Đề tài Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn cho trục các bộ truyền trong Hộp Giảm Tốc. Vì vận tốc của bánh răng nhỏ nên ta chọn cách bôi trơn ngâm trong dầu bằng cách ngâm bánh răng, trục vít, bánh vít hoặc các chi tiết phụ khác ta dùng dầu công nghiệp 45 để bôi trơn hộp giảm tốc Khi vận tốc nhỏ thì lấy chiều sâu ngâm là 1/6 bán kính bánh răng cấp nhanh còn đối với cấp chậm dưới 1/3 bán kính, 0,4 – 0,8 lít cho 1 Kw. Chọn độ nhớt của dầu ở 50oC với bánh răng thép b = 600 N/mm2. Ta chọn dầu theo bảng 10 – 20.

docx66 trang | Chia sẻ: lylyngoc | Ngày: 20/02/2014 | Lượt xem: 1751 | Lượt tải: 7download
Bạn đang xem nội dung tài liệu Đề tài Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, để tải tài liệu về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
BỘ CÔNG THƯƠN BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC KINH TẾ - KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ Đề tài: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP Nam Định :20/10/2013 Giáo viên hướng dẫn : Đỗ Anh Tuấn Sinh viên thực hiện : Nguyễn Văn Phú Lớp : ĐHCK4AND LỜI NÓI ĐẦU Đồ án môn học chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành cơ khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy. Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay. Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu : “ thiết kế hệ hộp giảm tốc hai cấp( hộp khai triển) ”. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng, song bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến của thầy cô, giúp em có được những kiến thức thật cần thiết để sau này ra trường có thể ứng dụng trong công việc cụ thể của sản xuất. Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ môn và đặc biệt là thầy Đỗ Anh Tuấn đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành nhiệm vụ của mình. Em xin chân thành cảm ơn ! Nam Định, ngày 20 tháng 10 năm 2013 Sinh viên: Nguyễn Văn Phú NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN .................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................................... Nam Định, ngày 20 thág 10 năm 2013 Đề tài: Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp ( hộp khai triển ) 1 2 3 4 5 F v t T T2 T1 Tmm t1 t2 tmm tck Tmm = 1,8 T1 T2 = 0,7 T1 t1 = 3 giờ t2 = 4,2 giờ tck = 8 giờ II III I 1, Động cơ Hộp giảm tốc bánh răng trụ răng: Thẳng Nghiêng 4, Bộ truyền đai 2, Nối trục đàn hồi 5, Băng tải Các số liệu ban đầu: Lực kéo băng tải: F = 12000 (N) Vận tốc băng tải: v = 0,52 (m/s) Đường kính tang: D = 340 mm Thời hạn phục vụ: lh = 14000 giờ Số ca làm việc: Số ca = 2 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài: 300 Đặc tính làm việc: Va đập êm. Phần I – Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền và mômen xoắn trên trục. Công suất cần thiết Gọi Pt - công suất tính toán trên trục máy công tác (Kw) Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ (Kw) η – hiệu suất chuyền động. Ta có: Pt = Fv1000 Pt = 12000.0,521000 =6,24(Kw) Vậy công suất tính toán trên trục máy công tác là: Pt = 6,24 (Kw) Áp dụng công thức Pct = Ptη với η = η1.η22.η34.η4 Trong đó: η1, η2, η3, η4 được tra trong bảng trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ. η1= 0,96 – hiệu suất bộ truyền đai η2= 0,98 – hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ η3= 0,995 – hiệu suất của 1 cặp ổ lăn η4= 1 – hiệu suất của khớp nối. Pct = 6,240,96. 0,982.0,9954.1 = 7,05 (Kw). Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là: Pct = 7,05 (Kw). Tính số vòng quay trên trục của tang Ta có số vòng quay trên trục của tang là: nt = 60.103.vπ.D nt = 60000.0,523,14.340 = 29,22 (vòng/phút). Chọn số vòng quay sơ bộ cho động cơ Tra bảng. Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ là: Áp dụng công thức: nsb = nt.ihgt.id = 29,22.12.2 = 701 (vòng/phút) Trong đó: ihgt – tỷ số truyền của hộp giảm tốc id – tỷ số truyền của đai thang. ihgt và id được tra trong bảng tỷ số truyền ta chọn ihgt = 12; id = 2. Chọn động cơ Động cơ cần chọn ở chế độ làm việc dài, phụ tải không thay đổi nên động cơ phải có Pdm ≥ Pct = 7,05 (Kw). Theo bảng 2P1(TKCTM trang 322) ta chọn động cơ số hiệu AO2 - 52 - 6 có thông số kỹ thuật sau: + Công suất định mức: Pdm = 7,5 (Kw) + Tốc độ quay: ndc = 970 (Vòng /phút) 1.5 Phân phối tỷ số truyền Với động cơ đã chọn ta có: Pdm = 7,5 (Kw) ndc = 970 (Vòng /phút) Theo công thức tính tỷ số truyền ta có: ic = ndcnt = 97029,22 = 33,19 Ta có ic = ihgt.id Trong đó: ic – tỷ số truyền chung ihgt – tỷ số truyền của hộp giảm tốc id – tỷ số truyền của đai. Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hộp giảm tốc id = 2. Ta tính được: inh.ich= = 33,192 = 16,6 Với lược đồ dẫn động như đề cho ta chọn inh = 1,3.ich Trong đó: inh - tỷ số truyền nhanh của hộp giảm tốc ich – tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc. ich = 16,61,3 = 3,6 inh =1,3.3,6 = 4,7 1.6 Công suất động cơ trên các trục - Công suất động cơ trên trục I là: PI = Pct.η1. = 7,05. 0,96 = 6,768 (Kw) - Công suất động cơ trên trục II là: PII = PI.η2. η3 = 6,768.0,98.0,99 = 6,566 (Kw) - Công suất động cơ trên trục III là: PIII = PII.η3. η4 = 6,5661. 0,99.1 = 6,5 (Kw) -Công suất động cơ trên trục IV là: PIV = PIII = 6,5 (Kw) 1.7 Tốc độ quay trên các trục - Tốc độ quay trên trục I là: n1 = ndcid = 9702 = 485 (vòng/phút) - Tốc độ quay trên trục II là: n2 = n1inh = 4854,7 = 103,2 (vòng/phút) - Tốc độ quay trên trục III là: n3 = n2ich = 103,23,6 = 28,67 (vòng/phút). - Tốc độ quay trên trục IV là: n3 = n4 = 28,67 (vòng/phút). 1.8 Xác định mômen xoắn trên các trục - Mômen xoắn trên các trục động cơ được tính theo công thức: Mdc = 9,55.106.Pctndc = 9,55.106.7,05970 = 69409,8 (N.mm) Mômen xoắn trên trục I là: M1 = 9,55.106.PIn1 = 9,55.106.6,768485 = 132266 (N.mm) Mômen xoắn trên trục II là: M2 = 9,55.106.PIIn2 = 9,55.106.6,566103,2 = 607609 (N.mm) -Mômen xoắn trên trục III là: Trục Thông số Động cơ I II III IV Công suất (Kw) 7,05 6,84 6,64 6,38 6,38 Tỉ số truyền i 2 4,7 3,6 1 Vận tốc vòng n (vòng/phút) 970 485 103,2 28,67 28,67 Mômen (N.mm) 69409,8 132266 607609 2165155 2165155 M3 = 9,55.106.PIIIn3 = 9,55.106.6,5 28,67 = 2165155 (N.mm) Mômen xoắn trên trục IV là: M4 = M3 =2165155 (N.mm) Ta có bảng thông số sau: PhầnII – Tính toán bộ truyền đai. 2.1 Chọn loại đai Thiết kế bộ truyền đai cần phải xác định được loại đai, kích thước đai và bánh đai, khoảng cách trục A, chiều dài đai L và lực tác dụng lên trục. Do công suất động cơ Pct = 7,05 (Kw) và id = 2 < 10 và yêu cầu làm việc êm nên ta hoàn toàn có thể chọn đai thang. Ta nên chọn đai làm làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm việc được trong điều kiện môi trường ẩm ướt, có súc bền và tính đàn hồi cao. Đai vải cao su thích hợp ở các truyền động có vận tốc cao, công suất truyền động nhỏ. 2.2 Xác định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai 2.2.1 Xác định đường kính bánh đai nhỏ D1 Từ công thức kiểm nghiện vận tốc: Vd = ndc.π.D160.1000 ≤ Vmax = (30 ÷ 35) m/s D1 = ≤ 35.60.1000970.3,14 = 689,5 (mm) Theo ( bảng 5.14 ) và ( bảng 5.15 ) chọn D1 = 140 mm => Vd = 970.3,14.14060000 = 7,1 ( m/s) < Vmax = (30 ÷ 35) m/s 2.2.2 Xác định đường kính bánh đai lớn D2 Theo công thức (5-4) ta có đường kính bánh đai lớn: D2 = id.D1.(1 – ε) Trong đó: id – hệ số bộ truyền đai ε - Hệ số trượt bộ truyền đai thang lấy ε = 0,02( trang 84 sách TKCTM ) D2 = 2.140.(1 – 0,02) = 274,4 (mm) Chọn: D2 = 280 mm Số vòng quay của trục bị dẫn: n1' = (1 – 0,02). 970.140280 = 475,3 (vòng/phút) Kiểm nghiệm △n = n1-n1'n1 .100% = 485-475,3485 . 100% = 2 (%) Sai số △n ≤ 5%, nằm trong phạm vi cho phép. 2.2.3. xác định tiết diện đai Với đường kính đai nhỏ D1 = 140 , vận tốc đai Vd = 7,1 (m/s) và Pct = 7,05 (Kw) tra bảng (5-13) ta chọn đai loại B với các thông số (bảng 5-11) sau: Sơ đồ tiết diện đai Kí hiệu Kích thước tiết diện đai (mm) h b bt y0 at 11 A 13 y0 2,8 H 8 F (mm2) 81 2.3. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A Theo diều kiện : 0,55(D1 + D2) + h ≤ A ≤ 2(D1 + D2) ( với h là chiều cao tiết diện đai ) Theo bảng (5-16) – trang 94, sách thiết kế chi tiết máy. Với: i = 2, chọn A = 1,2.D2 = 336 (mm) 2.4 Tính chiều dài đai L theo khoảng cách sơ bộ A Theo công thức: L = 2A + π2 (D1 + D2) + D1-D224A = 2.336 + 3,142 (140 + 280) + 140-28024.336 = 1345,9 (mm) Lại có u = VdL umax = 10 Kết hợp theo bảng (5-12) lấy L = 1320 (mm) Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây Theo CT (5-20): u = VdL = 7,11320.10-3 = 5,4 (m/s) ≤ umax = 10 (m/s) 2.5. Xác định chính xác khoảng cách trục A theo L = 1800 mm Theo công thức (5-2) ta có: A = 18 2L-π(D1+D2)+2L-π(D1+D2)2-8(D2-D1)2 = 18 2.1320-3,14(140+280)+2.1320-3,14(140+280)2-8(280-140)2 A =322,7 (mm) Kiểm tra điều kiện (5-19): 0,55(D1 + D2) + h ≤ A ≤ 2(D1 + D2) 0,55(140 + 280) + 8 ≤ 322,7 ≤ 2(140 + 280) 239 (mm) ≤ 322,7 (mm) ≤ 840 (mm) Khoảng cách nhỏ nhất mắc đai: Amin = A – 0,015L = 322,7 – 0,015.1320 = 312,91 (mm) Khoảng cách lớn nhất để tạo lực căng: Amax = A + 0,03L = 322,7 + 0,03.1320 = 372,3 (mm) 2.6. Kiểm nghiệm góc ôm Theo công thức (5-3) ta có : α1 = 180o - D2-D1A.570 = 1800 - 280-140322,7.570 = 1550 > 1200 => Thỏa mãn 2.7. Xác định số đai cần thiết Số đai được xác định theo điều kiện tránh xảy ra trượt trơn giữa đai và bánh đai. Chọn ứng suất căng ban đầu σ0 =1,2 N/mm2 và theo chỉ số D1 tra bảng ta có các hệ số: [σp]0 = 1,7 : ứng suất có ích cho phép (bảng 5-17) Cα = 0,95 : Hệ số ảnh hưởng góc ôm (bảng 5-18 ) Ct = 0,4 : hệ số ảnh hưởng chế độ tải trọng (bảng 5-6) Cv = 1 : hệ số ảnh hưởng vận tốc (bảng 5-19) F = 81 mm2 : Diện tích tiết diện đai (bảng 5-11) Vd = 7,1 (m/s) : Vận tốc đai Số đai cần thiết: Theo công thức (5-22) có : Z ≥ 1000.NV.[σp]0ctcvc∝..1F = 1000.7,1.1,7.0,4.1.0,95.181 = 2,6916 Lấy số đai : Z = 3 2.8. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai - Chiều rộng bánh đai: Theo công thức (5-23): B = (Z - 1).t + 2.S Theo bảng (10-3) có: t = 16 ; S = 10 B = (3 – 1).16 + 2.10 = 52 (mm) Đường kính ngoài bánh đai: Theo công thức (5-24): + Với bánh dẫn: Dn1 = D1 + 2y0 = 140 + 2.2,8 = 145,6 (mm) + Vối bánh bị dẫn: Dn2 = D2 + 2y0 = 280 + 2.2,8 = 285,6 (mm) 2.9. Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục - Lực căng ban đầu với mỗi đai: Theo công thức (5-25) ta có : S0 = σ0 . F Trong đó: σ0 = 1,2 N/mm2 ứng suất căng ban đầu F = 81 mm2 : Diện tích tiết diện đai S0 = 1,2. 81 = 97,2 Lực tác dụng lên trục: Theo công thức (5-26): Rd ≈ 3.S0.Z sin(∝12) Với : ∝1 = 1550 ; Z = 3 Rd = 3. 97,2.3 sin(1552) = 854 (N) Bảng 2: các thông số bộ truyền đai Thông số Giá trị Bánh đai nhỏ Bánh đai lớn Đường kính bánh đai D1 = 140 (mm) D2 = 280 (mm) Đường kính ngoài bánh đai Dn1 = 145,6 (mm) Dn2 = 285,6 (mm) Chiều rộng bánh đai B = 52 (mm) Số đai Z = 3 đai Chiều dài đai L = 1320 (mm) Khoảng cách trục A =322,7 (mm) Góc ôm ∝1 = 1550 Lực tác dụng lên trục Rd = 854 (N) Phần III – Thiết kế bộ truyền bánh răng 3.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện Do hộp giảm tốc 2 cấp chị tải trọng trung bình, nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350; tải trọng va đập nhẹ, thay đổi, bộ truyền bánh răng quay 2 chiều. Đồng thời để tăng khả năng chày mòn của răng chon độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 ÷ 50 HB. Chọn: • Bánh răng nhỏ thép 45 tôi cải thiện. Tra (bảng 3-8) ta có các thông số của thép như sau: giả thiết đường kính phôi: 60 ÷ 90 chọn 90 mm + Giới hạn bền kéo: sbk = 750 ÷850 N/mm2 chọn sbk = 850 N/mm2 + Giới hạn chảy: sch = 450 N/mm2 + Độ rắn HB = 210 ÷ 240 ( chọn HB = 240) • Bánh răng lớn thép 45 thường hoá. Tra (bảng 3-8) ta có các thông số thép như sau: Giả thiết đường kính phôi dưới 100 mm + Giới hạn bền kéo: sk = 600 N/mm2 + Giới hạn chảy: sch = 300 N/mm2 + Độ rắn HB = 170 ÷220 ( chọn HB = 210) (Với cả hai bánh răng ta chọn phôi đúc) 3.2 Xác địnhứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp nhanh Bánh răng chịu tải thay đổi, áp dụng công thức (3-4) ta có: Ntd = 60.u. Th.ni Trong đó: ni – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng thứ i Th – thời gian làm việc của máy u – số lần ăn khớp của 1 bánh răng khi quay một vòng, u = 1 Số chu kì làm việc của bánh răng nhỏ: Ntd1 = 60.u.Th.n1 = 60.1.14000.485 = 40,74.107 Số chu kì làm việc của bánh răng lớn: Ntd2 = 60.u.Th.n2 = 60.1.14000.103,2 = 8,6688.107 Theo bảng (3-9) ta chọn số chu kì cơ sở N0 = 107 Ntd1 > N0 Ntd2 > N0 Lại có: K’N = , K”N = , chọn m = 6 Từ trên Þ K’N = K”N = 1 • Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: [s]tx =[s]Notx.K’N Theo bảng (3-9) ta có [s]Notx = 2,6 HB Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ: [s]N1tx= 2,6.240 = 624 N/mm2 ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: [s]N2tx = 2,6.210 = 546 N/mm2 • Xác định ứng suất uốn cho phép: Vì phôi đúc, thép tôi cải thiện và thường hoá nên n » 1,8 và hệ số tập trung ứng suất chân răng Ks = 1,8 ( thường hoá hoặc tôi cải thiện trang 44 sách TKCTM) • Đối với thép s-1 = (0,4 ÷0,45)sbk , chọn s-1 = 0,45sbk • Răng làm việc hai mặt ( răng chịu ứng suất thay đổi, đổi chiều) nên: [s]u Ứng suất uốn cho phép của + Bánh nhỏ: [s]u1 = = 118 N/mm2 + Bánh lớn: [s]u2 = 83 N/mm2 3.3. Tính khoảng cách trục A - Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = 1,4 - chọn hệ số chiều rộng bánh răng: yA = 0,3 áp dụng công thức (3-9): Asb Trong đó: i = n1n2 = 485103.2 = 4,69 : tỉ số truyền q = (1,15 ÷ 1,35) chọn q = 1,2 – Hệ số ảnh hưởng khả năng tải n2 = 111,7 (vòng/ph) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn N = 6,95 (Kw): công suất trên trục II Asb (4,34+1).31,05.106546.32.1,4.6,640,3.1,2.103,2 = 266,56 (mm) chọn Asb = 270 3.4 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức (3-17) : V = (m/s) Với n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn: V = 2.31,4.270.48560.1000.(4,69+1) = 2,40 (m/s) Theo bảng (3-11) ta chon cấp chính xác để chế tạo bánh răng là cấp 9 3.5. Tính hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A Hệ số tập trung tải trọng: K = Ktt.Kd Trong đó: Ktt : Hệ số tập trung tải trọng; Ktt = Kttb: Hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn Kd : Hệ số tải trọng động ; theo ( bảng 3-13) chọn Kd = 1,4 • Ψd = ΨA.i+12 = 0,3.4,69+12 = 0,85 • Chon ổ trục đối xứng sát bánh răng theo ( bảng 3-12) có Kttb =1,05 Þ Ktt = 1,05+12 = 1,025 Þ K = 1,025.1,4 = 1,435 Áp dụng công thức: A = Asb. = 270.31,4351,4 = 272,23 (mm) Chọn A = 275 (mm) 3.6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng Vì đây là bánh răng trụ răng thẳng nên ta tính mô đun pháp: • Xác định mô đun : m = ( 0,01 ÷ 0,02).A Þ m = (0,01 ÷ 0,02).275 = 2,75 ÷ 5,5 Theo bảng (3-1) chọn m = 3 • Tính số răng: - Số răng bánh nhỏ: Z1 = = 2.2753.(4,69+1) =32,2 (răng) Þ Chọn Z1 = 33 (răng) - Số răng bánh lớn: Z2 = Z1.i = 33.4,69 = 154,77 (răng) Þ Chọn Z2 = 155 ( răng) • Chiều rộng bánh răng nhỏ: b1 = yA.A = 0,3.275 = 82,5 (mm) - Chọn b1 = 83 (mm) - Chiều rộng bánh răng lớn nhỏ hơn chiều rộng bánh răng nhỏ khoảng 5 ÷ 10 mm nên chọn b2 = 78 (mm) 3.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Theo công thức (3-3) có: su = Trong đó : K = 1,42 : Hệ số tải trọng N: Công suất của bộ truyền (kW) y: Hệ số dạng răng n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính m: Mô đun Ztd : Số răng tương đương trên bánh b, su : Bề rộng và ứng suất tại chân răng Theo bảng (3-18): - Số răng tương đương của bánh răng nhỏ: Ztd1 = Z1 = 33 (răng) Þ Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y1 = 0,33 - Số răng tương đương của bánh lớn: Ztd2 = 155 (răng) Þ Hệ số dạng răng bánh lớn: y2 = 0,517 • Như vậy ứng suất chân răng bánh nhỏ là: su1 = 19,1.106.1,435.6,840,33.32.33.485.83 = 47,5 (N/mm2) Ta thấy su1 < [s]u1 = 118 (N/mm2) Þ thoả mãn • ứng suất tại chân răng bánh răng lớn là: su2 = su1. = 47,5.0,330,517 = 30,3 (N/mm2) Ta thấy su2 < [s]u2 = 83 (N/mm2) Þ thoả mãn 3.8. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột • Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43) + Bánh răng nhỏ [s]txqt1 = 2,5.[s]Notx1 = 2,5.624 = 1560 (N/mm2) + Bánh răng lớn [s]txqt2 = 2,5.[s]Notx2 = 2,5.546 = 1365 (N/mm2) Với: stxqt == 1,05.106275.4,69(4,69+1)3.1,435.6,8475.103,2 = 393,5(N/mm2) Þ ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và bánh răng lớn • Kiểm nghiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải: + Bánh răng nhỏ [s]uqt1 = 0,8.sch = 0,8.450 = 360 (N/mm2) suqt1 = = 19,1.106.1,435.6,840,33.32.33.485.83 = 47,5(N/mm2) suqt1< [s]uqt1 Þ thoả mãn + Bánh răng lớn [s]uqt2 = 0,8. sch = 0,8.300 = 240 (N/mm2) suqt2 = su1. = 47,5.0,330,517 = 30,3 (N/mm2) Þ suqt2 < [s]uqt2 Thoả mãn 3.9. Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng • Mô đun pháp tuyến mn = 3 • Số răng Z1 = 33 răng; Z2 = 155 răng • Góc ăn khớp ao = 20o • Chiều rộng răng b1 = 83 (mm) b2 = 75 (mm) • Đường kính vòng chia dc1 = m.z1 = 3.33 = 99 (mm) dc2 = m.z2 = 3.155 = 465 (mm) • Khoảng cách trục A = = 99+4652 = 282 (mm) • Chiều cao răng h = 2,25.mn = 2,25.3 = 6,75 (mm) • Độ hở hướng tâm c = 0,25.mn = 0,25.3 = 0,75 (mm) • Đường kính vòng đỉnh răng: De1 = dc1 + 2.mn = 99 + 2.3 = 105 (mm) De2 = dc2 + 2.mn = 465 + 2.3 = 471 (mm) • Đường kính vòng chân răng: Di1 = dc1 – 2.mn - 2.c = 99 + 2.3 – 2.0,75 = 103,5 (mm) Di2 = dc2 – 2.mn – 2.c = 465 – 2.3 – 2.0,75 = 457,5 (mm) Bảng 3.1: Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Thông số Giá trị Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn Số răng Z1 = 33 răng Z2 = 155 răng Đường kính vòng chia dc1 = 99 mm đc2 = 465 mm Đường kính vòng đỉnh răng De1 = 105 mm De2 = 471 mm Đường kính vòng chân răng Di1 = 103,5 mm Di2 = 457,5 mm Chiều rộng răng b1 = 83 mm b2 = 78 mm Môđun M = 3 Khoảng cách trục A = 282 mm Chiều cao răng h= 6,75 mm Độ hở hướng tâm c= 0,75 mm Góc ăn khớp ao = 20o 3.10. Lực tác dụng lên trục Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên lực dọc trục Pa = 0 Theo công thức (3-49) ta có: + Đối với bánh răng nhỏ : - Lực vòng: P = = 2.9,55.106.Nn.d = 2.9,55.106.6,84485.69 = 3904 (N) - Lực hướng tâm Pr : Pr = P.tgao = 3904.tg20o = 1420,94 (N) 3.11. Tính khoảng cách trục A - Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = 1,4 - chọn hệ số chiều rộng bánh răng: yA = 0,3 áp dụng công thức (3-9): Asb Trong đó: i = n2n3 = 103,228,67 = 3,6 : tỉ số truyền q = (1,15 ÷ 1,35) chọn q = 1,2 – Hệ số ảnh hưởng khả năng tải n2 = 103,2 (vòng/ph) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn N = 6,38 (Kw): công suất trên trục III Asb (3,34+1).31,05.106624.32.1,4.6,380,3.1,2.28,67 = 298,13 (mm) chọn Asb = 300 (mm) 3.12. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức (3-17) : V = (m/s) Với n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn: V = 2.31,4.300.103,260.1000.(3,6+1) = 0,70 (m/s) Theo bảng (3-11) ta chon cấp chính xác để chế tạo bánh răng là cấp 9 3.13. Tính hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A Hệ số tập trung tải trọng: K = Ktt.Kd Trong đó: Ktt : Hệ số tập trung tải trọng; Ktt = Kttb: Hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn Kd : Hệ số tải trọng động ; theo ( bảng 3-13) chọn Kd = 1,1 • Ψd = ΨA.i+12 = 0,3.3,6+12 = 0,69 • Chon ổ trục đối xứng sát bánh răng theo ( bảng 3-12) có Kttb =1,03 Þ Ktt = 1,03+12 = 1,015 Þ K = 1,015.1,4 = 1,421 Chọn hệ số tải trọng sơ bộ Ksb = 1,4 nên ta chọn lại A theo công thức: A = Asb. = 300.31,4211,4 = 301,49 (mm) Chọn A = 305 (mm) 3.14. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng Vì đây là bánh răng trụ răng thẳng nên ta tính mô đun pháp: • Xác định mô đun : m = ( 0,01 ÷ 0,02).A Þ m = (0,01 ÷ 0,02).305 = 3,05 ÷ 6,1 Theo bảng (3-1) chọn m = 4 • Tính số răng: - Số răng bánh nhỏ: Z1 = = 2.3054.(3,6+1) = 33,15 (răng) Þ Chọn Z1 = 34 (răng) - Số răng bánh lớn: Z2 = Z1.i = 34.3,6 = 122,4 (răng) Þ Chọn Z2 = 123 ( răng) • Chiều rộng bánh răng nhỏ: b1 = yA.A = 0,3.300 = 90 (mm) - Chọn b1 = 90 (mm) - Chiều rộng bánh răng lớn nhỏ hơn chiều rộng bánh răng nhỏ khoảng 5 ÷ 10 mm nên chọn b2 = 85 (mm) 3.15. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Theo công thức (3-3) có: su = Trong đó : K = 1,421 : Hệ số tải trọng N: Công suất của bộ truyền (kW) y: Hệ số dạng răng n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính m: Mô đun Ztd : Số răng tương đương trên bánh b, su : Bề rộng và ứng suất tại chân răng Theo bảng (3-18): - Số răng tương đương của bánh răng nhỏ: Ztd1 = Z1 = 34 (răng) Þ Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y1 = 0,34 - Số răng tương đương của bánh lớn: Ztd2 = 123 (răng) Þ Hệ số dạng răng bánh lớn: y2 = 0,517 • Như vậy ứng suất chân răng bánh nhỏ là: su1 = 19,1.106.1,421.6.640,34.42.34.103,2.85 = 111,07 (N/mm2) Ta thấy su1 < [s]u1 = 118 (N/mm2) Þ thoả mãn • ứng suất tại chân răng bánh răng lớn là: su2 = su1. = 111,07.0,440,517 = 94,5 (N/mm2) 3.16. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột • Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43) + Bánh răng nhỏ [s]txqt1 = 2,5.[s]Notx1 = 2,5.624 = 1560 (N/mm2) + Bánh răng lớn [s]txqt2 = 2,5.[s]Notx2 = 2,5.546 = 1365 (N/mm2) Với: stxqt = = 1,05.106252.3,34(3,6+1)3.1,421.6,6485.28,67 = 596,8(N/mm2) Þ ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và bánh răng lớn • Kiểm nghiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải: + Bánh răng nhỏ [s]uqt1 = 0,8.sch = 0,8.450 = 360 (N/mm2) suqt1 = = 19,1.106.1,421.6,640,44.16.34.103,2.85 = 85,8 (N/mm2) suqt1< [s]uqt1 Þ thoả mãn + Bánh răng lớn [s]uqt2 = 0,8. sch = 0,8.300 = 240 (N/mm2) suqt2 = su1. = 85,8.0,440,517 = 73,02 (N/mm2) Þ suqt2 < [s]uqt2 Thoả mãn 3.17. Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng • Mô đun pháp tuyến mn = 4 • Số răng Z1 = 34 răng; Z2 = 123 răng • Góc ăn khớp ao = 20o • Chiều rộng răng b1 = 90 (mm) b2 = 85 (mm) • Đường kính vòng chia dc1 = m.z1 = 4.34 = 136 (mm) dc2 = m.z2 = 4.123 = 492 (mm) • Khoảng cách trục A = = 136+4922 = 314 (mm) • Chiều cao răng h = 2,25.mn = 2,25.4 = 9 (mm) • Độ hở hướng tâm c = 0,25.mn = 0,25.4 = 1 (mm) • Đường kính vòng đỉnh răng: De1 = dc1 + 2.mn = 136 + 2.4 = 144 (mm) De2 = dc2 + 2.mn = 492 + 2.4 = 500 (mm) • Đường kính vòng chân răng: Di1 = dc1 – 2.mn - 2.c = 136 – 2.4 – 2.1 = 126 (mm) Di2 = dc2 – 2.mn – 2.c = 492 – 2.4 – 2.1 = 382 (mm) Bảng 3.2.2: Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Thông số Giá trị Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn Số răng Z1 = 34 răng Z2 = 123 răng Đường kính vòng chia dc1 = 136 mm đc2 = 492 mm Đường kính vòng đỉnh răng De1 = 144 mm De2 = 500 mm Đường kính vòng chân răng Di1 = 126 mm Di2 = 382 mm Chiều rộng răng b1 = 90 mm b2 = 85 mm Môđun M = 4 Khoảng cách trục A = 314 mm Chiều cao răng h= 9 mm Độ hở hướng tâm c= 1 mm Góc ăn khớp ao = 20o PHẦN IV: TÍNH TOÁN TRỤC 4.1. Chọn vật liệu cho trục Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít nhạy với tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện được và dễ gia công. Thép các bon hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình, bộ truyền quay 2 chiều, làm việc trong thời gian 9 năm nên ta chọn thép 40X tôi cải thiện có giới hạn bền sbk = 900 ÷ 1000 (N/mm2). 4.2 Tính sức bền trục 4.2.1. Tính đường kính sơ bộ của trục Theo công thức (7-2) ta có: d ³ C. (mm) Trong đó : d – là đường kính trục (mm) C – Hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép đối với đầu trục vào và trục truyền chung, lấy C = 120 P – Công suất truyền của trục n – Số vòng quay trong 1 phút của trục • Đối với trục I : P1 = 6,84 (KW) n1 = 485 (vg/ph) Þ d1 ³ 120.36,84485 = 28,99 Chọn d1 = 30 (mm) • Đối với trục II ta có: P2 = 6,64 (KW) n2 = 103,2 (vg/ph) Þ d2 ³ 120.36,64103,2 = 48,08(mm) Chọn d2 = 50(mm) • Đối với trục III ta có: P3 = 6,38 (KW) n3 = 28,67 (vg/ph) Þ d3 ³ 120.36,3828,67 = 72,71(mm) Chọn d3 = 75 (mm) Ta lấy trị số d2 = 50 (mm) để chọn loại bi đỡ cỡ trung bình. Tra bảng 14P ta có chiều rộng của ổ B= 27 (mm) Z X Y III II I Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên các bánh răng Để tính các kích thước, chiều dài của trục tham khảo bảng 7 – 1. Ta chọn các kích thước sau: - Khe hở giữa các bánh răng 10 (mm) - Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp: 10 (mm) - Khoảng cách từ thành trong của hộp đến mặt bên của ổ lăn 10 (mm) - Chiều rộng ổ lăn B =27 (mm) - Khe hở giữa mặt bên bánh đai và đầu bulông 20 (mm) - Chiều cao của nắp và đầu bulông 20 (mm) - Chiều rộng bánh đai 65 (mm) - Chiều rộng bánh răng cấp nhanh b1 = 83 (mm), b2 = 75 (mm) - Chiều rộng bánh răng cấp chậm b1 = 90 (mm), b2 = 85 (mm) a = 27/2 + 10 + 10 +85/2 = 76(mm) b = 90/2 + 10 + 75/2 = 92,5 (mm) Tổng hợp các kích thước trên ta có: c = 83/2+10 + 10 + 27/2 = 75 (mm) l = 27/2 + 20 + 20 + 65/2 = 86 (mm) Các lực tác dụng lên trục I P1 = = 2.9,55.106.6,84485.99 = 2720,9 (N) Pr1 = P1.tgao = 2720,9.tg20o = 990,3 (N) Lực căng ban đầu với mỗi đai So = so.F Trong đó : so = 1,2: ứng suất căng ban đầu N/mm2 F = 81 (mm2) : diện tích 1 đai, mm2 Þ So = 1,2.81 = 97,2 (N) Lực tác dụng lên trục: Pd » 3.So.Z.sin = 3.97,2.sin155o2 = 854 (N) Tính phản lực các gối đỡ: = Pdy.l + Pr1.a - Rby.(a + b +c) = 0 Þ Rby = Pd.l + Pr1.aa+b+c = 854.86 + 990,3.7676+92,5+75 = 610,7 (N) Vậy Rby = 610,7 (N) >0 Þ Lực Rby có chiều như hình vẽ Ray = Pd - Rby + Pr1 = 854 + 610,7 – 990,3 = 1233,6 (N) Þ Ray có chiều như hình vẽ = P1.a + Pdx.l – Rbx.(a + b +c) = 0 Rbx= Pdx.l +P1.aa+b+c= 854.86+2720,9.7676+75+92,5 = 1150,85 (N) Rax = P1 – Rbx = 2720,9 – 1150,85 = 15700,05 (N) Mômen xoắn Mx1= 9,55.106.kc.N1n1 = 9,55.106.1,435.6,84485 = 193272(N) Tính mômen uốn ở tiết diện nguy hiểm - ở tiết diện n – n: Mu(n –n) = Pd.l = 854.86 = 73444 (N.mm) - ở tiết diện m – m: Mu(m – m) = Mux(m – m) = Rbx.(c + b) = 610,7.(92,5+75) = 102292,25 (N.mm) Muy(m – m) = Rby.(c + b) = 1150,85.( 92,5+75) = 192767,37 (N.mm) Mu(m – m) = 102292,25 2+192767,37 2 = 218226,86 (N.mm) • Tính đường kính trục ở 2 tiết diện n – n và m – m theo công thức (7-3) d ³ Đường kính trục ở tiết diện n – n: Mtd = = 73444 2+0,75.1932722 = 182782,85 (N.mm) Theo bảng (7-2) ta có [s] = 70 (N/mm2) dn-n ³ 3182782,85 0,1.70 = 29,66 (mm) Đường kính trục ở tiết diện m – m: Mtd = 218226,86 2+0,75.1932722 = 275024,566 (N.mm) dm-m ³ 3275024,5660,1.70 = 33(mm) Trục ở tiết diện n-n lấy dn-n = 35 mm Trục ở tiết diện m – m lấy dm-m = 38 mm Chọn đường kính lắp ổ lăn: d = 40 mm Biểu đồ mô men trên trục I Sơ đồ phân tích lực trên trục II: Các lực tác dụng lên trục: P2; Pr2; P3; Pr3 P2 = = 2642,82 (N) Pr2 = P2.tga = 2642,82.tg20o = 961,91 (N) P3 =2Mx2 d = 8638,95 (N) Pr3 = P3.tga = 8638,95.tg20o = 3144,32 (N) Tính lực tác dụng lên trục II: = Pr2.a – Pr3.(a+b) + Rdy.(a + b + c) = 0 Rdy = = Pr3.( a+b) - Pr2.aa+b+c = 3144,32.168,5-961,91.7676+75+92,5 = 1875,60 (N) Vậy Rdy =1875,60 (N) > 0 Þ Rdy có chiều như hình vẽ Rcy = Pr3 -Pr2+ Rdy = 3144,32 – 961,91 + 1785,60 = 4058,01(N) åmcx = P3.a + P2.(a + b) – Rdx.(a + b + c) = 0 Rdx = P3.( a+b) + P2.aa+b+c =2642,82.76+8638,95.168,5(76+75+92,5) = 6802,94N) Rcx = P3 – Rdx + P2 = 8638,95 – 6802,94 +2642,82 = 4478,83 (N) Tính mômen uốn tại các mặt cắt nguy hiểm - Tại tiết diện e – e Mu = Mux(e-e) = Rcx.a = 4478,83.76 = 340391,08 (N.mm) Muy(e-e) = Rcy.a = 4058,01.76 = 308408,76 (N.mm) Mu = 34039,08 2+308408,762 = 459327,82 (N.mm) - Tại tiết diện : i – i Mu = Mux(i-i) = Rdx.c = 6802,94.75 = 510220,5 (N.mm) Muy(i-i) = Rdy.c = 1875,60.75 = 140670 (N.mm) Mu = 510220,5 2+1406702 = 529257,03 (N.mm) • Tính đường kính trục ở 2 tiết diện (e – e) và (i – i) theo công thức (7-2): dn2 – n2³ Tại tiết diện :e – e Mx2= 9,55.106.kc.N2n2 = 9,55.106.1,435.6,64103,2 =881746,31 (N.mm) Mtd = =459327,82 2+0,75.881746,312 = 994212,55 (N.mm) De – e ³3994212,55 0,1.70 = 52 (mm) Tại tiết diện :i – i dm2 – m2³ Mtd = = 529257,03 2+0,75.881746,312 = 929096,56(N.mm) dm2 – m2³3929096,56 0,1.70 = 51,4 (mm) Chọn de – e = 55 (mm), di – i = 53 (mm), đường kính ngõng trục d = 60 (mm) Mx2= 9,55.106.kc.N2n2 = 9,55.106.1,435.6,64103,2 =881746,31 (N.mm) Biểu đồ mô men trên trục II • Sơ đồ phân tích lực trên trục III: Các lực tác dụng lên trục: P4, Pr4 P4 = = 31252,69 (N) Pr4 = 31252,69. tg20o = 11375 (,04N) Mô menn xoắn: Mx3 =9,55,106.Kc.N3n3 = 9,55,106.1,435.6,3828,67 = 3049637,77 (N.mm) • Tính lực tác dụng lên trục III: - Tính phản lực ở các gối trục åmEy = Pr4.(a + b) – RFy.(a + b + c) = 0 Rfy = Pr4.a+ba+b+c= 11375,04.168,5243,5 = 7871,43 (N) Vậy Rfy = 7871,43 (N) > 0 Þ lực Rf y có chiều như hình vẽ Rey = Pr4 – Rfy = 11375,04 – 7871,43 =3503,61 (N) Rey có chiều như hình vẽ: åmex = P4.(a + b) – Rfx.(a + b + c) = 0 Rfx = P4.(a+b)a+b+c=31252,69.(168,5)243,5 = 21626,60 (N) Rex = P4 – Rfx = 31252,69 – 21626,60 = 9626,09 (N) - Tính mômen uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất: (h-h) Mu = Mux = Rex.(a + b) = 9626,09.(168,5 ) = 1621996,16 (N.mm) Muy = Rey.(a + b) = 3503,61.(168,5) = 590358,28 (N.mm) Þ Mu =1621996,16 2+59041,22 = 1726092,24 (N.mm) - Tính đường kính trục tại tiết diện chịu tải lớn nhất d ³ Mtd = = 1726092,24 2+0,75.3049637,772= 3155093,07 (N.mm) d ³32576754 0,1.70 = 76,67 (mm) Chọn d3 = 90 (mm) đường kính ngõng trục d(h-h) = 80 (mm) Biểu đồ mô men trên trục III 4.1.3. Tính chính xác trục Kiểm tra hệ số an toàn của trục tại các tiết diện nguy hiểm.kiểm nghiệm ở một tiết diện (i-i) cuat trục trung gian. Hệ số an toàn tính theo công thức (7-5) ta có: n = ³[n] Trong đó : ns hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp nthệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp n hệ số an toàn [n] - hệ số an toàn cho phép [n] = 1,5÷2,5 Vì trụ quay nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng aa = smax = - smin = ; sm = 0 sm giá trị trung bình ứng suất pháp Theo công thức (7-6) ta có:ns= bộ truyền làm việc 2 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng thì: ta = tmax = tm = 0. Theo công thức (7-7) ta có nt = Trong đó: t-1 : là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với 1 chu kỳ đối xứng. ta : biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục. W : mômen cản uốn của tiết diện Wo : mômen cản xoắn của tiết diện Kt: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn tra bảng ((7-6) ÷(7-13)) b : hệ số tăng bền bề mặt trục. yt: hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi. tm : là trị số trung bình của ứng xuất tiếp Mu, Mx : là mômen uốn và mômen xoắn. Xét tại tiết diện (i – i) Đường kính trục d = 53 (mm) tra bảng (7-3b) ta có : W =24300 (mm3), wo = 51200 (mm3) Có thể lấy gần đúng: s-1» (0,4 ÷ 0,5).sb = 0,45.900 = 405 N/mm2 t-1 » (0,2 ÷ 0,3). sb = 0,25.900 = 225 N/mm2 Mu = 159290,38 N.mm, Mx = 193272 N.mm sa = MuW = 159290,382730 = 58,34 (N/mm) ta = = 1932725910 = 32,7 (N/mm) Chọn hệ số ytvà ystheo vật liệu đối với thép các bon trung bình lấy ys= 0,1; yt = 0,05; hệ số b = 1 Theo bảng (7-4) lấy es = 0,86; et= 0,75 Theo bảng (7-8) hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then Ks = 1,92; Kt = 1,9 xét tỷ số: = 2,23; = 2,53 Vì do lắp trục và then có độ dôi nên lấy áp suất trên bề mặt lắp là P = 30 N/mm2 Tra bảng (7-10) ta lấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn ta có: = 3,9 = 1 + 0,6.( - 1) = 1 + 0,6.(3,9 – 1) = 2,74 ns = 4053,9.58,34 = 1,78 nt = 225-11,78.32,7+0,05.0,1 = 3,84 n = 1,78.3,841,78 2+3,842 = 1,6 >[n] = (1,5 đến 2,5) Như vậy tiết diện (i – i) đảm bảo độ an toàn cho phép Kết luận : Tất cả các trục đều đảm bảo làm việc an toàn. Thông số Kí hiệu Trị số Đường kính trục ở các tiết diện d dn-n = 35(mm) dm-m= 38(mm) de-e= 55(mm) di-i= 53(mm) dh-h= 90(mm) Đường kính trục d dI = 40(mm) dII = 60(mm) dIII = 80(mm) Hệ số an toàn n n = 1,78 Phần 5 – Tính then Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến hay để truyền mômen và chuyển động từ trục đến bánh răng hoặc ngược lại ta dùng then. 5.1. Tính then lắp trên trục I Đường kính trục I để lắp then là d = 40 mm Theo bảng (7-23) chọn các thông số then b = 12; h = 8; t = 4,5; t1 = 3,6; k = 4,4 Chiều dài then l = 0,8.lm Trong đó: lm – chiều dài mayơ: lm = (1,2÷1,5).d • Kiểm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11) sd = N/mm2 Ở đây : Mx = 209832 (N.mm), l = 0,8.lm = 0,8.1,4.40 = 44,8 (mm) theo TCVN 150 – 64 (bảng 7-23) chọn l = 45 (mm) Tra bảng (7-20) với ứng suất mối ghép cố định, tải trọng va đập nhẹ, vật liệu là thép tôi ; ta có : [s]d = 150 N/mm2 sd = 2.19327240.4,4.45 = 48,8(N/mm2) <[s]d • Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức (7-12) tc = N/mm2 Tra bảng (7-21) có [t]c = 120 (N/mm2) tc = 2.19327240.12.45 = 17,8 (N/mm2) <[t]c Như vậy then trên trục I thoả mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt. 5.2 Tính then lắp trên trục II Đường kính trục II ta chọn 2 then cùng kích thước để lắp then là d = 60 mm Theo bảng (7-23).Chọn then b = 18; h = 11; t = 5,5; t1 = 5,6; k = 6,2 Chiều dài then: L = 1,4.0,8.55 = 61,6(mm) Theo TCVN 150 – 64 ( bảng 7-23) chọn L = 63 mm, sd =150(N.mm) • Kiểm nghiệm độ bền dập của then theo công thức (7-11) có : Bánh bị dẫn L2 : sd = = 2.881746,3155.6,2.63 = 82,08 (N/mm2) <[s]d • Kiểm nghiệm cắt theo công thức (7-12): tc = N/mm2 tc = 2.881746,3155.18.63 = 28,27 (N/mm2) <[t]c Như vậy trục II thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt 5.3. Tính then lắp trên trục III Đường kính trục III để lắp then là d = 90 mm Theo bảng 7-23 chọn các thông số then b = 24; h = 14; t = 7,0; t1 = 7,2; k = 8,7 Theo TCVN 150 – 64 ( bảng 7-23) chọn L = 0,8.1,4.90 = 100,8 (mm) Kiểm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11) sd = = 2.3049637,7790.8,7.150 = 51,93 <[s]d Như vậy then trên tục III thoả mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt. Kết luận: Then trên các trục đều thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. Phần 6 - Thiết kế gối đỡ trục 6.1. Chọn ổ lăn Trục I Trục II và trục III của hộp giảm tốc không có thành phần lực dọc trục nên ta dùng ổ bi đỡ. 6.1.1• Sơ đồ chọn ổ cho trục I:A B RB RA Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1) C = Q.(n.h)0,3£ Cbảng Cbảng – là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng Trong đó: nI = 485 (vg/p): tốc độ quay trục I h =14000 giờ, Theo công thức (8-2) có Q = (Kv.R + m.A).Kn.Kt Trong đó: m = 1,5 ( tra bảng 8-2) A = 0 : tải trọng dọc trục Kt = 1,3 : tải trọng tĩnh (bảng 8-3) Kn = 1,1 : nhiệt độ làm việc dưới 150oC (bảng 8-4) Kv = 1 : vòng trong của ổ quay (bảng 8-5) RA =452,14 2+1882,84 2 = 1936,36 (N.mm) RB = 838,05 2+588,44 2 = 1024 (N.mm) Vì lực hướng tâm ở gối trục A lớn hơn lực hướng tâm ở gối trục B, nên ta tính đối với gối đỡ trục A và chọn ổ cho gối đỡ trục này, gối trục B lấy ổ cùng loại. Q = (Kv.RA + m.A).Kn.Kt = (1. 1936,36 + 1,5.0).1,1.1,3 = 2768,99N = 276,899daN Tra bảng (8-7) chọn (485.14000)0,3 = 112 C = Q.(n.h)0,3 = 276,899.112 = 31012,68 Tra bảng 14P ứng với d = 40 mm: ổ cỡ nhẹ, ký hiệu 208, Cbảng = 39000 > C Đường kính ngoài của ổ D = 68 mm. Chiều rộng ổ B = 15 mm 6.1.2• Sơ đồ chọn ổ cho trục II: RD RC D C Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1) C = Q.(n.h)0,3< Cbảng Ở đây : nII = 103,2 (vg/P): tốc độ quay trên trục II h = 14000 giờ Q: tải trọng tương đương (daN) Theo công thức (8-6) có Q = (Kv.R + m.At).Kn.Kt Hệ số m = 1,5 ( tra bảng 8-2) Kt = 1,3 tải trọng tĩnh (bảng 8-3) Kn = 1,1 nhiệt độ làm việc dưới 100OC ( bảng 8-4) Kv = 1 vòng trong của ổ quay (bảng 8-5) RC = 4049,062+4525,16 2= 6072,22 (N.mm) RD = 1866,65 2+6756,61 2 = 7009,71 (N.mm) Tổng lực chiểu trục: A =0 Vì lực hướng tâm ở hai gối trục gần bằng nhau, nên ta chỉ tính đối với gối đỡ trục bên phải D ( ở đây lực Q lớn hơn) và chọn ổ cho gối trục này, gối trục kia lấy ổ cùng loại. C = 700,971.7,25 = 50820,33 Tra bảng 14P ứng với d = 60 mm chọn ổ ký hiệu (212). Có Cbảng= 62000 > C Đường kính ngoài của ổ D = 110 mm, chiều rộng của ổ B = 22 mm 6.1.3• Sơ đồ chọn ổ cho trục III RE RF E F Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1) C = Q.(n.h)0,3£ Cbảng Ở đây : nIII = 28,67 (vg/P) tốc độ quay trên trục III h = 14000giờ, thời gian làm việc của ổ Q : tải trọng tương đương (daN) Theo công thức (8-6) có Q = (Kv.RD + m.At).Kn.Kt RE = 7824,722+21498,26 2 = 22877,96(N.mm) RF = 9754,432+3550,32 2 =10380,44(N.mm) Tổng lực chiểu trục: A = 0 Vì lực hướng tâm ở hai gối trục gần bằng nhau, nên ta chỉ tính đối với gối đỡ trục bên phải F ( ở đây lực Q lớn hơn) và chọn ổ cho gối trục này, gối trục kia lấy ổ cùng loại. QE = RE = 2287,796daN Tra bảng (8-7) chọn (28,67.14000)0,3 = 51,3 C = QF.(n.h)0,3 = 2287,796.51,3= 117363,93 Tra bảng 14P ứng với d = 75 mm chọn ổ ký hiệu (215) ổ đũa côn đỡ chặn cỡ trung rộng. Có Cbảng= 74000 > C Đường kính ngoài của ổ D = 130 mm, chiều rộng của ổ B = 25 mm Bảng thông số Đường kính trục Đường kính ngoài Chiều rộng dI = 40(mm) D1 = 68(mm) B1 = 15(mm) dII = 45(mm) D2 = 110(mm) B2 = 22(mm) dIII = 75(mm) D3 = 130(mm) B3 = 25(mm) 6.2. Chọn kiểu lắp ổ lăn Phương án chọn kiểu lắp: - Lắp ổ lăn vào trục theo hệ lỗ và vỏ hộp theo hệ trục - Sai lệch cho phép vòng trong của ổ là âm, sai lệch cho phép trên lỗ theo hệ lỗ là dương - Chọn kiểu lắp bằng độ dôi để các vòng ổ không thể trượt theo bề mặt trục 6.3. Cố định trục theo phương dọc trục Để cố định trục theo phương dọc trục ta dùng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của ổ bằng các tấm đệm kim loại giứa nắp ổ và thân hộp giảm tốc. Nắp của ổ lắp với hộp giảm tốc bằng vít, loại này dễ chế tạo và dễ lắp ghép. 6.4. Che kín ổ lăn Để che kín các đầu trục nhô ra, tránh sự xâm nhập của môi trường vào ổ và ngăn mỡ chảy ra ngoài ta dùng loại vòng phớt. Chọn theo bảng (8-29) (sách TKCTM) 6.5. Bôi trơn ổ lăn Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc truyền bánh răng thấp không thể dùng phương pháp bắn toé để dẫn dầu trong hộp vào bôi trơn các bộ phận ổ. Theo bảng (8-28) có thể dùng mỡ loại “T” ứng với nhiệt độ làm việc 60o ữ 100oC và vận tốc dưới 1500 vg/ph. Lượng mỡ dưới 2/3 chỗ rỗng của bộ phận ổ. Phần 7 – Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết máy khác Chọn vỏ hộp đúc vật liệu bằng gang, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làm các trục để lắp ghép được dễ dàng theo bảng (10-9) cho phép ta xác định được kích thước và các phần tử của vỏ hộp. - Chiều dày thân hộp: d = 0,025.A + 3 ; A khoảng cách trục d = 0,025.252 + 3 = 9,3 mm Chọn d = 10 mm - Chiều dày thành nắp hộp: d1 = 0,02.A + 3 = 0,02.252 + 3 = 8,04 mm Chọn d1 = 9 mm - Chiều dày mặt bích dưới của thân: b = 1,5 .d = 1,5.10 = 15 mm có thể lấy b = 14 mm - Chiều dày mặt bích dưới của nắp: b1 = 1,5 .d1= 1,5.9 = 13,5 mm - Chiều dày đế hộp không có phần lồi P = 2,35.d = 2,35.10= 24 mm Có thể lấy P = 24 mm - Chiều dày gân ở thân hộp. m = 0,85.d = 0,85.10 = 8 mm Có thể lấy m = 8 mm - Chiều dày gân ở nắp hộp. m1 = 0,85.d1 = 0,85.9 = 8 mm Có thể lấy m1 = 8 mm - Đường kính bu lông nền: dn = 0,036.A + 12 mm = 0,036.252 + 12 = 21,072 mm Có thể chọn dn = 22 mm - Đường kính bu lông khác: + ở cạnh ổ : d1 = 0,7.dn = 0,7.22 = 15,4 mm + Ghép nắp ổ: d3 = 0,45.dn» 0,45.22 = 10 mm + Ghép nắp cửa thăm: d4 = 0,37.dn = 8 mm Đường kính bu lông vòng chọn theo trọng lượng của hộp giảm tốc, với khoảng cách trục A , 2 cấp chuyền 201 ´252. Tra bảng (10-11a) và (10-11b) chọn bu lông M24 - Số lượng bu lông nền: theo bảng (10-13) ta lấy n = 6. PHẦN 8: NỐI TRỤC Mômen xoắn trên nối trục: Mx = 9,55.106. = 9,55.106.6,880533,44 = 1964975,3 (N.mm) Mt = k. Mx = 1,3. 1964975,3 = 2554467,5 (N.mm) Trong đó : Mx : Mômen xoắn danh nghĩa Mt : Mômen xoắn tính toán K = 1,2 ÷ 1,5 Hệ số tải trọng động ( tra bảng 9-1) Để đơn giản, dễ chế tạo và phù hợp với mômen xoắn trên trục. Chọn nối trục là nối trục đĩa. + Cấu tạo: hình vẽ + Vật liệu làm nối trục: Do vận tốc vòng của đĩa v ³ 30 m/s nên ta chọn vật liệu nối trục là thép đúc 35p. + Các kích thước chủ yếu của nối trục đàn hồi theo bảng (9-2) ta có : d = 50 mm, D2 = 100 mm; D = 200 mm; Do = 160 mm; l = 160 mm; S = 40 mm; Bulông cỡ M16; số lượng bulông bằng z = 6; mômen xoắn lớn nhất Mmax = 2500 N.mm • Với bu lông lắp có khe hở, lực siết V cần thiết với mỗi bu lông theo công thức (9-3) là : V ³ = 2.1,3.1964975,36.1,5.160 = 3547,8(N.mm) (f : hệ số ma sát) PHẦN VIII: BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn cho trục các bộ truyền trong Hộp Giảm Tốc. Vì vận tốc của bánh răng nhỏ nên ta chọn cách bôi trơn ngâm trong dầu bằng cách ngâm bánh răng, trục vít, bánh vít hoặc các chi tiết phụ khác ta dùng dầu công nghiệp 45 để bôi trơn hộp giảm tốc Khi vận tốc nhỏ thì lấy chiều sâu ngâm là 1/6 bán kính bánh răng cấp nhanh còn đối với cấp chậm dưới 1/3 bán kính, 0,4 – 0,8 lít cho 1 Kw. Chọn độ nhớt của dầu ở 50oC với bánh răng thép sb = 600 N/mm2. Ta chọn dầu theo bảng 10 – 20. Mômen xoắn trên nối trục: Mx = 9,55.106. = 9,55.106.6,880533,44 = 1964975,3 (N.mm) Mt = k. Mx = 1,3. 1964975,3 = 2554467,5 (N.mm) Trong đó : Mx : Mômen xoắn danh nghĩa Mt : Mômen xoắn tính toán K = 1,2 ÷ 1,5 Hệ số tải trọng động ( tra bảng 9-1) Để đơn giản, dễ chế tạo và phù hợp với mômen xoắn trên trục. Chọn nối trục là nối trục đĩa. + Cấu tạo: hình vẽ + Vật liệu làm nối trục: Do vận tốc vòng của đĩa v ³ 30 m/s nên ta chọn vật liệu nối trục là thép đúc 35p. + Các kích thước chủ yếu của nối trục đàn hồi theo bảng (9-2) ta có : d = 50 mm, D2 = 100 mm; D = 200 mm; Do = 160 mm; l = 160 mm; S = 40 mm; Bulông cỡ M16; số lượng bulông bằng z = 6; mômen xoắn lớn nhất Mmax = 2500 N.mm • Với bu lông lắp có khe hở, lực siết V cần thiết với mỗi bu lông theo công thức (9-3) là : V ³ = 2.1,3.1964975,36.1,5.160 = 3547,8(N.mm) (f : hệ số ma sát) PHẦN VIII: BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn cho trục các bộ truyền trong Hộp Giảm Tốc. Vì vận tốc của bánh răng nhỏ nên ta chọn cách bôi trơn ngâm trong dầu bằng cách ngâm bánh răng, trục vít, bánh vít hoặc các chi tiết phụ khác ta dùng dầu công nghiệp 45 để bôi trơn hộp giảm tốc Khi vận tốc nhỏ thì lấy chiều sâu ngâm là 1/6 bán kính bánh răng cấp nhanh còn đối với cấp chậm dưới 1/3 bán kính, 0,4 – 0,8 lít cho 1 Kw. Chọn độ nhớt của dầu ở 50oC với bánh răng thép sb = 600 N/mm2. Ta chọn dầu theo bảng 10 – 20. Lời kết: Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, đặc biệt là thầy Đỗ Anh Tuấn cùng các bạn đã giúp đỡ em trong quá trình thực hiện bài tập đồ án môn học thiết kế chi tiết máy. Trong quá trình làm đồ án em không thể tránh khỏi thiếu sót, em kính mong nhận được ý kiến đóng góp của các thầy các cô để em hoàn thiện đồ án. Em xin chân thành cảm ơn ! Nam Định, Ngày 20 tháng 10 năm 2013 Sinh viên thực hiện Nguyễn Văn Phú MỤC LỤC Phần I: chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền....................................................5 Phần II: Tính toán bộ truyền đai...........................................................................10 Phần III: Thiết kế bộ truyền bánh răng..................................................................15 Phần IV: Tính toán trục..........................................................................................36 Phần V: Tính then...................................................................................................52 Phần VI: Thiết kế gối đỡ trục.................................................................................56 Phần VII: Cấu tạo vỏ và các chi tiết máy khác......................................................52 Phần VIII: Nối trục................................................................................................64 Phần IX: bôi trơ hộp giảm tốc................................................................................65 Tài liệu tham khảo: sách thiết kế chi tiết máy (Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm) – Nhà xuất bản giáo dục.

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • docxdo_an_cong_nghe_che_tao_may_1_1854.docx