Đồ án Môn học Chi Tiết Máy

- Đối với bánh răng cấp chính xác đã được chọn trong phần trước. - Đối với trục, then và các rãnh then chọn cấp chính xác là 7. - Đối với các lỗ chọn cấp chính xác là 6. - Đối với sai lệch của độ song song, độ thẳng góc, độ nghiêng, độ đảo mặt đầu, độ đảo mặt toàn phần là 6, độ thẳng, độ phẳng là 7, độ đồng tâm , độ đối xứng, độ giao trục, độ đảo hướng tâm toàn ph ần, độ trụ, độ tròn, và profin tiết diện dọc là 5.

pdf52 trang | Chia sẻ: lylyngoc | Ngày: 21/08/2014 | Lượt xem: 1765 | Lượt tải: 5download
Bạn đang xem nội dung tài liệu Đồ án Môn học Chi Tiết Máy, để tải tài liệu về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
' ''1 1 2 24arctan arctan 14,04 14 210, 48 96 oz z               ' '' 2 90 14, 04 75,96 75 57 36 o     Theo bảng 6.20 với 1 24z  ta chọn hệ số dịch chỉnh đều 1 0,39x  ; 2 0,39x   Đường kính trung bình của bánh nhỏ: 1 1 . 24 2,13 51,12m tmd z m mm    Chiều dài côn ngoài: 2 2 2 2 1 20,5. 0,5 2,5 24 96 123,69e teR m z z mm       5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc : Theo công thức 6.33 ta có: 2 1 2 1 2. . . 1. . [ ] 0,85. . . H H M H H m T K uZ Z Z b d u      Trong đó: mz : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có 1 3274mz MPa z :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,được xác định theo công thức 4z 3     Ở đây  là hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức: 1 2 1 11,88 3, 2 cos( ) 1, 71 z z             (với 0  ); 4 1,71 0,874 3e z   Hz : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo bảng 6.12 ta có 1,76Hz  1T : Mômen xoắn trên trục dẫn 1 39253,79 T Nmm HK : Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công thức 6.61 . .H H H HVK K K K  Ở đây: HK  : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng 1,15HK   Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 13 HK  : Hệ số kể đến sự tập trung tải trọng không đều trên giữa các răng lấy 1HK   HVK : Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công thức 6.63 1 1 . .1 2 H m HV H H v b dK T K K    Trong đó: 10 .( 1). . mH H d uv g v u    với: 1. . 3,14 51,12 725 1,94 / 60000 60000 md nv m s     . Theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 8. H là trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp ,theo bảng 6.15 với dạng răng thẳng thì 0,006H  . 0g là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng ,theo bảng 6.16 với cấp chính xác mức làm việc êm là 7 thì 0 47g  . Suy ra: 51,12 (4 1)0,006 47 1,94 4,37 4H v       b : chiều rộng vành răng, . 0, 285 123,69 35, 25be eb K R    lấy 35b mm . Vậy 4,37 35 51,121 1,09 2 39253,79 1 1,15HV K        Do đó 1,09 1,15 1 1, 25 HK     . Với các trị số vừa tìm được ta có: 2 2 2 39253,79 1,25 4 1274 1,76 0,874. 480,77 0,85 35 51,12 4H MPa           Theo bảng 6.1 thì [ ] [ ] . . . H H sb R v xHz z K  Trong đó: vz : Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, với  1,94 / 1vv m s z   . Rz : Hệ số xét đến độ nhám bề mặt, với 2,5 1,25 0,95a RR m z    . xHK :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, với  700 1a xHd mm K    [ ] 527,3 1 0,95 1 500,94H MPa      Ta thấy [ ]H H  . Vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo. 6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Theo công thức 6.65 ta có: 1 1 1 2. . . . . 0,85. . . F F F tm m T K Y Y Y b m d    Trong đó: FK : Hệ số tải trọng khi tính toán về uốn, được tính theo công thức 6.71 . .F F F FvK K K K  Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 14 Với FK  là hệ số xét đến tập chung tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, theo bảng 6.21 ta được 1, 24FK   , FK  là hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng 1FK   , FvK là hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, xác định theo công thức: 1 1 . .1 2 F m FV F F v b dK T K K    Với : 10 .( 1). . mF F d uv g v u    theo bảng 6.15 và 6.16 ta có: 0,016F  ; 0 47g   51,12 (4 1)0,016 47 1,94 12 4F v       12 35 51,121 1, 24 2 39253,79 1 1,15FV K        Vậy 1,24 1,24 1=1,54FK    1 1 0,6 1,71 Y     0 1 1 140 nY     1 1 1 24 24,74 os( ) os(14,04)vn zz c c    2 2 2 96 395,71 os( ) os(75,96)vn zz c c    1 0,39 x  ; 2 0,39x  Tra bảng 6.18 ta được: 1 3,48FY  ; 2 3,63FY  Vậy 1 2 39253, 79 1,54 0, 6 1 3, 48 77,93 0,85 35 2,13 51,12F MPa          2 2 1 1 3,6377,93 80,98 3, 48 F F F F Y MPa Y      Ta thấy :         22 11 FF FF   Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo. 7) Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải. Theo công thức 6.48 ta có: ax ax [ ]Hm H qt H mK    với: 480,77 H MPa  ; 1,4qtK   max max480,77 1,4 526,66 [ ] 1260 H HMPa s MPa      Theo công thức 6.49 ta có: ax ax[ ]Fm F qt F mK     max1 1 1 max77,93 1,4 109,102 [ ]F F qt FK MPa       max 2 2 2 max80,98 1, 4 113,37 [ ]F F qt FK MPa       Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 15 8) CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN: Chiều dài côn ngoài  123,69eR mm Modul vòng ngoài  2,5tem mm Chiều rộng vành răng  35wb mm Tỉ số truyền 1 4u  Cấp chính xác 8 Góc nghiêng của răng 00b  Số răng của các bánh răng 1 224 ; 96z z  Hệ số dịch chỉnh chiều cao răng 1 20,39 ; 0,39x x   Đường kính chia ngoài : ed  1 1. 2,5 24 60e ted m z mm     2 2. 2,5 96 240 e ted m z mm    Góc côn chia: 0 0 1 214,04 ; 75,96   Chiều cao răng ngoài : eh   2 2, 2 5,5e te te teh h m c m mm    Chiều cao đầu răng ngoài : aeh  1 1( .cos ). (1 0,39 1) 2,5 3,475 ae te n teh h x b m mm        2 1 2. . – 2 2,5 3,475 1,525 ae te te aeh h m h mm     Chiều cao chân răng ngoài : feh  1 1 5,5 – 3,475 2,025fe e aeh h h mm     2 2 5,5 1,525 3,975fe e aeh h h mm     Đường kính đỉnh răng ngoài : aed  1 1 1 1 2. .cos 66,74ae e aed d h mm    2 2 2 2 2. .cos 240,74 ae e aed d h mm   3.2 Tính Toán Bộ Truyền Cấp Chậm: Các thông số ban đầu  Công suất đầu vào: 1 2,86P  kW  Moment xoắn: ଶܶ = 150692,41 ܰ݉݉  Số vòng quay: ݊ଵ = 181.25 ݒò݊݃/݌ℎúݐ  Tỉ số truyền: u୦ = 3  Thời gian phục vụ: 7 năm  Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 280 ngày, một ca 8 giờ)  Chế độ tải: ଵܶ = ܶ, ଶܶ = 0.83ܶ Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 16 ݐଵ = 12 ݏ, ݐଶ = 60ݏ 1) Chọn vật liệu: Ta chọn vật liệu cho cặp bánh trụ răng nghiêng như sau: + Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 270, có  1b =850(MPa);  1ch =580(MPa) + Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =255, có  2b =750(MPa); 2 450ch  (MPa) 2) Xác định ứng suất cho phép : Tính sơ bộ ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép theo các công thức 6.1a và 6.1b ta có:   0 lim.F Hl H H k s    ;   0 lim . .F Fc Fl F F k k s    Trong đó : lim o F , 0 limH : lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, trị số của chúng đươc tra ở bảng 6.2: lim 1,8 o F HB  và 0 lim 2 70H HB   Fs , Hs : lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra ở bảng 6.2: 1, 75Fs  và 1,1Hs  Khi đó:  0 lim1 2 260 70 590F MPa      0 lim 2 1,8 260 468F MPa     0 lim 2 2 250 70 570H MPa      2Flin = 1,8.250 = 450(MPa)   0 lim1 1,8 250 450 MPaH    FcK : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ,lấy 1FcK  (tải trong đặt một phía) HLK , FLK : Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức 6.3 và 6.4 H HOm HL HE NK N  ; F FOmFL FE NK N  Ở đây: Hm , Fm : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với HB 350 lấy: 6; 6H Fm m  FON , HON : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc FON = 4.10 6 với tất cả các loại thép 2,430HO HBN H        7 7 10.97,1 10.05,2 2 1 HO HO N N HEN , FEN : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 17 Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các công thức 6.7 và 6.8 ta có: 2 60 . . Hm i HE i i TN c n t T        ; 60 . . Fm i FE i i TN c n t T        với: c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1, in , it : Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i. Ta có: 3 3 8 1 1 1 5 N 60 1 181,25 31360 (1 0,83 ) 2,19.10 N 6 6HE HO           2 1HlK  3 3 7 2 2 1 5 N 60 1 60,42 31360 (1 0,83 ) 7,3.10 N 6 6HE HO           1 1HlK  6 6 8 1 1 1 5 N 60 1 181, 25 31360 (1 0,83 ) 1,5.10 N 6 6FE FO           2 1FlK  6 6 7 2 2 1 5 N 60 1 60, 42 31360 (1 0,83 ) 5.10 N 6 6FE FO           1 1FlK  Như vậy:  1 590 1 536,36 1,1H     (MPA);  1 570 1 518,18 1,1H     (MPA) Với bánh trụ răng nghiêng theo công thức 6.12 ta có:       1 2 1 536,36 518,18 527,27 2 2H H H          (MPa)    21, 25H H     1 486 1 1 277,7 1,75F      (MPa);  2 450 1 257,14 1,75F     (MPa) Ứng suất quá tải cho phép ,theo các công thức 6.10 và 6.11 ta có Hmax = 2,8.ch 2 = 2,8.450 = 1260(MPa) F1max = 0,8. ch 2 = 0,8.580 = 464(MPa) F2max = 0,8.ch 2 = 0,8.450 = 360(MPa) 3) Xách định các thông số cơ bản của bộ truyền : Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức 6.15a   2 32 2 2 . .( 1) . . H w a H ba T k a k u u       Trong đó: + ak : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.Theo bảng 6.5 ta được  1/3 43 ak MPA + 2T : Mômen xoắn trên trục hai của hộp giảm tốc, ଶܶ = 150692,41 ܰ݉݉ +  H Ứng suất tiếp xúc cho phép ,     1/3527, 27 MPaH  + 0,3ba  tra theo bảng 6.6 Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 18 + Hk  Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không điều trên chiều rộng vành răng khi tải về tiếp xúc. Theo bảng 6.7 với bd 0,64  , ta được 1,03Hk   (sơ đồ 5) Suy ra: 3w 2 1, 0343 (3 1) 164, 7 5 1506 27, 27 3 0,3 92, 41a        (mm) lấy w 165a  mm Ta có: w 2 0,3 165 49,5ba wb a mm     và w1 w2 5 55b b mm   4) Xách định các thông số ăn khớp Theo công thức 6.17 ta có: (0,01 0,02) (0,01 0,02) 165 1,65 3,3 wm a mm        Theo bảng 6.8 chọn môdul pháp 2,5m mm Chọn sơ bộ 010  , do đó 0cos( ) cos(10 ) 0,9848   , theo công thức 6.19 ta xác định được số răng bánh nhỏ: 1 w os( ) 0, 98482 2 165 32,5 ( 1) 2,5 (3 1) cz a m u             lấy 1 32z  răng. Số răng bánh lớn được xách định theo công thức 6.20: 2 2 1z u z 3 32 96      lấy 2 96z  răng > Do đó tỉ số truyền thực là 22 1 z 96 u 3 z 32    1 2 w 32 96os( ) 2,5 0,97 2 2 165 z zc m a           0 ’ ’’ 14,14 14 8 28   Theo công thức 6.18 ta tính lại khoảng cánh trục: 1 2 w 32 962,5 165 2 os( ) 2 0,97 z za m c           (mm) Ta sử dụng răng không dịch chỉnh x1 = x2 = 0 Góc ăn khớp     0 tw tan arctan 20,57 20 34'3'' ost c               5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo công thức 6.33 ,ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc của răng là 1 2 w w1 2. . ( 1). . . . H H M H T K uz z z b u d    Trong đó : Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 19 + mz : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có 274mz  (MPA) 1/3 + Hz : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 ta có 2.cos sin(2. ) b H tw z    Ở đây: b :Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở Theo công thức 6.35 ta có:    0 0cos cos 20,57 14,14 0, 236b ttg tg tg       013,27b  Do đó ta theo công thức trên ta có 2.cos(13,27) 1,72 sin(2.20,57)H z   + z: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng . Xác định theo công thức 6.36c: Ta có    w sin sin 14,14 . 0,3 165 1,54 1 . 2,5 b m            Do đó ta có 1 1 0, 77 1,694 z     Trong đó 1 2 1 11,88 3, 2 os( ) 1, 694c z z            Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: w w1 1652 2 82,5 1 3 1 ad u        (mm) + HK : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc ,tính theo công thức 6.39 . .H H H HVK K K K  Với + HK  :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 ta có 1,03HK   + HK  : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các đôi răng đồng thời ăn khớp ,trị số của kH được tra theo bảng 6.14 ta được 1,03HK   + HVK : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động trong vùng ăn khớp, theo công thức 6.41 ta có: 1 1 . .1 2 H w w HV H H v b dK T K K    Trong đó : 10 .( 1). . wH H d uv g v u    + H : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp theo bảng 6.15 ta được 0,002H  + 0g : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng,lấy 0 47g  theo bảng 6.16 + v : Vận tốc vòng 1 1. . 3,14 82,5 181,25 0,78 60000 60000 wd nv      (m/s). Theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác cho bộ truyền là 9. H 82,5 4v 0,002 47 0,78 0,67 3       Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 20 Vậy ta có: 0,67 49,5 82,51 1,009 2 150692, 41 1,03 1,03HV K        1,03 1,03 1,009 1,07HK     Thay số vào công thức trên ta có : 2 2 150692,41 1,07 (3 1)247 1,72 0,77 409,95 49,5 3 82,5H             (MPa) Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: với  5 / 1vv m s z   2,5 1 ,25 ( ) 0,95a RR m z     700 1a XHd mm K   Theo 6.1 và 6.1a ta được:  [ ] [ ] 527,27 1 1 1 0,95 500,1H H sb v a XHz z K MPa           Ta thấy 409,95 [ ] 500,1H H    vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo. Để đơn giản trong quá trình tính toán ta lấy w 50b  (mm). 6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo công thức 6.43 ta có: 1 1 1 1 2 F F F w w T K Y Y Y b d m           Trong đó : + 1T :mômen xoắn trên bánh chủ động, N.mm + m : modul pháp + wb : chiều rộng vành răng w 50b  (mm) + 1wd :đường kính vòng lăn của bánh chủ động, mm + 1 1 0,59 1,694 Y     hệ số kể đến sự trùng khớp của răng (với 1,694  ) + 01Y 140   :hệ số kể đến độ nghiêng của răng 01 14,14Y =0,899 140   + YFi : Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 với 1 v1 3 3 2 v2 3 3 z 32 z 35,06 cos 0,97 z 96z 105,19 cos 0,97             Vậy theo bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh 1 2x x 0  Ta có F1 F2Y 3,75 ; Y 3,60  + KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn . .F F F FVK K K K  Ở đây: Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 21 + FK  : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn ,theo bảng 6.7 ta được 1,09FK   + FK  : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các răng khi tính về uốn ,theo bảng 6.14 ta được 1,12FK   + FVK : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động 1 1 . .1 2 F m FV F F v b dK T K K    với 0. . . wF F av g v u  Tra bảng 6.15 và 6.16 ta được: + F 0,006  + 0 47g   1650,006 47 0, 78 1, 61 3F v      Vậy ta có: 1, 61 50 82,51 1, 02 2 150692, 41 1, 09 1,12Fv K         1,02 1,09 1,12 1,245FK     Ta có + 1 2 150692,41 1,245 0,59 0,899 3,75 72,37 50 82,5 2,5F           (MPa) + 22 1 1 3,672,37 69,48 3,75 F F F F Y Y      (MPa) Ta thấy         22 11 FF FF   Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo 7) Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải Theo công thức 6.48 ta có: Hmax H H max [ ]qtk     với:   409,95 H MPa  ; max 1, 4qt Tk T   Suy ra:    max max409,95. 1,4 485 [ ] 1260H HMPA MPa     max max. [ ]F F qt Fk    Suy ra: Fmax1 = F1.kqt = 72,371,4 = 101,32(MPA) < F1max  max1 1 1 max. 72,37 1, 4 101,32 [ ]F F qt Fk MPA        Fmax2 F2 qt F2 max.k 69,48 1, 4 97, 27 MPA [ ]       Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 22 8) Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh trụ răng nghiêng Khoảng cách trục 165wa  (mm) Môđul pháp 2,5m  (mm) Chiều rộng vành răng 1 2 55 50 w w b b    (mm) Tỉ số truyền 3u  góc nghiêng của răng 0 ’ ’14 8 28  Số răng của bánh răng 1 2z 32 ; z 96   Hệ số dịch chỉnh 1 2 0x x  (mm) Cấp chính xác 9 Đường kính vòng chia :d     1 1 2 2 . 2,5 32 82, 47 cos 0,97 . 2,5 96 247,42 cos 0,97 m zd mm m zd mm           Đường kính đỉnh răng :da     1 1 2 2 2 82, 47 2 2,5 87, 47 2 247, 42 2 2,5 252, 42 a a d d m mm d d m mm               Đường kính đáy răng :df     1 1 2 2 2,5 82, 47 2,5 2,5 76, 22 – 2,5 247,42 2,5 2,5 241,17 f f d d m mm d d m mm              Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 23 Phần bốn: KIỂM TRA BÔI TRƠN NGÂM DẦU Điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc côn – trụ : - Bánh răng côn cần được ngâm hết chiều rộng bánh răng lớn h trong dầu. - Bánh răng trụ răng nghiêng cần ngâm hết chiều cao răng rh và tối thiểu là 10mm. - Mức cao nhất của dầu không vượt quá 1 3 R mỗi bánh răng. - Khoảng cách giữa mức dầu cao nhất và thấp nhất: ax min 10...15mh h mm  . 1 - Xét bánh răng côn bị dẫn:  Chọn chiều cao bánh răng côn bị dẫn cần phải ngâm trong dầu là 12,5 mm.  Như vậy, chiều cao tối đa mà bánh răng côn cần phải ngâm trong dầu là 27,5 mm. Như vậy min 92,87H  (mm ) 2 - Xét bánh răng trụ bị dẫn: Ta thấy min 2 292,87 126,21 84,14 3 3banhrangtru H R      Do đó bộ truyền thỏa mãn điều kiện bôi trơn: - min 92,87H mm - ax 77,87mH mm Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 24 Phần năm: THIẾT KẾ TRỤC 4.1- Thiết kế trục 1: Các thông số ban đầu  Moment xoắn: ଵܶ = 39253,79 ܰ݉݉  Số vòng quay: ݊ଵ = 725 ݒò݊݃/݌ℎúݐ Thiết Kế Bước 1. Chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 thường hóa. Các thông số:  Giới hạn bền: b = 600 MPa  Giới hạn chảy: ch =340 MPa  Ứng suất xoắn cho phép: [߬] = 15 ÷ 30 ܯܲܽ Bước 2. Chọn sơ bộ đường kính Đường kính sơ bộ được tính theo công thức: 13 0.2 [ ] Td   .Chọn 1[ ] 15 MPa    1 331 1 39253, 79 23, 56 0, 2 0, 2 1 5 Td mm      Ta chọn đường kính trục theo dãy tiêu chuẩn: ݀ଵ = 24 ݉݉ Bước 3. Chiều rộng ổ lăn Từ đường kính các trục ta tra chiều rộng ổ lăn đối với từng trục theo bảng 10.2 sách “Tính toán Thiết kế hệ dẫn động Trịnh Chất-Lê Văn Uyển” trang 189. Trục 1: ܾଵ = 17 ݉݉. Bước 4. Tính toán phác thảo các kích thước độ dài trục Ta có: ܾଵଷ = 35 ݉݉ bề rộng răng bánh răng côn. Dưới đây là hình vẽ phác thảo các kích thước của trục 1. Từ hình vẽ này ta có các kích thước của trục 1 như sau: Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 25   11 12,5 3 2,5 17 42,5 l d mm      . Chọn 11 42 l mm   13 11 1 1 2 13 13 1 0.5 0.5 cosl l b k k lm b        0 42 0,5 17 10 10 35 0.5 35 cos 14, 04 88,5 mm           Chọn 13 90 l mm . Ở đây:  ݇ଵ = 8 ÷ 15 : khoảng cách giữa các chi tiết quay. Chọn ݇ଵ = 10.  ݇ଶ = 5 ÷ 15 : khoảng cách từ mặt mút ổ tới thành trong của hộp. Chọn ݇ଶ = 10.  13 35lm mm : chiều dài mayo bánh răng dẫn.   12 1 1, 2 1,5 1,5 24 36 lm d mm      12 12 3 1 0.5 0.5 0, 5 36 15 17 0,5 17 58,5nl lm k h b mm             Chọn 12 60 l mm . Trong đó:  ݇ଷ = 15 khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ  ℎ௡ = 17 chiều cao nắp ổ và đầu bulông. Bước 5. Tính toán lực tác dụng lên các trục Các lực tác dụng lên bánh răng côn dẫn là:  11 1 2 2 39253,79 51,1 153 2 6 t m TF N d         1 1 1 1 536 20 cos 14, 04 542,36 r tF F tg cos tg N            1 1 1 1 536 20 sin 14,04 135,63 a tF F tg sin tg N        Lực tác dụng lên bánh đai là:  10 1352 sin( ) 2.154,78.2.sin( ) 572 2 2 o rF F z N     Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 26  11 1 51,12 . 135,63 3466, 7 2 2 m a dM F Nmm    Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 27 Mặt phẳng Oyz: 1 1 1 1 1 1 1 1 2108 .48 .90 .150 82333, 3 2556, 83 448, 83 B C t r B C r B C Y Y F F Y Y M F Y N Y N                Mặt phẳng Oxz: 1 1 1 1 1 1 1 572 .48 .90 0 1162 619,84 B C r B C B C X X F X X X N X N             Bước 6. Xác định đường kính trục  Moment uốn tổng ܯ௜ tại các tiết diện i: - 2 21 2 3466,7 3466,70 A rx ryM M M Nmm     - 2 2 21 277194,86 26033,28 81466,42rx ryBM M M Nmm     - 2 21 2 34320 0 34320C rx ryM M M Nmm     - 2 21 0rx ryDM M M    Moment tương đương ܯ௧ௗ௜ tại các tiết diện i: - 1 2 2 2 2 11 0, 75. 3466,7 0, 75 39253, 79 34171, 08 tdA A AM M T Nmm      - 1 2 2 2 2 1 1 81466, 420, 75. 0, 75 39253,79 88274,7 tdB B BM M T Nmm      - 2 2 21 1 2 1 0, 75. 34320 0, 75 39253,79 48306,39 tdC C CM M T Nmm      - 1 1 2 2 2 2 1 0, 75. 0 0, 75 39253, 79 33994,78t DdD DM M T Nmm       Tính đường kính các đoạn trục: - 1 31 3 34171,08 17,57 0,1 [ ] 0,1 63A tdAMd mm       - 1 31 3 88274, 7 24,1 0,1 [ ] 0,1 63B tdBMd mm       - 1 31 3 48306,39 19,72 0,1 [ ] 0,1 63 tdC C Md mm       - 1 31 3 33994,78 17,54 0,1 [ ] 0,1 63 tdD D Md mm        Chọn đường kính các đoạn trục theo dãy tiêu chuẩn: 1 18 Ad mm ; 1 25 Bd mm ; 1 25Cd mm ; 1 18 Dd mm ; Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 28 4.2 Thiết kế trục 2: Các thông số ban đầu  Moment xoắn: ଶܶ = 150692,41 ܰ݉݉  Số vòng quay: ݊ଶ = 181,25 ݒò݊݃/݌ℎúݐ Thiết Kế Bước 1. Chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 thường hóa. Các thông số:  Giới hạn bền: b = 600 MPa  Giới hạn chảy: ch =340 MPa  Ứng suất xoắn cho phép: [߬] = 15 ÷ 30 ܯܲܽ Bước 2. Chọn sơ bộ đường kính Đường kính sơ bộ được tính theo công thức: 13 0.2 [ ] Td   .Chọn 2[ ] 20 MPa    2 2 33 2 150692, 33,52 0.2 0, 2 4 20 1Td mm      Ta chọn đường kính trục theo dãy tiêu chuẩn: ݀ଶ = 34 ݉݉ Bước 3. Chiều rộng ổ lăn Từ đường kính các trục ta tra chiều rộng ổ lăn đối với từng trục theo bảng 10.2 sách “Tính toán Thiết kế hệ dẫn động Trịnh Chất-Lê Văn Uyển” trang 189. Ta có: ܾଶ = 21 ݉݉ Bước 4. Tính toán phác thảo các kích thước độ dài trục Ta có: ܾଵଷ = 35 ݉݉ bề rộng răng bánh răng côn. Dưới đây là hình vẽ phác thảo các kích thước của trục 2. Từ hình vẽ này ta có các kích thước của trục 2 như sau: Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 29     22 22 22 10,5 0 51 21 10 55 6, 10ml b kl k         .Chọn 22 56 l mm       022 2223 13 2 1 56 0,5 51 35 os 75,96 10 95, 0,5 cos 7 5ml cl l b k         Chọn 23 95 l mm . Ở đây:  ݇ଵ = 8 ÷ 15 : khoảng cách giữa các chi tiết quay. Chọn ݇ଵ = 10.  ݇ଶ = 5 ÷ 15 : khoảng cách từ mặt mút ổ tới thành trong của hộp. Chọn ݇ଶ = 10.  2 22 1,5 51lm d mm   : chiều dài mayo bánh răng trụ dẫn.  23 1 1, 4 1, 4 34 47, 6 lm d mm     : chiều dài mayo bánh côn bị dẫn.  1 221 22 23 2 2 51 47,3 6 3 10 2 10 21 169,6m ml l l k k b mm            Chọn 21 170 l mm . Bước 5. Tính toán lực tác dụng lên các trục: Các lực tác dụng lên bánh răng côn bị dẫn là:  2 1 1536 t tF F N   12 542,36 raF F N  12 135,63 arF F N Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng nghiêng dẫn là:   22 w 3 13 22 2 150692, 41 0,97 3654, 29 os 2,5 32t n TTF N d c m z                w3 3 3654, 29 20,57 1414, 22 cos 14,14 t t r tgF tgF N cos           3 3 3654, 2 19 920,64, 14a tF F tg tg N      33 3 82,4. 7920,6 37960,94 2 2 m a dM F Nmm    Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 30  22 2 51,12 . 135,63 3466,7 2 2 m a dM F Nmm    Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 31  Mặt phẳng Oyz: 2 2 3 2 2 2 3 2 2 2118, 29 .56 .114 .39 142517,31 582 1536 A D t t A D t A D Y Y F F Y Y F Y N Y N               Mặt phẳng Oxz: 2 2 3 2 2 2 2 3 3 2 2 1278,59 .56 .114 .39 20660,34 736 543 A D r r A D r A D X X F F X X M M F X N X N                 Bước 6. Xác định đường kính trục  Moment uốn tổng ܯ௜ tại các tiết diện i: - 2 22 0rx ryAM M M Nmm   - 2 22 2 244683 32592 55307B rx ryM M M Nmm     - 2 2 22 278686 1395115200 08rx ryCM M M Nmm     - 2 23 0rx ryDM M M    Moment tương đương ܯ௧ௗ௜ tại các tiết diện i: - 2 2 2 2 2 2 2 0,75. 0,75 0 0 0d A At AM M T Nmm      - 2 2 22 2 2 2 0,75. 55307 0,75 150692, 41 141739tdB B BM M T Nmm      - 2 2 22 2 2 20,75. 0,75 150692, 41 191033 139508t C CdCM M T Nmm      - 2 2 2 2 2 2 2 0,75. 0 0,75 0 0D DtdDM M T Nmm       Tính đường kính các đoạn trục: - 2 32 3 0 0 0,1 [ ] 0,1 63 d A t AMd mm       - 2 32 3 141739 28, 23 0,1 [ ] 0,1 63B tdBMd mm       - 2 32 3 191033 31,18 0,1 [ ] 0,1 63C tdCMd mm       - 2 332 0 0 0,1 [ ] 0,1 63D tdDMd mm        Chọn đường kính các đoạn trục theo dãy tiêu chuẩn: 2 25 Ad mm ; 2 30 Bd mm ; 2 32Cd mm ; 2 25 Dd mm ; Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 32 4.3 Thiết kế trục 3: Các thông số ban đầu  Moment xoắn: ଷܶ = 429923,87 ܰ݉݉  Số vòng quay: ݊ଷ = 60,42 ݒò݊݃/݌ℎúݐ Thiết Kế Bước 1. Chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 thường hóa. Các thông số:  Giới hạn bền: b = 600 MPa  Giới hạn chảy: ch =340 MPa  Ứng suất xoắn cho phép: [߬] = 15 ÷ 30 ܯܲܽ Bước 2. Chọn sơ bộ đường kính Đường kính sơ bộ được tính theo công thức: 13 0.2 [ ] Td   .Chọn 3[ ] 25 MPa    3 3 3 33 429923 44,14 0.2 0, 2 25 ,87Td mm      Ta chọn đường kính trục theo dãy tiêu chuẩn: ݀ଷ = 45 ݉݉ Bước 3. Chiều rộng ổ lăn Từ đường kính các trục ta tra chiều rộng ổ lăn đối với từng trục theo bảng 10.2 sách “Tính toán Thiết kế hệ dẫn động-Trịnh Chất-Lê Văn Uyển”. Ta có: ܾଷ = 25 ݉݉. Bước 4. Tính toán phác thảo các kích thước độ dài trục Dưới đây là hình vẽ phác thảo các kích thước của trục 3.     32 32 332 3 99 25 10, 75 5 15 90 4,mc nhl l l b k            Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 33 Chọn 32 94 l mm     33 1 33 3 2 0,5 67,5 25 10 10 66, 25 0,5 m kl l b k         Chọn 33 65 l mm . Ở đây:  ݇ଵ = 8 ÷ 15 : khoảng cách giữa các chi tiết quay. Chọn ݇ଵ = 10.  ݇ଶ = 5 ÷ 15 : khoảng cách từ mặt mút ổ tới thành trong của hộp. Chọn ݇ଶ = 10.  2 33 2, 2 99lm d mm   : chiều dài mayo nửa khớp nối  3 33 1,5 67, 5lm d mm   : chiều dài mayo bánh răng trụ bị dẫn.  ݇ଷ = 15 khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ  ℎ௡ = 17 chiều cao nắp ổ và đầu bulông. Tuy nhiên, 33 67 l mm do vị trí của hai bánh răng trụ trong hộp số (dựa vào kết cấu trục 2).  Khoảng cách giữa hai ổ lăn 31 175l mm Bước 5. Tính toán lực tác dụng lên các trục Các lực tác dụng lên bánh răng trụ răng nghiêng bị dẫn là:  4 3 3654,29 t tF F N   4 3 1414, 22 r rF F N   4 3 920, 6 a aF F N  Lực tác dụng lên nối trục đàn hồi là:    32 2 429923,870, 2 0,3 0, 2 0, 2 1322,84 130nt k t TF F N D          44 4 247,42 . 920, 6 113887, 43 2 2 m a dM F Nmm     Mặt phẳng Oyz: 3 3 4 3 4 3 3 2331, 45 175 108 269 38819, 36 2110 222 A C t nt C t nt A C Y Y F F Y F F Y N Y N                      Mặt phẳng Oxz: 3 3 4 3 3 4 3 3 1414, 22 108 67 113887, 43 1192 222 A C r A C A C X X F X X M X N X N                    Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 34 Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 35 Bước 6. Xác định đường kính trục  Moment uốn tổng ܯ௜ tại các tiết diện i: - 2 23 0rx ryAM M M Nmm   - 2 23 2 2227880 128736 261729B rx ryM M M Nmm     - 2 23 2 2124347 124340 7rx ryCM M M Nmm     - 2 23 0rx ryDM M M    Moment tương đương ܯ௧ௗ௜ tại các tiết diện i: - 3 3 2 2 2 2 3 0,75. 0,75 0 0 0d A At AM M T Nmm      - 2 2 23 3 2 3 0,75. 261729 0, 75 429923,87 455113tdB B BM M T Nmm      - 3 3 2 2 2 2 3 0,75. 0,75 429923,12 874347 392540,53 C CtdCM M T Nmm      - 3 3 2 2 2 2 3 0,75. 0 0, 75 429923,87 372325tdD D DM M T Nmm       Tính đường kính các đoạn trục: - 3 33 3 0 0 0,1 [ ] 0,1 50 d A t AMd mm       - 3 33 3 455113 44,98 0,1 [ ] 0,1 50B tdBMd mm       - 3 33 3 392540,53 42,8 0,1 [ ] 0,1 50 tdC C Md mm       - 3 33 3 372325 40,07 0,1 [ ] 0,1 50D tdDMd mm        Chọn đường kính các đoạn trục theo dãy tiêu chuẩn: 3 45 Ad mm ; 3 48 Bd mm ; 3 45Cd mm ; 3 40Dd mm ; Phần sáu: KIỂM NGHIỆM THEN Bước 1. Kiểm nghiệm theo độ bền mỏi. Ta kiểm nghiệm hệ số an toàn : s୨ = s஢୨sத୨ ටs஢୨ଶ + sத୨ଶ ≥ [s]  Trong đó: Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 36 s஢୨ = σିଵK஢ୢ୨σୟ୨ + ψ஢σ୫୨ sத୨ = τିଵKதୢ୨τୟ୨ + ψதτ୫୨ [s] là giá trị của hệ số an toàn cho phép, lấy giá trị là 3,như vậy không cần kiểm nghiệm độ cứng của trục.  Mặt khác, ta có :  Giới hạn mỏi uốn của thép Cacbon: σିଵ = 0,436σୠ = 0,436.600 = 261,6 MPa  Giới hạn mỏi xoắn: τିଵ = 0,58σିଵ = 0,58.261,6 = 151,73 MPa  Vì trục là trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên:  Giá trị trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j là: σ୫୨ = 0  Biên độ ứng suất pháp tại tiết diện j: σୟ୨ = σ୫ୟ୶୨ = M୨W୨ Trong đó: M୨ = ටM୶୨ଶ + M୷୨ଶ W୨: momen cản uốn, được tính theo bảng 10.6, trục có 2 rãnh then. W୨ = πd୨ଷ32 − btଵ൫d୨ − tଵ൯ଶd୨ Với giá trị b, tଵ được tra theo d୨ trong bảng 9.1  Hệ dẫn động xích tải thiết kế để quay 1 chiều nên:  Giá trị ứng suất pháp tại tiết diện j: τ୫୨ = τୟ୨ = τ୫ୟ୶୨2 = T୨2W଴୨ Trong đó: T୨ là momen xoắn tại tiết diện j W଴୨: momen cản xoắn, được tính theo bảng 10.6, trục có 2 rãnh then W଴୨ = πd୨ଷ16 − btଵ൫d୨ − tଵ൯ଶd୨ Với giá trị b, tଵ được tra theo d୨ trong bảng 9.1  Hệ số ψ஢, ψத: hệ số ảnh hưởng của trị số trung bình đến độ bền mỏi, tra theo bảng 10.7, ta có: ψ஢ = 0,05 ; ψத = 0  Hệ số K஢ୢ୨ ; Kதୢ୨ được tính theo công thức 10.25; 10.26: K஢ୢ୨ = K஢ε஢ + K୶ − 1K୷ ; Kதୢ୨ = Kதεத + K୶ − 1K୷ Với : - Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt K୶ = 1,06 ,do trục được gia công bằng tiện đạt độ nhám Rୟ = 2,5 ÷ 0,63 ứng với giới hạn bền σୠ = 600 MPa. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 37 -Hệ số tăng bền K୷ = 2 ,bề mặt trục được thấm Cacbon -Trị số của hệ số K஢ ; Kத tra theo bảng 10.12, ứng với rãnh then được cắt bằng dao phay ngón, ta có: K஢ = 1,76 ; Kத = 1,54 -ε஢, εத hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước các tiết diện trục tới độ bền mỏi bảng 10.10. Ta lập được bảng kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục như sau: Trục Vị trí tiết diện Then 1b h t  ௝ܹ ଴ܹ௝ ߝఙ ߝఛ ߪ௔ ߬a=߬m ݏఙ ݏఛ ݏ I A1 (18) 6 6 3,5  327 899 0,93 0,9 10,6 21,8 25,3 7,9 7,5 B1,C1 (25) x 1533 3068 0,9 0,85 53 6,4 4,9 25 4,8 D1 (18) 6 6 3,5  327 899 0,93 0,9 0 21,8 x 7,8 x II A2,D2 (25) x 1533 3068 0,9 0,85 0 0 x x x B2 (30) 10 8 5  1609 4260 0,88 0,81 34 17,7 7,4 8,7 5,64 C2 (32) 10 8 5  2078 5295 0,88 0,8 67 14,2 3,8 10,8 3,57 III A3,C3 (45) x 8946 17892 0,83 0,77 14 12 17,2 12,3 10 B3 (48) 14 9 5,5  7960 18817 0,82 0,76 32,9 11,4 7,2 12,7 6,27 D3 (40) 14 9 5,5  4446 10729 0,85 0,78 0 17 x 8,8 x Như vậy tất cả các hệ số an toàn đều lớn hơn 3. Trục thỏa điều kiện bền mỏi Bước 2. Kiểm tra trục về độ bền tĩnh Công thức kiểm nghiệm được tính như sau: ߪ௧ௗ = ඥߪଶ + 3߬ଶ ≤ [ߪ] Với: ߪ = ܯ௠௔௫0.1 × ݀ଷ ߬ = ௠ܶ௔௫0.2 × ݀ଷ [ߪ] = 0.8 × ߪ௖௛ = 0.8 × 340 = 272ܯܲܽ  Trục 1: 1 3 81466,42 52,14 0,1 25     ; 1 3 39253,79 12,56 0,2 25     ;  2 21 1 13 56,49 272td        Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 38  Trục 2: 2 3 42,570,1 13950 2 8 3     ; 2 3 150692,41 22,99 0,2 32     ;  2 22 2 23 58,3 272td         Trục 3: 33 261729 23,7 0,1 48     ; 33 429923,87 19, 44 0,2 48      2 23 33 3 41,2 272td        Vậy các trục thỏa độ bền tĩnh. Bước 3. Kiểm nghiệm then Thông số của then được tra theo bảng 9.1a Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt có dạng ߪௗ = 2ܶ݀. ݈௧ . (ℎ − ݐଵ) ≤ [ߪௗ] = 150ܯܲܽ ߬௖ = 2ܶ݀. ݈௧ .ܾ ≤ [߬௖] = 60ܯܲܽ Với : T : moment xoắn trên trục ; d : đường kính trục tại tiết diện sử dụng then; ݈௧ = 0.8݈௠ : chiều dài then; h : chiều cao then; t1 : chiều sâu rãnh then; Ta có bảng kiểm nghiệm sau: Trục Đường kính d ܾ × ℎ × ݐଵ ݈௧ ߪௗ ߬௖ 1 18 6 6 3,5  28 62,3 25,96 18 6 6 3,5  29 60 25 2 30 10 8 5  44 76 23 32 10 8 5  40 78,4 23,54 3 48 14 9 5,5  50 102 26 42 14 9 5,5  80 77 20 Vậy các then đều thỏa điều kiện. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 39 Phần bảy: CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC I – Trục đầu vào 1: Các thông số ban đầu  Đường kính vòng trong d : 1 25 d mm  Số vòng quay của ổ : 1 725 / n vòng phút  Quay một chiều , làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ. Thiết Kế Bước 1. Chọn loại ổ lăn Lực hướng tâm tại vị trí các ổ đũa côn 2 2 2 1 1 1 22556,83 1162 2808,5 R B BBF X Y N     2 2 2 1 1 1 2619,8 448,83 765, 28 4C CRCF X Y N     Trục 1 là trục đầu vào, làm việc ở tốc độ quay cao, lại có bánh răng côn nên ưu tiên dùng ổ đũa côn. Bước 2. Chọn kích thước ổ lăn Ta chọn sơ bộ ổ lăn sau ( phụ lục P.2.11) Số hiệu d (mm) D (mm) B (mm) T (mm) r (mm) ߙ C (kN) ܥ଴ (kN) 7205 25 52 15 16,25 1,5 13,5 23,9 17,9 Bước 3. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ Vị trí đặt ổ lăn như hình vẽ Ta có :  1,5 1,5 13,5 0,36e tan tan    Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 40  Lực dọc trục tại B1: 1 1 1 1 10,83 0,83 0,36 765,28 135,63 93,04aB sC at rC atF F F e F F N           Và : 1 10,83 0,83 0,36 2808,5 839,18sB rBF e F N      Do 1 1aB sBF F nên 1 1 839,18sB aBF F N   Lực dọc trục tại C1: 1 1 1 839,18 135,63 974,81aC sB atF F F N     Và: 1 228,67sCF N Do 1 1aC sCF F nên 1 1 974,81aC sCF F N  Xét tỉ số (ܸ = 1 do vòng trong quay): 1 1 839,18 0,3 . 1 2808,5 aB rB F e V F     Tra bảng 11.4 ta có : 1, 0X Y  1 1 974,81 1, 27 . 1 765,28 aC rC F e V F     Tra bảng 11.4 ta có:  0,4; 0,4 1,67X Y cotan    Tải trọng quy ước trên ổ:    1 11 1 1 2808,5 0 1 1 2808,5 rB aB tB đQ XVF YF K K N            1 11 0,4 1 765,28 1,67 974,81 1 1 1934RC aC đC tQ XVF YF K K N          Với :  ܸ = 1: vòng trong quay  ܭ௧ = 1 : hệ số ảnh hưởng nhiệt độ  ܭđ = 1: áp dụng cho chế độ làm việc tải va đập nhẹ, quá tải ngắn hạn, tra bảng 11.3 Như vậy 1 1 B CQ Q nên ta tính toán ổ theo thông số tại B1. Chọn thời gian làm việc của ổ đũa côn là: 15000 hL h Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng:  16 6 60 60 725 15000 652,5 10 10 h n LL tr    Khả năng tải động: 10 3 1 2808,5 652,5 19626 19, 6 23, 9 m m BC Q L N kN C kN       Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 41 Trong đó 10 3 m  do sử dụng ổ đũa. Tuổi thọ thật sự của ổ: 10 323900 1258,19( ) 2808, 5 m CL tr Q              6 1 10 28924 6,4 60 h LL h nam n    Như vậy ổ đũa này cần được thay sau 3 năm làm việc Bước 4. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Đối với ổ đũa côn ta tra bảng 11.6 ta có:    00 00,5; 0, 22 0, 22 13,5 0 , 92X Y cotan cotan    Theo công thức 11.9 0 1 0 1 0 1 10,5 2808,5 0,92 93,04 1490B rB aB rBQ X F Y F N F        Như vậy 0 1 02808,5 17 900BQ N C N   Vậy ổ thỏa điều kiện tải tĩnh. II – Trục trung gian 2: Các thông số ban đầu  Đường kính vòng trong d : 2 25 d mm  Số vòng quay của ổ : 2 181, 2 / 5 n vòng phút  Quay một chiều , làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ. Thiết Kế Bước 1. Chọn loại ổ lăn Lực hướng tâm tại vị trí các ổ đũa côn 2 2 2 2 22 2 736 582 938A ArAF X Y N     2 2 2 2 2 2 2 5 1536 162943rD D DF X Y N     Trục 2 có bánh răng côn và bánh răng trụ răng nghiêng nên ưu tiên dùng ổ đũa . Bước 2. Chọn kích thước ổ lăn Ta chọn sơ bộ ổ lăn sau ( phụ lục P.2.11) Số hiệu d (mm) D (mm) B (mm) T (mm) r (mm) ߙ C (kN) ܥ଴ (kN) Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 42 7205 25 52 15 16,25 1,5 13,5 23,9 17,9 Bước 3. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ Vị trí đặt ổ lăn như hình vẽ Ta có :  1,5 1,5 13,5 0,36e tan tan     Lực dọc trục tại A2: 32 2 920,6 542,36 378, 24at aaF F F N   2 2 2 2 20,83 0,83 0,36 1629 378, 24 108,5aA sD at rD atF F F e F F N          Và : 2 20,83 0,83 0,36 938 280,3sA rAF e F N      Do 2 2aA sAF F nên 2 2 280,3sA aAF F N   Lực dọc trục tại D2: 2 2 2 280,3 378, 24 658,5aD sA atF F F N    Và: 2 486,7sDF N Do đó 2 2aD sDF F nên 2 2 658,5aD sDF F N  Xét tỉ số (ܸ = 1 do vòng trong quay): 2 2 280,3 0,3 . 1 938 aA rA F e V F     Tra bảng 11.4 ta có : 1; 0X Y  2 2 658,5 0, 4 . 1 1629 aD rD F e V F     Tra bảng 11.4 ta có:  0,4; 0,4 1,67X Y cotan    Tải trọng quy ước trên ổ: Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 43    2 22 1 1 938 0 1 1 938 rA aA t đAQ XVF YF K K N            2 22 0,4 1 1629 1,67 658,5 1 1 1751rD aD t đDQ XVF YF K K N          Với :  ܸ = 1: vòng trong quay  ܭ௧ = 1 : hệ số ảnh hưởng nhiệt độ  ܭđ = 1: áp dụng cho chế độ làm việc tải va đập nhẹ, quá tải ngắn hạn, tra bảng 11.3 Như vậy 2 2 A DQ Q nên ta tính toán ổ theo thông số tại D2. Chọn thời gian làm việc của ổ đũa côn là: 15000 hL h Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng:  26 6 181, 260 60 15000 163,125 10 10 5 h n LL tr    Khả năng tải động: 10 3 2 1751 163,125 8073 8,1 23, 9 m m DC Q L N kN C kN       Trong đó 10 3 m  do sử dụng ổ đũa. Tuổi thọ thật sự của ổ: 10 323900 6077( ) 175 1 m CL tr Q             6 6 2 10 10 6077 558804 60 60 181, 2 5h LL h n      Bước 4. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Đối với ổ đũa côn ta tra bảng 11.6 ta có:    00 00,5; 0,22 0,22 13,5 0 ,92X Y cotan cotan    Theo công thức 11.9 0 2 0 2 0 2 20,5 1629 0,92 658,5 1420D rD aD rDQ X F Y F N F        Như vậy 0 2 016 29 20900DQ N C N   Vậy ổ thỏa điều kiện tải tĩnh. III – Trục đầu ra 3: Các thông số ban đầu  Đường kính vòng trong d : 3 45 d mm Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 44  Số vòng quay của ổ : 3 60, 42 / n vòng phút  Quay một chiều , làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ. Thiết Kế Bước 1. Chọn loại ổ lăn Lực hướng tâm tại vị trí các ổ đũa côn: 2 2 2 3 3 2 3 2110 1192 2423rA A AF X Y N     2 2 2 3 2 3 3 2222 31422rC C CF X Y N     Ta chọn dùng ổ đũa côn (do trục dài) Bước 2. Chọn kích thước ổ lăn Ta chọn sơ bộ ổ lăn sau ( phụ lục P.2.11) Số hiệu d (mm) D (mm) B (mm) T (mm) r (mm) ߙ C (kN) ܥ଴ (kN) 2007109 45 75 19 20 1,5 11,33 40 34,8 Bước 3. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ Vị trí đặt ổ lăn như hình vẽ Ta có :  1,5 1,5 11,33 0,3e tan tan    .  Lực dọc trục tại A3: 3 3 3 3 30,83 0,83 0,3 314 920,6 999aA sC at rC atF F F e F F N          Và : 3 30,83 0,83 0,3 2423 603sA rAF e F N      Do 3 3aA sAF F nên 3 3 999sA aAF F N   Lực dọc trục tại C3: 3 3 3 603 920,6 318aC sA atF F F N     Và: 3 78sCF N Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 45 Do 3 3,aC sCF F cùng chiều nên 3 3 318 78 396aC sCF F N    Xét tỉ số (ܸ = 1 do vòng trong quay): 3 3 999 0, 41 . 1 2423 aA rA F e V F     Tra bảng 11.4 ta có :    0,4; 0,4 11,30,4 3 2X Y cotan cotan    3 3 396 1, 26 . 1 314 aC rC F e V F     Tra bảng 11.4 ta có:    0,4; 0,4 11,30,4 3 2X Y cotan cotan    Tải trọng quy ước trên ổ:    3 33 0,4 1 2423 2 999 1 1 2967rA aA tA đQ XVF YF K K N             3 33 0, 4 1 314 2 396 1 1 918rC aC C t đQ XVF YF K K N          Với :  ܸ = 1: vòng trong quay  ܭ௧ = 1 : hệ số ảnh hưởng nhiệt độ  ܭđ = 1: áp dụng cho chế độ làm việc tải va đập nhẹ, quá tải ngắn hạn, tra bảng 11.3 Như vậy 3 3 A CQ Q nên ta tính toán ổ theo thông số tại A3 Chọn thời gian làm việc của ổ đũa côn là: 15000 hL h Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng:  6 63 60 60 60, 42 15000 54,378 10 1 0 hn LL tr    Khả năng tải động: 10 3 3 2967 54,378 9839 9,8 40 m m AC Q L N kN C kN       Trong đó 10 3 m  do sử dụng ổ đũa. Tuổi thọ thật sự của ổ: 10 340000 5832( ) 296 7 m CL tr Q             6 6 3 10 10 5832 1608739 60 60 6 0, 42h LL h n      Bước 4. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: Đối với ổ đũa bi đỡ chặn ta tra bảng 11.6 ta có:    00 00,5; 0, 22 0, 22 11,3 1 3 1,X Y cotan cotan    Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 46 Theo công thức 11.9 0 3 0 3 0 3 30,5 2423 1,1 999 2310A rA aA rAQ X F Y F N F        Như vậy 0 3 024 23 34800AQ N C N   Vậy ổ thỏa điều kiện tải tĩnh. IV – Chọn nối trục vòng đàn hồi: Moment xoắn tại trục 3 là: 3 429923,87 430T Nmm Nm  Tra bảng 16.10a ta có các thông số nối trục như sau: T Nm d D ݀௠ L l ݀ଵ ܦ଴ Z ݊௠௔௫ B ܤଵ ݈ଵ ܦଷ ݈ଶ 500 40 170 80 175 110 71 130 8 3600 5 42 30 28 32 Bảng 16.10b ݀௖ ݀ଵ ܦଶ l ݈ଵ ݈ଶ ݈ଷ l 14 M10 20 62 34 15 28 1.5 Bước 5. Kiểm tra sức bền dập: 0 3 2 [ ]d d c kT ZD d l    Trong đó:  [ߪௗ] = 3 ܯܲܽ ∶ứng suất dập cho phép của cao su.  ݇ = 1,2 : hệ số chế độ làm việc 2 1,2 2,53 [ ] 8 130 14 2 429923,87 8 d d          Vậy nối trục thỏa sức bền dập. Bước 6. Kiểm tra sức bền của chốt: 0 3 0 [ ] 0.1 u u c kTl d ZD    Trong đó :  [ ] 80u MPa  ứng suất cho phép của chốt.  2 0 1 153 4 41,5 2 2 ll l     3 1,2 429923,87 41,5 75 [ ] 0,1 14 8 130 u u          Vậy chốt thỏa điều kiện bền. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 47 Phần tám: THIẾT KẾ VỎ HỘP và CÁC CHI TIẾT PHỤ I- Thiết kế vỏ hộp giảm tốc: Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận của máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi. Vật liệu chế tạo vỏ hộp là gang xám, GX15-32 Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua đường tâm các trục để lắp các chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn. Bề mặt ghép song song với mặt đế. Mặt đáy hộp nghiêng một góc từ 10 về phía lỗ tháo dầu nhằm thuận tiện hơn trong việc tháo dầu: dầu bôi trơn được thay thế sạch sẽ, tăng chất lượng làm việc cho hộp giảm tốc. Hộp giảm tốc đúc có các thông số cơ bản sau: Tên gọi Thông số Chiều dày: Thân hộp  Nắp hộp 1 10mm  1 0,9 9mm   Gân tăng cứng Chiều dày e 8e mm Đường kính: Bulon nền 1d Bulon cạnh ổ 2d Bulon ghép nắp bích và thân 3d Vis ghép nắp ổ 4d Vis ghép nắp cửa thăm 5d 1 14d mm 2 10,7 10d d mm   3 20,8 8d d mm   4 20,6 6d d mm   5 20,5 5d d mm   Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp 3S Chiều dày bích nắp hộp 4S Bề rộng bích nắp và thân 3K 3 31,8 14,4S d mm   4 30,9 13S S mm   3 2 3 29K K mm   Mặt đế hộp: Chiều dày không có phần lồi 1S Bề rộng mặt đế hộp 1,K q 1 11,4 20S d mm   1 42 , 65K mm q mm  Kích thước gối trục Bề rộng mặt ghép bolon cạnh ổ 2K 2 2 2 3 16 13 3 32K E R mm       Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 48 Tâm lỗ bulon cạnh ổ 2E 2 2 2 2 1,6 1,6 10 16 ; 1,3 1,3 10 13 E d mm R d mm         Khe hở giữa các chi tiết Giữa bánh răng với thành hộp Giưa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp 1 Giữa mặt bên các bánh răng với nhau  10mm   1 3 30mm    10mm   Số lượng bulon nền Z 200 L BZ   Nắp ổ: Các nắp ổ với thông số của vis ghép, đường kính nắp ổ: Trục 1 Trục 2 Trục 3 D 52 52 85 2D 80 65 100 3D 94,4 80 125 4D 42 42 75 h 8 8 10 4d M8 M8 M8 Z 4 4 6 II- Thiết kế các chi tiết phụ: 1. Bulon vòng: Ren d 1d 2d 3d 4d 5d h 1h 2h Trọng lượng nâng được a M10 45 25 10 25 15 22 8 6 200 2. Chốt định vị: Chọn chốt định vị hình côn. 3. Cửa thăm: (bảng 18.5) Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 49 A B A1 B1 C C1 K R Vis SL 100 75 150 100 125 - 87 12 M822 4 4. Nút thông hơi: (bảng 18.6) Chọn nút thông hơi M272: A B C D E G H I K L M272 15 30 15 45 35 32 6 4 10 M N O P Q R S 8 22 6 32 18 36 32 5. Nút tháo dầu: (bảng 18.7) Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 50 Chọn nút tháo dầu có kích thước: d b m f L c q D S D0 M202 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,6 6. Mắt chỉ dầu: (bảng 18.9) Kích thước que thăm dầu như sau: Kích thước mắt kính (mm) D Dl l h 20 55 40 10 6 Phần chín: CHỌN DẦU BÔI TRƠN và DUNG SAI LẮP GHÉP I. Dầu bôi trơn hộp giảm tốc: Chọn độ nhớt phụ thuộc vào vận tốc vật liệu chế tạo bánh răng, tra theo bảng 18.11. Với vận tốc vòng trong khoảng 1 2,5 /m s , vật liệu chế tạo bánh răng là thép C45 tôi cải thiện ta tra được độ nhớt của dầu ở 050 là 186 . Tra bảng 18-13 ta sử dụng loại dầu bôi trơn AK- 15. II. Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp: Đối với bánh răng côn, việc điều chỉnh được tiến hành trên cả hai bánh răng dẫn và bị dẫn. - Dịch chuyển trục cùng với các bánh răng đã cố định trên nó nhờ bộ đệm điều chỉnh có chiều dày khác nhau lắp giữa nắp ổ và vỏ hộp. Việc điều chỉnh như thế này khá thuận tiện. Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 51 - Dịch chuyển các bánh răng trên trục đã cố định, sau đó định vị lần lượt từng bánh một. Việc điều chỉnh này khá phức tạp. Lưu ý: Độ điều chỉnh phải đạt 70% trên bề mặt răng. III. Dung sai và lắp ghép: 1. Chọn cấp chính xác: - Đối với bánh răng cấp chính xác đã được chọn trong phần trước. - Đối với trục, then và các rãnh then chọn cấp chính xác là 7. - Đối với các lỗ chọn cấp chính xác là 6. - Đối với sai lệch của độ song song, độ thẳng góc, độ nghiêng, độ đảo mặt đầu, độ đảo mặt toàn phần là 6, độ thẳng, độ phẳng là 7, độ đồng tâm , độ đối xứng, độ giao trục, độ đảo hướng tâm toàn phần, độ trụ, độ tròn, và profin tiết diện dọc là 5. 2. Chọn kiểu lắp: - Đối với then và bánh răng ta chọn kiểu lắp H7/k6. - Đối với vòng trong chọn kiểu lắp k6. - Đối với vòng ngoài chọn kiểu lắp H7. 3. Bảng dung sai lắp ghép bánh răng: Chi tiết Mối lắp es ( m ) ei ( m ) ES ( m ) EI ( m ) Độ dôi lớn nhất ( m ) Độ hở lớn nhất ( m ) Bánh côn dẫn 7 6 H k +12 +1 +18 0 12 17 Bánh côn bị dẫn 7 6 H k +15 +2 +21 0 15 19 Bánh trụ dẫn 7 6 H k +18 +2 +25 0 18 23 Bánh trụ bị dẫn 7 6 H k +18 +2 +25 0 18 23 4. Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn: Mối lắp es ( m ) ei ( m ) ES ( m ) EI ( m ) Độ dôi lớn nhất ( m ) Độ hở lớn nhất ( m ) 25 6k +15 +2 0 -10 25 - Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 52 45 6k +18 +2 0 -12 30 - 52 7H 0 -15 +30 0 - 45 75 7H 0 -15 +30 0 - 45 5. Bảng dung sai lắp ghép then: ( bảng 20.6) Kích thước tiết diện then b h Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then Trên trục Trên bạc Sai lệch giới hạn trên trục 1t Sai lệch giới hạn trên bạc 2t P9 D10 6 6 -0,042 +0,078 +0,030 0,1 0,1 10 8 -0,051 +0,098 +0,040 0,2 0,2 14 9 -0,061 +0,120 +0,050 0,2 0,2 Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011 SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 53 TÀI LIỆU THAM KHẢO: 1. Trịnh Chất - Lê Văn Uyển - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập I và II- Nhà xuất bản Giáo Dục 2007. 2. Nguyễn Hữu Lộc – Cơ sở Chi Tiết Máy – NXB ĐHQG TPHCM 2010. 3. Nguyễn Trọng Hiệp – Chi Tiết Máy – Nhà xuất bản Giáo Dục – 2008. 4. Ninh Đức Tốn – Dung Sai và Lắp Ghép – Nhà xuất bản giáo dục 2009. 5. P.OrLov - Fundamentals of Machine Design – MIR Publishers. Moscow. 6. Jack M.Walker – Manufacturing Engineering – Marcel Dekker . NewYork

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • pdfdo_an_chi_tiet_may_9621.pdf