu ngâm dầu: -Mức dầu tối thiểu: (mm)-Mức dầu tối đa :  (mm) Ta chọn phương án chia đôi hộp giảm tốc để thoả mãn bôi trơn2.1.3.2:Kiểm tra điều kiện chạm trục:-Do là HGT đồng trục nên không cần kiểm tra điều kiện chạm trục. PHẦN III : THIẾT KẾ TRỤC 3.1:Chọn vật liệu : Do trục chỉ chịu tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu là Thép 45 -Tôi cải thiện ( Thường hoá) :HB170….217; =600 (MPa), = 12…20 MPa 3.2: Tính thiết kế trục: a. Xác định chiều quay của trục và chiều nghiêng của bánh răng. Chiều quay các trục và chiều nghiêng của các bánh răng được thể hiện trên hình vẽ : 3.2.1 :Tải trọng tác dụng lên trục: *Lực tác dụng từ bộ truyền cấp nhanh: *Lực tác dụng lên bộ truyền cấp chậm: 3.2.2:Tính sơ bộ trục:Theo công thức : mm ( 3.1)Trong đó: T :mụmen xoắn của các bộ truyền tác dụng lên trục. [τ] Ứng suất xoắn cho phép của vật liệu trục (MPa) , Với thép 45 thì [τ] =12….30 (MPa)Ta chọn [τ]=20 (MPa) =>Ta cú cỏc đường kính trục sơ bộ như sau : Lấy trũn cỏc sơ bộ trục ta được: d1=30 (mm) d2 =60 (mm) d3 =80(mm) 3.3:Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động,chiều dài mayơ của các chi tiết quay ,chiều rộng ổ,khe hở cần thiết và các yếu tố khác. Dựa vào đường kính sơ bộ ta sử dụng bảng (10.2) [1]/Trang 189 chọn gần đúng chiều rộng ổ lăn b0 : d(mm) 30 60 80 b0(mm) 19 31 39 - Chiều dài mayơ đĩa xích và bánh răng trụ :  lm33 = (1,2¸1,5)80 = 96 ¸120=> chọn lấy lm33 =130 (mm)- Chiều dài mayơ bánh răng trụ: l m13 = (1,2¸1,5)30 =36¸45 => chọn lấy lm13 = 80 (mm) lm22 =(1,2¸1,5)60 =72¸90 => chọn lấy lm22 = 80(mm) lm32 =(1,2¸1,5)80= 96 ¸120=> chọn lấy lm32 = 100 (mm) - Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi: lm12 = (1,4 ¸2,5).=(1,4 ¸2,5).30=42 ¸75 => chọn lm12 = 50(mm) * Các kích thước liên quan khác tra bảng (10.3) ta được:- Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc giữa các chi tiết quay : k1 = 10 mm Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp giảm tốc: k2=10mm Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15mm Chiều cao nắp ổ và đầu bulông : hn = 20 mm* Xác định các khoảng cách trục:-Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiờt quay:+ Trên trục I: l12 = 0,5(lm12 +b01) +k3 +hn = 0,5(50+19) +15 +20 = 69,5 (mm) l13 = 0,5l11 = 0,5(lm13 +b01) +k1 +k2 = 0,5(80+ 19) + 10 +10 = 69,5 (mm) l11 = 2.l13= 2.69,5=139(mm) + Trên trục II: l22 = 0,5(lm22 +b02) +k1 +k2 = 0,5(80+31) +10 +10= 75,5 (mm) (mm)(mm) + Trên trục III (mm) l31 = 2l32 = 159 (mm) lc33=0,5(lm33+b0)+k3+hn= 0,5(130+19)+15+20 =109,5(mm) l33=l31+lc33= 159+109,5=268,5 (mm) 3.4 : Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục:a, Trục I Trên trục 1 có 3 chi tiết quay là bánh răng Z1 , trục động cơ và khớp nối do đó các lực tác dụng lên trục I Gồm:+ Lực vòng:  + Lực hướng tâm: + Lực dọc trục : và các phản l ực liên kết ở 2 ổ chưa xác định đ ược.-Trục I quay ngược chiều kim đồng hồ. * L ực từ khớp nối tác dụng lên trục là : (Chiều ngược với lực vũng trờn bánh răng) :Dường kính vòng tròn qua tõm cỏc chốt của nối trục đàn hồi.Giỏ trị của nó tra bảng (16-10a) Tập2 /Trang 68 * Xác định phản lực tại các ổ :-Lấy Mụmen tại B ta có: =>XD= XB = XD - Ft1+ Fkn = 2563,4 – 458,16 + 545,2 = -1473N (nguợc chiều giả thiết) Xác định lực theo phuơng thẳng đứng Ta có N YB=Fr1 – YD = 1846,8 – 653,27 = 1193,53N Từ đó tính gần đúng trục. Dựa vào biểu đồ mụmen ta có Ta có đuờng kính sơ bộ d=30mm Tra bảng 10.5[1] ta có []= 63 N +) Tai vị trí lắp bánh răng ta có N.mm mm Tại vị trớ cú lắp then nên ta tăng thêm 4% kích thuớc trục d= d + d.4% =32,69 + 32,69.4% = 33,99mm chọn đuờng kính tiêu chuẩn d=35mm Tại vị trí ổ ta có (mm) (mm) Chọn đuờng kính tiêu chuẩn d=30(mm) Tại vị trí khớp nối ta có: (mm) (mm) Tại vị trí này có then nên ta tăng thêm 4% kích thước trục d = 25,06 + 25,06.4% = 26,06 (mm) chọn theo tiêu chuẩn : d =30(mm) Biểu đồ mụmen và sơ đồ trục như hình vẽ (Hình 1)  * Kiểm nghiệm bánh răng Ta có (mm) Do X< 2,5m =2,5.2,5= 6,25mm nên ta phải thiết kế bánh răng liền trục b, Trục II, Trục II gồm 2 chi tiết quay là bánh răng Z2 ,Z3 với các lực tác dụng tương ứng: Fa2=1501 N Ft2=4581,6 N Fr2=1846,8N Fa3=2920 N Ft3=12275,43N Fr3=4720,7N Tớnh các lực theo phương thẳng đứng. Ta có: Tính lực theo phương ngang Ta có: ( Ngược với chiều giả thiết) Tính gần đúng trục Ta có đường kính sơ bộ d=60mm Tra bảng 10.5 [1] ta có [] = 48N +, Tại vị trí B ta có Tại vị trí B có rãnh then nên phải tăng đường kính trục lên 4% để đảm bảo khi lắp then đạt điều kiện bền dB= 56,7+56.7.0,04= 58,9mm => chọn dB=60mm +,Tại vị trí C ta có Tại vị trí C có lắp rãnh then nên phải tăng đường kính trục lên 4% để đảm bảo khi lắp then đạt điều kiện bền dC=62,89+62,89.0,04= 65.4mm chọn đường kính trục tiêu chuẩn dC=70 Biểu đồ mụmen như hình vẽ: Trục III Trục III có bánh răng Z4 và khớp nối vòng đàn hồi nờn cú cỏc lực tác dụng tương ứng Fr4=4720N Fa4=2920 Ft4=12274,5N FKN3=(0,2ữ0,3)= *) Xác định phản lực tại các ổ: Lấy mụmen tại C theo phương ngang ta có (ngược chiều giả thiết) Xác định lực theo phương thẳng đứng. *) Tính gần đúng trục Ta có đường kính sơ bộ d =80mm Tra bảng 10.5 [1] ta có [] = 48N Tại vị trí B ta có = 1710165Nmm mm Do tại B có lắp rãnh then nên phải tăng đường kính trục lên 4% dB = 70,89+70,89.0,04 = 73,72mm chọn dB = 80mm Tại vị trí C Chọn dC= 70mm Tại vị trí D Tai D có lắp then nên ta tăng đường kính trục lên 4% dD= 68,3+68,3.0.04=71.03mm chon dD =70mm Biểu đồ mụmem như hình vẽ 3.5 Tính kiểm nghiệm trục 3.5.1 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Để trục được đảm bảo an toàn về độ bên mỏi thì hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm phải thỏa mãn điều kiện. Trong đó : hệ số an toàn cho phép =1,52,5 : là hệ số an toàn chỉ xột riờng đến ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xột riờng đến ứng suất tiếp tại tiết diện j Với thộp tụi cải thiện có b=600 Mpa là giới hạn bền mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. : là hệ số biên độ và hệ số trung bình ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j - Đối với trục quay , ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng : - Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động : - là mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại tiết diện j của trục, được xác định theo bảng 10.6 [1] - : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra theo bảng 10.7[1] - xác định theo công thức : - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công, tra theo bảng 10.8[1] - :hệ số tăng bền bề mặt trục, tra theo bảng 10.9[1] - : hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi , tra bảng 10.10[1] - : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, tra bảng 10.12[1] Kiểm nghiệm mỏi cho trục I : Dựa vào biểu đồ mô men ta thấy tiết diện C là tiết diện nguy hiểm nhất nên ta kiểm nghiệm cho tiết diện này. Điều kiện: Vật liệu trục I : thép 45 =600 MPa = 261,6 MPa = 151,728 Mpa Dựa vào biểu đồ mô men ta thấy tiết diện C tức tiết diện thứ 3 là tiết diện nguy hiểm nhất nên ta kiểm nghiệm cho tiết diện này. Điều kiện: Vật liệu trục I : thép 45 =600 MPa = 261,6 MPa = 151,728 Mpa * Tiết diện 3 : - Đối với trục quay , ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng : Tra bảng 9.1a[I] ta có kích thước then bằng : Ta có : - Tra bảng 10.8[I] với phương pháp gia công tiện, Ra = 2,5ữ0,63 => : không tăng bền bề mặt trục - Tra bảng 10.10[1] => - Tra bảng 10.12[1] => ( dùng dao phay ngón) => Tra bảng 10.7[I] : => thay các giá trị vào công thức tinh Vậy trục I thỏa mãn điều kiện bền mỏi. 3.5.1.2.Kiểm nghiệm mỏi cho trục II : Dựa vào biểu đồ mô men ta thấy tiết diện thứ 3(tại C) là tiết diện nguy hiểm nhất nên ta kiểm nghiệm cho tiết diện này. Điều kiện: Vật liệu trục II : thép 45 =600 MPa = 261,6 MPa = 151,728 Mpa - Đối với trục quay , ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng : Tra bảng 9.1a[I] ta có kích thước then bằng : Ta có : - Tra bảng 10.8[I] với phương pháp gia công tiện, Ra = 2,5ữ0,63 => : không tăng bền bề mặt trục - Tra bảng 10.10[I] => - Tra bảng 10.12[I] => ( dùng dao phay ngón) => Tra bảng 10.7[I] : => thay các giá trị vào công thức tinh Vậy trục II thỏa mãn điều kiện bền mỏi. 3.5.1.3.Kiểm nghiệm mỏi cho trục III : Dựa vào biểu đồ mô men ta thấy tiết diện 2 tại B(vị trí bánh răng trụ) là tiết diện nguy hiểm nhất nên ta kiểm nghiệm cho tiết diện này. Vật liệu trục III : thép 45 =600 MPa = 261,6 MPa = 151,728 Mpa Điều kiện: - Đối với trục quay , ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng : Tra bảng 9.1a[I] ta có kích thước then bằng : Ta có : - Tra bảng 10.8[I] với phương pháp gia công tiện, Ra = 2,5ữ0,63 => : không tăng bền bề mặt trục - Tra bảng 10.10[I] => - Tra bảng 10.12[I] => ( dùng dao phay ngón) => Tra bảng 10.7[I] : => Thay các giá trị vào công thức tinh (thừa bền nhiều) Chọn lại đường kính trục 3 d = 70mm Kiểm nghiệm lại ta có Điều kiện: - Đối với trục quay , ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng : Tra bảng 9.1a[1] ta có kích thước then bằng : Ta có : - Tra bảng 10.8[I] với phương pháp gia công tiện, Ra = 2,5ữ0,63 => : không tăng bền bề mặt trục - Tra bảng 10.10[I] => - Tra bảng 10.12[I] => ( dùng dao phay ngón) => Tra bảng 10.7[I] : => Thay các giá trị vào công thức tinh (Thỏa mãn) Hạ bậc tại vị trí C: có dC = dD =65mm Vậy trục III thỏa mãn độ bền mỏi. 3.5.2. TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC THEO ĐỘ BỀN TĨNH : Để phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột ta tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức 10.27[1] Trong đó : ; ; Với và - momen uốn lớn nhất và momen uốn xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải. - giới hạn chảy của vật liệu trục 3.5.2.1.Tính kiểm nghiệm cho trục I : Trục I có tiết diện nguy hiểm nhất là tiết diện C (vị trí số 3) Þ Vậy trục I đảm bảo độ bền tĩnh. 3.5.2.2. Tính kiểm nghiệm cho trục II : Trục II có tiết diện nguy hiểm tại vị trí thứ 3 (vị trí lắp bánh răng ) Þ Vậy trục II đảm bảo điều kiện bền tĩnh. 3.5.2.3. Tính kiểm nghiệm cho trục III : Trục III có tiết diện nguy hiểm tại vị trí thứ 2 ( vị trí lắp bánh răng) Þ Vậy trục III đảm bảo điều kiện bền tĩnh. Phần IV: Tính Mối Ghép Then Chọn mối ghép then đầu tròn để lắp trờn cỏc trục. Điều kiện bền dập và bền cắt có dạng: Trong đó: [sd] = 150 MPa, ứng suất dập cho phép, tra bảng 9.5 [1] . [tc] = 60…90 MPa , ứng suất cắt cho phép , vì chịu tải trọng tĩnh 4.1.Tính then trục I: Mụmen xoắn trục I: Nmm. * Chọn then khớp nối: - Từ đường kính trục đoạn trục khớp nối theo bảng 9.1a [1] ta có kích thước then như sau: -, với , , chọn theo tiêu chuẩn . Þ (mm) - Bán kính góc lượn: . - Kiểm nghiệm then: Ứng suất dập: Ứng suất cắt: Vậy then đảm bảo đủ bền để làm việc. 4.2.Tính then trục II: Mụmen xoắn trục I: Nmm. * Chọn then bánh răng tại vị trí thứ 2 (tại B): - Từ đường kính trục đoạn trục lắp bánh răng theo bảng 9.1a [1] ta có kích thước then như sau: -, với , , chọn theo tiêu chuẩn . Þ (mm) - Bán kính góc lượn: . - Kiểm nghiệm then bánh răng : Ứng suất dập: Ứng suất cắt: Vậy then đảm bảo đủ bền để làm việc. * Chọn then bánh răng thú 3 (tai điểm C): - Từ đường kính trục đoạn trục lắp bánh răng trụ theo bảng 9.1a [1] ta có kích thước then như sau: -, với, , chọn theo tiêu chuẩn . Þ (mm) - Bán kính góc lượn: . - Kiểm nghiệm then bánh răng trụ: Ứng suất dập: Ứng suất cắt: Vậy then đảm bảo đủ bền để làm việc. 4.3.Tính then trục III: Mụmen xoắn trục I: Nmm. * Chọn then bánh răng: - Từ đường kính trục đoạn trục lắp bánh răng côn theo bảng 9.1a [1] ta có kích thước then như sau: -, với , , chọn theo tiêu chuẩn . Þ (mm) - Bán kính góc lượn: . - Kiểm nghiệm then: Ứng suất dập: Ứng suất cắt: Vậy then không đủ bền để làm việc .Ta chọn 2 then tại vị trí lắp.Khi đó mỗi then chịu mô men xoắn Ứng suất dập: Ứng suất cắt: Vậy then đủ bền để làm việc. * Chọn then khớp nối : - Từ đường kính trục đoạn trục lắp khớp nối theo bảng 9.1a [1] ta có kích thước then như sau: -, với , , chọn theo tiêu chuẩn . Þ (mm) - Bán kính góc lượn: . - Kiểm nghiệm then: Ứng suất dập: Ứng suất cắt: Vậy then đảm bảo đủ bền để làm việc. Phần V: Chọn Ổ Lăn 5.1 Chọn loại ổ lăn cho các trục 5.1.1 Trục I: Trục I có lắp 1 bánh răng ta có lực dọc trục do bánh răng tác dụng lên trục là Fa= Fa1=1501,9(N) Tại gối đỡ 0 và 1 của trục ta có: N N Ta có tỷ số: Để cho trục I có cùng loại ổ ta chọn theo tỷ số lớn hơn Do lực dọc trục lớn ta chọn ổ bi đũa trụ ngắn đỡ (không tiếp nhận lực dọc trục) Kí hiệu ổ d( mm) D(mm) B(mm) Con lăn r=r1 C(kN) C0(kN) Đường kính Chiều dài 2606 30 72 27 10 14 2 41,6 31,2 a, Tính kiểm nghiệm khả năng tải động. Theo công thức 11.6[1] Trong đó :hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Tra bảng 11.3[I] =1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ, với Nhận thấy , vậy dùng tải trọng quy ước để tính - Khả năng tải động : Trong đó : m: bậc của đường cong mỏi, đối với ổ đũa L: tuổi thọ tính theo giờ làm việc =42048 giờ Trục I có n = 1455 vg/ ph => triệu vòng => b. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh : Điều kiện : Tra bảng 11.6[I] tra các hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục Với ổ đũa trụ: ổ thỏa mãn khả năng tải tĩnh Vậy ổ đã chọn thỏa mãn điều kiện làm việc 5.1.2 Tính chọn ổ cho trục II Trục II có Vậy Ta chọn ổ bi đỡ- chặn với góc tiếp xúc là 120 có thông số như sau Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) r1 (mm) C (kN) C0 (kN) 46312 60 130 31 3,0 1,5 78,8 66,6 a. Tính kiểm nghiệm theo khả năng tải động: - Lực phản tác dụng lên ổ là : - Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra : Theo công thức 11.8[1] : với tra bảng 11.4 [1] Lực dọc trục do các chi tiết quay sinh ra trên ổ là: Theo bảng 11.5[I] ta có tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ đũa là : - Xác định X, Y : Ta có : Trong đó V =1 Theo bảng 11.4[1] => Trong đó V =1 Theo bảng 11.4[1] => - Tính tải trọng quy ước: Theo công thức 11.3[1]: Trong đó :hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Tra bảng 11.3[I] =1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ, với Tính được : Nhận thấy .Vậy tính theo - khả năng tải động : Trong đó : m: bậc của đường cong mỏi, đối với ổ bi m =3 L: tuổi thọ tính theo giờ làm việc =42048 giờ Trục II có n = 185,56 vg/ ph => triệu vòng => => ổ thỏa mãn khả năng tải động b. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh : Điều kiện : Tra bảng 11.6[I] tra các hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục Với ổ bi đỡ- chặn 1 dãy : => ổ thỏa mãn khả năng tải tĩnh Vậy ổ đã chọn thỏa mãn điều kiện làm việc. 5.1.3 Tính chọn ổ cho trục III Trục III có Fr4=4720N Fa4=2920 Chọn ổ bi đỡ - chặn có góc tiếp xúc α=120 và thông số như sau: Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) r1 (mm) C (kN) C0 (kN) 36212 65 120 23 2,5 1,2 54,4 46,8 a. Tính kiểm nghiệm theo khả năng tải động: - Lực phản tác dụng lên ổ là : Lực tác dụng lên ổ 1 theo phương y - Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra : Theo công thức 11.8[1] : với tra bảng 11.4 [1] Theo bảng 11.5[I] ta có tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ đũa là : - Xác định X, Y : Ta có : Trong đó V =1 Theo bảng 11.4[1] => Trong đó V =1 Theo bảng 11.4[1] => - Tính tải trọng quy ước: Theo công thức 11.3[1]: Trong đó :hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Tra bảng 11.3[I] =1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ, với Tính được : Nhận thấy .Vậy tính theo - khả năng tải động : Trong đó : m: bậc của đường cong mỏi, đối với ổ bi m =3 L: tuổi thọ tính theo giờ làm việc =42048 giờ Trục II có n = 85,13 vg/ ph => triệu vòng => => ổ thỏa mãn khả năng tải động b. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh : Điều kiện : Tra bảng 11.6[I] tra các hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục Với ổ bi đỡ- chặn 1 dãy : => ổ thỏa mãn khả năng tải tĩnh Vậy ổ đã chọn thỏa mãn điều kiện làm việc. PHẦN VI : CHỌN KHỚP NỐI Chọn khớp nối là trục vòng đàn hồi vỡ nú có khả năng giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục. Nối trục có bộ phận đàn hồi bằng vật liệu phi kim loại (cao su) nên rẻ tiền và đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy. Vì vậy nó được dùng khi truyền mụmen xoắn nhỏ và trung bình (< 10000 Nm) Tra bảng 16.10a[1] ta được các kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi: T Nm D dm L l d1 Do Z nmax B B1 l1 D3 l2 186,16 135 70 84 170 90 103 5 4600 5 42 30 28 32 3004,83 260 160 175 170 150 220 8 2300 8 70 48 48 48 Tra bảng 16.10b[1] ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi: dc d1 D2 l l1 l2 l3 k 14 M10 20 62 34 15 28 1,5 30 M16 35 104 52 24 50 2 Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và của chốt: ; thay số ta được : +vòng đàn hồi 1: ta có : lo = l1 + l2/2 = 34 + 15/2 = 41,5mm mà : [sd] = (2 ¸ 4) MPa ; [su] = (60 ¸ 80) MPa khớp nối đủ điều kiện bền. +vòng đàn hồi 2: ta có : lo = l1 + l2/2 = 52 + 24/2 = 64mm mà : [sd] = (2 ¸ 4) MPa ; [su] = (60 ¸ 80) MPa khớp nối đủ điều kiện bền. PHẦN VII : CHỌN KHỚP NỐI 7.1. TÍNH CHỌN KHỚP NỐI: Chọn nối trục là nối trục loại vòng đàn hồi, vỡ nú có khả năng : giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hương do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch truc. Nối trục có bộ phận đàn hồi bằng vật liệu không kim loại rẻ và đơn giản. Ta có cấu tạo nối trục vòng đàn hồi như hình vẽ 7.1.1.Tính khớp nối trục I: * Xác định kích thước nối trục : Ta cú mụmen xoắn trục I là : Nmm. Dựa vào mụmen xoắn và đường kính mm, tra bảng 16.10a [2] ta được kích thước nối trục vòng dàn hồi như bảng sau: ơ d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2 42 140 80 175 110 75 105 6 3800 5 42 30 28 32 Theo bảng 16.10b [2] ta tra được kích thước cơ bản của vòng đàn hồi như bảng sau: dc d1 D2 l l1 l2 l3 H 10 M8 15 42 20 10 15 1,5 * Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt: Điều kiện sức bền đập của vòng đàn hồi: Điều kiện sức bền của chốt: Trong đó: - - : ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy . - : ứng suất cho phép của chốt. - Vậy ta có: Vậy vòng đàn hồi và chốt đủ điều kiện bền để làm việc. 7.1.2.Tính khớp nối trục III: * Xác định kích thước nối trục : Ta cú mụmen xoắn trục I là : Nmm. Với Nmm ; , tra bảng 16.10a [2] ta được kích thước nối trục vòng dàn hồi như bảng sau: d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2 60 210 120 175 110 110 160 8 2300 8 70 40 36 40 Theo bảng 16.10b [2] ta tra được kích thước cơ bản của vòng đàn hồi như bảng sau: dc d1 D2 l l1 l2 l3 H 30 M24 38 110 65 30 56 3 * Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt: Điều kiện sức bền đập của vòng đàn hồi: Điều kiện sức bền của chốt: Trong đó: - - : ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy . - : ứng suất cho phép của chốt. - Vậy ta có: mm Vậy vòng đàn hồi và chốt đủ điều kiện bền để làm việc. PHẦN VIII THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC I. CHỌN BỀ MẶT LẮP GHÉP VÀ THÂN: Ta chọn bề mặt lắp ghép của vỏ hộp và thân đi qua tâm trục. Nhờ đó việc lắp ghép các chi tiết thuận tiện hơn. II. XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC CƠ BẢN CỦA VỎ HỘP: Hình dạng của nắp và thân chủ yếu được xác định bởi số lượng và kích thước của bánh răng, vị trí mặt ghép và sự phân bố của các trục trong hộp, đồng thời còn phụ thuộc vào chỉ tiêu kinh tế, độ bền và độ cứng. Nhìn chung, vỏ hộp do các mặt phẳng và mặt trụ tạo thành. Mặt phẳng thuaaanj tiện khi làm khuôn mẫu nhưng tăng khuôn khổ, kích thước và trọng lượng vỏ hộp. Dựa vào bảng 18.1 và 18.2 [2] ta xác định được kích thước của hộp như sau: * Chiều dày thân hộp: . Chọn * Chiêu dày nắp hộp: Trong đó: - a : khoảng cỏc tõm, mm. * Gân tăng cứng: - Chiều dày , chọn . - Chiều cao h=50 mm. - Độ dốc khoảng 2o * Đường kính: - Bulụng nền, , chọn . - Bulụng cạnh ổ, , chọn . - Bulụng ghộp bớch nắp và thân, , chọn . -Vớt ghép nắp ổ, , chọn . -Vớt ghép nắp cửa thăm, , chọn . * Mặt bích ghếp nắp và thân: - Chiều dày bớch thõn hộp, Chọn . -Chiều dày bích nắp hộp, -Bề rộng mặt bích nắp và thân, Trong đó: : bề rộng mặt ghộp bulụng cạnh ổ. ; Chọn Mà , nên chọn . * Kích thước gối trục : - Đường kính ngoài và tâm lỗ vớt:D3, D2. Theo bảng 18.2 [2] ta tra được : Trục D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm) h(mm) d4(mm) Z I 72 90 115 65 10 M8 6 II 130 150 180 115 14 M10 6 III 120 140 170 115 14 M10 6 Bảng 4.2.1: D: Đường kính nắp ổ. * Mặt đế hộp: - Chiều dày khi không có phần lồi : Chọn . - Bề rộng đế hộp: * Khe hở giữa các chi tiết: - Giữa bánh răng và thành trong của hộp: Chọn . -Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp: Chọn . - Giữa mặt bờn cỏc bánh răng với nhau: . * Số lượng bulụng nền: . * Cửa thăm: Để kiểm tra, quan sát chi tiết trong hộp khi lắp ghép và đẻ đổ đầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp. Cửa thăm có kích thước như sau: A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 130 87 12 M8x22 4 Bảng 4.2.2: kích thước và số lượng cửa thăm: Hình 4.2.1: Kích thước nắp quan sát. * Nút thông hơi: Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dựng nỳt thông hơi. Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm hoặc vị trí cao nhất của nắp hộp. Kích thước nút thông hơi như bảng sau: A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27X 2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 32 6 32 18 36 32 Bảng 4.2.3: kích thước nút thông hơi: Hỡnh 4.2.2:Nút thông hơi. * Que thăm dầu: Có kích thước được tiêu chuẩn hóa và cho như hình vẽ. Hình 4.2.3: Cấu tạo và kích thước que thăm dấu. * Nỳt tháo dầu: Sau một thời gian làm việc,dầu bôi trơn bị bẩn (do bụi và do hạt mài), hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu . lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nỳt thỏo dầu. Kết cấu và kích thước cho trong bảng 18.7 [2]. d b m f L c q D S Do M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4 Bảng 4.2.4: kích thước nỳt thỏo dầu. Hình 4.2.34: Cấu tạo nỳt thỏo dầu. Ngoài ra còn phải tính toán một số chi tiết nhỏ khác như: + Vũ tra dầu. + Chốt định vị + Vòng phớt chắn dầu + Vòng chắn dầu… MỤC LỤC Tài Liệu Tham Khảo Hướng dẫn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 Hướng dẫn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2 Atlat Chi tiết máy LỜI NểI ĐẦU Thế kỷ 21,khoa học kỹ thuật trên thế giới đang phát triển mạnh mẽ và có nhiều thành tựu lớn.Ngành cơ khí cũng có nhiều đóng góp trong sự phát triển đú.Quỏ trỡnh đưa những ứng dụng tin học vào trong thiết kế và sản xuất cơ khí đã làm cho ngành cơ khí phát triển hơn nữa.Sự ra đời của các phần mềm như Solidworks,Inventor,Catia…đó giỳp cỏc kỹ sư có thể thưc hiện công việc nhanh chóng và chính xác. Từ sự phát triển chung đú,kỹ sư tương lai đòi hỏi phải cú cỏc kiến thưc về cơ khí và sử dụng thành thạo các phần mềm hỗ trợ.Đồ án môn học Thiết kế sản phẩm với CAD giúp cho sinh viên có thể tiếp cận với quá trình tính toán, thiết kế các chi tiờt mỏy với sự trợ giúp của máy tính. Trong quá trình làm đồ án chúng em được sự giúp đỡ tận tình của các thầy cô bộ môn Kỹ thuật cơ khớ.Đặc biệt, với sự giúp đỡ của thầy Vũ Ngọc Pi và Thầy Nguyễn văn Trang chúng em có thể hoàn thành đồ án này.Quỏ trỡnh tính toán thiết kế còn nhiều sai sót, chúng em mong được sự nhận xét của các thầy cô giáo. Chúng em xin chân thành cảm ơn.