Đồ án Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí

III.KIỂM TRA CÁC ĐIỀU KIỆN 1.Kiểm tra điều kiện trạm trục: a1 aw1 aw2 a2 I II III Hình vẽ minh họa khoảng cách giữa các trục và bánh răng Ta có: 66,18 1425 36,5 .120.120 33 1 1  n P D sbI mm 436,29 367 417,5 .120.120 33 2 2  n P D sbII mm 599,43 103 94,4 .120.120 33 3 3  n P D sbIII mm Vậy : 41,96 2 66,18 2 84,69 122 22 1 11  sb Ia w Dd aa mm >10mm ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 26 7,65 2 436,29 2 198 150 22 2 22  sb IIa w Dd aa mm>10mm Vậy điều kiện trạm trục được đảm bảo. 2.Kiểm tra điều kiện bôi trơn -Để giảm mất mát công suất vì ma sát ,giảm mài mòn răng,đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc. -Đối với hộp giảm tốc đang thiết kế ta dùng phương pháp bôi trơn trong dầu ,ngâm các chi tiết trong dầu chứa ở hộp. X m in l2 m inl 2 m ax X 2 m ax X 2 m in X m ax X 4 m ax X 4m in l4 m in l 4 m ax -Với bộ truyền cấp nhanh: Chiều cao răng : mmmhhh 5,42.25,225,221  Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu: mmhl )9375,3()275,0(min  Vì mml 10min  nên chọn mml 10min2  mức dầu tối thiểu : mml d x a 8710 2 208 2 min2 2 min2  Vì smsmv /5,1/73,31  nên mức dầu tối đa : mmxx 7910min2max2  và mmll 20101010min2max2  -Với bộ truyền cấp chậm: Chiều cao răng : mmmhhh 5,42.25,225,243  Chiều cao ngâm dầu tối thiểu: mmhl )9375,3()275,0(min  Vì 10min l ta chọn mml 10min4  mức dầu tối thiểu: mml d x a 8810 2 218 2 min4 2 min4  và mmll 20101010min4max4  Mức dầu tối đa: mmxx 8010min4max4  -Mức dầu chung cho cả hộp: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 27 Ta có: mmmmmmxxx mmmmmmxxx 79)80;79max(),max( 88)88;87min(),min( max4max2max min4min2min   mmxxx 97988maxmin  nằm trong khoảng điều kiện bôi trơn (511)mm Vậy đã thỏa mãn đk bôi trơn. -Kiểm tra sai số vận tốc: Ta có : %4%100.    n nn n thuc Với thuc dc thuc u n n  ,với 7,13 25.27 96.97 thucu 01,104 7,13 1425  thn %4%98,0%100. 103 10301,104    n thỏa mãn điều kiện sai số vận tốc ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 28 PHẦN III.TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC I.Phần tính toán chung 1.Chọn vật liệu chế tạo trục - Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng. Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục.Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tùy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không. Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hóa có cơ tính : Giới hạn chảy ch Độ bền kéo b Độ dãn dài tương đối S Độ thắt tương đối  kg/mm2 % Mác thép Không nhỏ hơn Độ dai va đập kg.m/cm2 C45 36 61 16 40 5 -Ứng suất xoắn cho phép   12 20   (MPa) tùy thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét. 2.Tính toán trục a.Tính sơ bộ đường kính trục Trục sử dụng trong các hộp giảm tốc thường được chế tạo có hình dạng tru tròn nhiều bậc(gồm nhiều đoạn có đường kính khác nhau)có như vậy mới phù hợp với sự phân bố áp lực trong trục tạo điều kiện cho việc lắp ráp và sửa chữa được thuận lợi hơn.Tại các tiết diện thay đổi đường kính có quan hệ với nhau qua biểu thức sau: 1i id d d    (mm) Ghi chú : +Dấu + ứng với trường hợp từ tiết diện nhỏ lên tiết diện lướn hơn ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 29 +Dấu - ứng với trường hợp từ tiết diện lớn xuống tiết diện nhỏ hơn. -Do mômen T có ảnh hưởng rất lớn đến khả năng làm việc của trục,vì trục là bộ trực tiếp tham gia vào quá trình truyền mômen giữa các trục.Do đó giữa đường kính trục với momên T trục đó phải truyền có mối liên hệ bởi công thức   3 0, 2 T d    (mm) Ghi chú: +T : là mômen xoắn tác dụng lên trục + [] : là ứng suất xoắn cho phép   12 20   (MPa) -Vì trong quá trình tính toán trục không xét đến ảnh hưởng của ứng suất uốn cho nên bù lại ảnh hưởng của ứng suất uốn tới tuổi bền của trục phải hạ thấp [] xuống. Đường kính ngõng trục vào của hộp giảm tốc :   1 331 35921 20,78 24,64 0, 2 0,2 (12 20) T d         (mm) -Do đầu vào của hộp giảm tốc được nối với trục động cơ bằng khớp nối cho nên ta phải quan tâm đến đường kính của trục động cơ d 32dc mm (tra bảng 1.7[I]_động cơ 4A112M) Chọn đường kính ngõng trục vào là 1 20d  (mm) -Đường kính trục trung gian của hộp giảm tốc :   2 332 70480 26,02 30,85 0, 2 0, 2 (12 20) T d         (mm) Chọn đường kính trục lắp bánh răng nghiêng chủ động là : 2 30d  (mm.) -Đường kính trục ra của hộp giảm tốc   3 333 458029 48,55 57,57 0,2 0,2 (12 20) T d         (mm) Chọn đường kính trục lắp bánh răng nghiêng bị động là : 3 50d  (mm) - Chọn chiều rộng ổ lăn Căn cứ vào đường kính ngõng trục cần lắp ổ lăn ,tra bảng 10.2[I] ta sẽ xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn cần lắp như sau: 01 15b  (mm); 02 19b  (mm); 03 27b  (mm) - Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Theo bảng 10.3[I] ta chọn : 1 10k  (mm); 2 10k  (mm); 3 15k  (mm); 20nh  (mm) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 30 I II III l22 l23 l24 l21 l12=-lC12 l13 l11 l32 l33 l31 l34 lC34 lm22 lm24 lm23 lm12 lm13 lm33lm32 lm34 k1k1 k2k2 k3 hn hn ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 31 - Chiều dài các mayơ ta tính được theo công thức 10.10[1]    12 11,4 2,5 1, 4 2,5 20 28 50ml d       (mm)    13 11,2 1,5 1, 2 1,5 20 24 30ml d       (mm)    2 21, 2 1,5 1,2 1,5 30 36 45ml d       (mm)    3 31, 2 1,5 1, 2 1,5 50 60 75ml d       (mm)  Ta chọn : 22 23 24 40m m ml l l   (mm) 12 40ml  (mm) 13 27ml  (mm) 32 33 34 65m m ml l l   (mm) -Trục trung gian của hộp (trục 2) + Do trong hộp giảm tốc phân đôi thì trục trung gian có cấu tạo là phức tạp nhất,quyết định kích thước của các trục khác khi truyền chuyển động cho nhau nên ảnh hưởng tới kích thước của hộp giảm tốc .Do đó khi tính toán kích thước hình học của các trục thì ta phải xác định kích thước của trục trung gian trước hết và căn cứ vào đó để xác định kích thước hình học cảu các trục còn lại. +Theo công thức trong bảng 10.4[I] ta tính được:    22 22 02 1 20,5 0,5 40 19 10 10 49,5ml l b k k         (mm)    23 22 22 23 10,5 49,5 0,5 40 40 10 99,5m ml l l l k         (mm) 24 23 222 2 99,5 49,5 149,5l l l      (mm) 21 232 2 99,5 199l l    (mm) -Trục vào của hộp(trục 1) Khoảng công xôn tính từ khớp nối đến ổ đỡ là:    12 12 01 30,5 0,5 40 15 15 20 62,5C m nl l b k h         (mm) 12 12 62,5Cl l    (mm) 11 21 199l l  (mm) 13 110,5 99,5l l  (mm) -Trục ra của hộp ( trục 3) Khoảng công xôn tính từ đĩa xích đến ổ đỡ là : ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 32    33 3 33 30,5 0,5 27 65 15 20 81C O m nl b l k h         (mm) 32 22 49,5l l  (mm) 31 21 199l l  (mm) 33 24 149,5l l  (mm) 34 31 33 199 81 280Cl l l     (mm) -Xác định lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục Lực tác dụng khi ăn khớp bánh răng được chia làm 3 thành phần: + tF : Lực vòng + rF : Lực hướng tâm + aF : Lực dọc trục - Trong đó các giá trị lực được xác định như sau: 1 13 23 1 2 2 35921 1436,8 50 x x w T F F d      (N) 0 13 23 13 0 1436,8 20 522,9 cos cos 0 x tw y y F tg tg F F         (N) 2 22 32 2 2 2 70480 2140,9 65,84 x x w T F F d      (N) 22 22 32 2140,9 23,9 1156,7 cos cos34,9 x tw y y F tg tg F F         (N) 22 32 22 2140,9 34,9 1493,5z z xF F F tg tg      (N) -Lực tác dụng của khớp nối đàn hồi là :   t 1 12x D T2 3,02,0F  + tD : Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt tra bảng 16.10a[II]. - Vậy suy ra:    12 2 35921 0, 2 0,3 228 342,1 63 xF       Chọn 12 300xF  (N) -Tính lực của bộ truyền xích tác dụng lên trục III: Do góc nghiêng của bộ truyền xích là 600 cho nên lực tác dụng từ bộ truyền lên trục sẽ là : 034 1 cos60 3864,6 1932,3 2 x rF F     (N) 034 3 sin 60 3864,6 3346,8 2 y rF F     (N) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 33 Fly10 Flx10 Fx12 Fly11 Flx11 Fy13 Fx13 x y z b.Tính toán cụ thể cho từng trục - Đối với trục 1 +Xác định các phản lực : Để xác định các thành phần phản lực ta xét cân bằng theo phương Oy và Ox ta có hệ phương trình: Sơ đồ đặt lực: Chiếu các lực theo phương Ox ta được: 11 10 13 12 11 10 12 12 13 13 11 11 11 0 1436,8 300 0 0 300 (62,5) 1436,8 99,5 199 0 lx lx x x lx lx x x lx lx F F F F F F F l F l F l F                         13 1436,8xF  (N) ; 12 300xF  (N)  Giải hệ ta được : 11 812.62lxF  (N); 10 324.18lxF  (N) Chiếu các lực theo phương Oy ta được : 10 13 11 10 11 11 11 13 13 11 0 522,9 0 0 199 522,9 99,5 0 ly y ly ly ly ly y ly F F F F F F l F l F                     13 522,9yF  (N)  Giải hệ ta được: 11 261, 45lyF  (N); 10 261, 45lyF  (N) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 34 x y z 26014.275 N.mm 18750 N.mm 80855.91 N.mm 35921 N.mm My Mx T Fx12 Fx10 Fx11 Fx13 Fy10 Fy13 Fy11 Ø 26 H 7 k6 Ø 30 k6 Ø 38 H 7 k6 Ø 30 k6 Sơ đồ biểu diễn lực và mô men của trục 1 (truc đầu vào ) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 35 -Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục +Xác định momen uốn tổng và momne uốn tương đương Momen uốn tổng tại các tiết diện trục I : 10 10 18750t xM M  (N.mm) 11 0tM  (N.mm) 12 0tM  (N.mm) 2 2 2 213 13 13 80855,91 26014,275 84937,75t x yM M M     (N.mm) Momen tương đương tại các tiết diện trên trục I : 2 2 2 2 10 10 10,75 18750 0,75 35921 36322, 2td tM M T      (N.mm) 211 10,75 31108,4tdM T  (N.mm) 12 11 31108,4td tdM M  (N.mm) 2 213 184937,75 0,75 90455tdM T   (N.mm) Xác định đường kính trục tại các tiết diện khác nhau trên trục I -Theo công thức 10.17[I] cùng với vật liệu đã chọn   67  ta tính được.   10 3310 47202,9 19 0,1 6,7 tdMd     (mm)   11 3311 31108, 4 17 0,1 6,7 tdMd     (mm)   12 3312 31108, 4 17 0,1 6,7 tdMd     (mm)   13 3313 48723,5 20 0,1 6,7 tdMd     (mm) -Xuất phát từ yêu cầu về độ bền lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: +Tiết diện trục lắp nối trục đàn hồi do cần chú ý đến đường kính trục của động cơ nên ta chọn 12 26d  mm +Tiết diện trục lắp ổ lăn chọn theo tiêu chuẩn là 10 11 30d d  mm +Tiết diện trục lắp bánh răng ta chọn 13 138 ad d  -Xét điều kiện chế tạo bánh răng liền trục tại tiết diện 13: Đối với bánh răng trụ, điều kiện chế tạo bánh răng liền trục là X≤2,5. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 36 x d f1 d 1 3 t 2 Trong đó: 1 13 2 45 38 2,8 2,1 2,5 2 2 fd d t X         m Như vậy đối với bánh răng trên trục 1 ta phải chế tạo liền trục để thỏa mãn điều kiện lắp ghép.  Kiểm nghiệm trục  Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. - Với trục vào của bộ truyền trong trường hợp này do bánh răng được chế tạo liền trục vì vậy ta chỉ cần kiểm tra lại tiết diện lắp ổ lăn là tiết diện nguy hiểm nhất. - Kết cấu trục thiết kế thỏa manc điều kiện sau:  s ss ss s 22       (1.1) Ghi chú: +  s : Hệ số an toàn cho phép   5,25,1s  + s : Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp mad 1 k s       (1.2) + s : Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất tiếp mad 1 k s       (1.3) + 1 và 1 : Giới hạn mỏi uốn và xoăn ứng với chu kì đối xứng. Với thép cacbon ta lấy 370850436,0436,0 b1   6,21458,0 11   ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 37 + a , a , m , m : Là biên độ và giá trị trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. - Đối với trục quay ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối sứng nên 0m  ;  max 33 90455 90455 32 52,4 .26/ 32 a M W d          (MPa) -Đối với trục 1 chỉ quay 1 chiều nên ứng suất xoán thay đổi theo chu kỳ mạch động và khi đó ta có.   33 35921 35921.8 5, 2 2 .262 /16 m a O T W d          (MPa) +  và  : Hệ kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. 0,1  ; 0,05  (Tra Bảng 10.7[1]) + dk  và dk  : Hệ số tính theo công thức 10.25[1] và 10.26[1]. - Chọn phương pháp gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiển yêu cau đạt Ra=0,32  0,16 đồng thời không dùng phương pháp tăng bền bề mặt khi đó ta có: 1,06xk  ; 1k y  - Tra Bảng 10.10[1] ta có hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện đến giới hạn mỏi. 0,88  ; 0,81  Theo  10.12 1,55; 1, 46I K K    1,55 1 1,06 1 0,88 1,82 1 X d Y K K K K             1,46 1 1,06 1 0,81 1,86 1 X d Y K K K K             - Thay các hệ số đã biết quay trỏ lại công thức 1.2 và 1.3 ta được. 370 3.87 1,82 52,4 s    214 22,1 1,86 5,2 s    ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 38 - Thay trở lại công thức 1.1 ta được 2 2 3,87 22,1 3,81 3,87 22,1 s      Vậy trục đạt độ an toàn cho phép.  Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. - Để đề phòng khả năng biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột ta cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.   22 td 3 Trong đó: max 3 3 18750 10,66( ) 0,1 0,1 26 M MPa d      max 2 3 35921 10,23( ) 0,2 0,2 26 T Mpa d       2 210,66 3.10,23 20,7td    <   - VËy suy ra trôc ®¶m b¶o vÒ ®é bÒn tÜnh. 2. Đối với trục trung gian của hộp giảm tốc  Xác định các phản lực. -Tính các phản lực xuất hiện trên ổ lăn và vẽ biểu đồ momen trên trục trung gian.  Sơ đồ đặt lực. - Chiếu các lực theo phương Ox ta được. Fz22Fly20 Fx22 Flx20 Fy22 Fly21 Fx23 Fx24 Fy23 Fy24 Fz24 Flx21 z y x ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 39 20 22 23 24 21 22 22 23 23 24 24 21 21 0 0 lx x x x lx x x x lx F F F F F F l F l F l F l               22 24 2140,9x xF F  (N) ; 23 1436,8xF  (N)  Giải hệ phương trình: 21 2859,3lxF  (N); 20 2859,3lxF  (N) - Chiếu các lực theo phương Oy ta được.       0lFlFlFlF 0FFFFF 2222y2323y2424y2121ly 21ly24y23y22y20ly 22 24 1156,7y yF F  (N) ; 23 522,9yF  (N)  Giải hệ phương trình ta được: 21 895,25lyF  (N); 20 895,25lyF  (N) 22 24 1493,5Z ZF F  (N) 22 24 20 22 895,25 49,5 44315y y lyM M F l        (N) 22 22 49166( . ) 2 w z z d M F N mm   23 22 23 22 22 20 23 ( ( )) M ( ) (1156,7 50) 49166 (895,25 99,5) 17924( . ) y y z lyM F l l F l N mm             22 24 20 22 2859,3 49,5 141535( . )x x lxM M F l N mm       23 20 23 22 22( ) (F 50) M (2859,3 99,5) (1156,7 50) 49166 177455( . )x lx y zM F l N mm              ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 40 y x z Fz22 Fz24 Fx21 Fx23 Fy23 Fy22 Fy24 Fx24Fx22Flx20 Fly20 Fy21 17924 44315 4851 44315 141535 177455 70480 49166 141535 My (N.mm) Mx (N.mm) T (N.mm) Ø 30 K6 Ø 34 H 7 k6 Ø 30 K6 Ø 34 H 7 k6 Ø 34 H 7 k6 Sơ đồ biểu diễn lực và mô men của trục trung gian. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 41  Xác định đường kính và chiều dài các đoan của trục 2.  Xác định các mômen uốn tổng và mômen tương đương - Mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục 2. 0M 20t  0M 21t  2 2 2 222 21 21 49166 141535 149831t x yM M M     N.m 2 2 2 223 23 23 177455 17924 178358t x yM M M     N.m 24 22 149831t tM M  N.m - Mô men tương đương tại các tiết diện trên trục 2. 2 220 20,75 0,75 70480 61037tdM T    N.m 21 20 61037td tdM M  2 222 149831 0,75 70480 161787tdM     N.m 2 223 178358 0,75 70480 188513tdM     N.m 24 22 161787td tdM M  N.m  Xác định đường kính trục tại các tiết diện khác nhau trên trục 2. - Theo công thức 10.17[1] cùng với vật liệu đã chọn có   67  ta tính được.   20 3320 61037 21,3 0,1 6,7 tdMd     (mm)   21 3321 61037 21,3 0,1 6,7 tdMd     (mm)   22 3322 161787 29,5 0,1 6,7 tdMd     (mm)   23 3323 188513 31,04 0,1 6,7 tdMd     (mm)   24 3324 161878 29,5 0,1 6,7 tdMd     (mm) - Xuất phát từ yêu cầu về độ bề lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau. + Tiết diện trục lắp bánh răng ở giữa trục 38d 23  mm ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 42 + Tiết diện trục lắp bánh răng nghiêng 34dd 2422  mm + Tiết diện lắp ổ lăn chọn theo tiêu chuẩn 30dd 2120  mm  Kiểm nghiệm trục.  Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. - Nhận thấy trên trục trung gian tại các tiết diện 22 và 23 là các tiết diện nguy hiểm nhất vì tại đó có các tiện diện mô men uốn và xoắn lớn hơn các vị trí khác trên trục. 22 149831tM  Nmm; 23 188513tM  Nmm  Xét tại tiết diện 22. - Ta có ứng suất uốn va xoắn sinh ra tại các tiết diện này là. 22 max 22 022 149831 46,2( ) 3240,3 70480 4,96( ) 2 2 7099 t a II a M MPa W T MPa W                 (2.1) Trong đó :     3,3240 342 534510 32 34 d2 tdbt 32 d W 23 22 1221 3 22 22             7099 d2 tdbt 16 d W 22 1221 3 22 022       Xét tại tiết diện 23. - Tương tự ta có ứng suất uốn và xoắn sinh ra tại tiết diện này là. 23 max 23 023 188513 40,3( ) 4670,6 70480 3,5( ) 2 2 10057,6 t a II a M MPa W T MPa W                 (2.2) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 43 Trong đó:     6,4670 382 538510 32 38 d2 tdbt 32 d W 23 22 2 1231 3 23 23             6,10057 d2 tdbt 16 d W 23 2 1231 3 23 023       Đối chiếu (2.1) & (2.2) ta thấy tiết diện 22 & 24 là tiết diện nguy hiểm nhất trong trục trung gian, vậy ta chỉ cần tiến hành kiểm nghiệm trục trung gian tại tiết diện này. - Tại tiết diện 23 của kết cấu trục thiết kế được phải thỏa mãi điều kiện sau.  s ss ss s 22       (2.3) Ghi chú: +  s : Hệ số an toàn cho phép   5,25,1s  + s : Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp mad 1 k s       (2.4) + s : Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất tiếp mad 1 k s       (2.5) + 1 và 1 : Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng 370850436,0436,0 b1   6,21458,0 11   + a , a , m , m : Là biên độ và giá trị trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. - Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên 0m  ; max 46,2a   (MPa) - Đối với trục 2 chỉ quay 1 chiều nên ứng suất xoắn chỉ thay đổi theo chu kỳ mạch động và khi đó ta có. 4,96m a   (MPa) +  và  : Hệ số kể đến ảnh hưởng cảu trị số ứng suất trrung bình đến độ bền mỏi. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 44 05,0 ; 0 (Tra bảng 10.7[1]) + dk  và dk  : Hệ số tính theo công thức 10.25[1] và 10.26[1]. - Chon phương án gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra=0,32  0,16 đồng thời không dùng phương pháp tăng bền bề mặt khi đó ta có. 1k x  ; 1k y  - Tra bảng 10.10[1] ta có hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước. 87,0 ; 80,0 - tra bảng 10.11[1] ta tra được 06,2 k    ; 64,1 k    - Vậy theo 10.25[1] và 10.26[1] ta tính được 06,2k d  ; 64,1k d  - Thay các hệ số đã biết quay trở lại công thức 2.4 và 2.5 ta được. 370 3,88 2,06 46,2 s    ; 215 26,4 1,64 4,96 s    - Thay trở lại công thức 2.3 ta được. 2 2 3,88 26,38 3.83 3,88 26,38 s      Vậy trục đạt độ an toàn cho phép.  Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh - Để đề phòng khả năng biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột ta ta cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.   22 td 3 Trong đó: max 3 3 149831 38,12 0,1 0,1 34 M d      ; max 2 3 70480 8,96 0,2 0,2 34 T d       2 238,12 3 8,96 41,15td     mà   1260 - Vậy suy ra trục đảm bảo về độ bền tĩnh. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 45 Fx32 Fy32Fly30 Fly31 Flx31 Fz33Fz32 Fy33 Fx33 Fx34 Fy34Flx30 3. Đối với trục 3 ( trục ra của hộp giảm tốc )  Xác định các phản lực. - Tính các phản lực xuất hiện trên ổ lăn và vẽ biểu đồ mô men trên trục ra.  Sơ đồ đặt lực: - Chiếu các lực theo phương Ox ta được.      0lFlFlFlF 0FFFFF 3131lx3434x3333x3232x 31lx34x33x32x30lx 34 1932,3( )xF N ; 32 33 2140,9( )x xF F N   Giải hệ ta được: 31 578lxF  (N); 30 2927,5lxF  (N) - Chiếu lực theo phương Oy ta được       0lFlFlFlF 0FFFFF 3232y3333y3434y3131ly 31ly34y33y32y30ly 34 3346,8( )yF N ; 32 33 221156,7( ) Fy y yF F N   ; 32 1493,5( )zF N  Giải hệ ta được: 31 3552lyF  (N); 30 2518,6lyF  (N) Ta có : 32 33 32 174740 2 w z z z d M M F    (N.mm) 32 30 49,5 124670( . )y yM F N mm   33 30 32 32( 149,5) (F 100) 435600( . )y y z yM F M N mm      ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 46 T (N.mm) Fx31 Fy31 Fy34Fx34 Fz33Fz32 Fx33 Fy33Fx32 Fy32 Fy30 Fx30 My (N.mm) Mx (N.mm) 124670 260860 271018 223571 156516 144911 458029 629470 158125 Ø 40 K6 Ø 47 H 7 k6 Ø 47 H 7 k6 Ø 35 H 7 k6 Ø 40 K6 -Sơ đồ biểu diễn lực và mômen của trục ra của HGT. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 47  Xác định đường kính và chiều dài các đoạn của trục 3.  Xác định mô men uốn tổng và mô men uốn tương đương. - Mô men uốn tổng tại các tiết diện trục 3. 0M 30t  2 2 2 231 31 31 271018 156516 312966t x yM M M     N.mm 2 2 2 232 32 32 144911 124670 191159t x yM M M     2 2 2 233 33 33 223571 418985 474902t x yM M M     0M 34t  - Mô men uốn tương đương tại các tiết diện trục 3. 2 230 30,75 0,75 458029 396664tdM T    N.mm 2 231 30,75 312966 315469tdM T   2 232 30,75 191159 440322tdM T   2 233 30,75 474902 618768tdM T   34 30 396664td tdM M   Xác định đường kính trục tại các tiết điện khác nhau trên trục 3. -Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm: Theo bảng 10.5[I] ta có ứng suất cho phép chế tạo trục   67MPa    30 3330 396664 39,7 0,1 6,7 tdMd     (mm)   31 3331 315469 36,8 0,1 6,7 tdMd     (mm)   32 3332 440322 41,2 0,1 6,7 tdMd     (mm) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 48   33 3333 618768 46,1 0,1 6,7 tdMd     (mm) 34 30 39,8d d  (mm) - Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau. + Tiết diện trục lắp bánh răng nghiêng 32 33 47d d  mm + Tiết diện lắp ổ lăn chọn theo tiêu chuẩn 40dd 3130  mm + Tiết diện trục lắp đĩa xích chọn theo tiêu chuẩn 34 35d  mm  Kiểm nghiệm trục.  Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. - Ta thấy tại tiết diện 33 là tiết diện nguy hiểm nhất vì tại đó có các giá trị mômen uốn và xoắn lớn lơn các giá trị khác trên trục. 33 618768tM  Nmm - Ta có ứng suất uốn và xoắn tại tiết diện này là. 33 max 33 033 618768 70,5( ) 8782 458029 12( ) 2 2 18974 t a III a M MPa W T MPa W                 (3.1) Trong đó     2 23 3 1 33 133 33 33 14 5,5 47 5,547 8782 32 2 32 2 47 bt d td W d             23 1 33 133 033 33 18974 16 2 bt d td W d      - Tại tiết diện 33 của kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện sau:   2 2 .S S S S S S        (3.2) Trong đó: + [S]= 1,2...2,5 là hệ số an toàn cho phép. + ; :S S  Là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 49 tiếp tại tiết diện lắp bánh răng. 1 1; . . . .d a m d a m S S K K                    (3.3) ; (3.4) Trong đó: 1 1; :   Là giới hạn mỏi uốn, xoắn ứng với chu kì đối xứng. 370850436,0436,0 b1   6,21458,0 11   , , ,a a m m    : Là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện lắp bánh răng đang xét. - Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên 0m  ; max 70,5a   (MPa) - Đối với trục 2 quay 1 chiều ứng suất xoắn theo chu kì mạch động và khi đó ta có 12m a   (MPa) ,   : Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra bảng 10.7[I]. 0,05 ; 0    ,d dK K  : Hệ số xác định theo công thức 10.25 và 10.26 [I]: 1 1 ; X X d d Y Y K K K K K K K K               Trong đó: Kx: Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công bề mặt và độ nhẵn. Theo 10.8[I] : Kx=1,06 Ky: Hệ số tăng bền bề mặt trục. Ta không dùng phương pháp tăng bền nên Ky=1. ,   : Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Tra bảng 10.10 [I]: 0,81 ; 0,76    ,K K  : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 50 Theo bảng 10.12[I]: 06,2 k    ; 64,1 k    - Vậy theo 10.25[1] và 10.26[1] ta tính được 06,2k d  ; 64,1k d  - Thay các hệ số đã biết quay trở lại công thức 3.3 và 3.4 ta được 23,3 5,5506,2 370 s    ; 56,19 7,664,1 215 s    - Thay trở lại công thức 3.2 ta được 18,3 56,1923,3 56,1923,3 s 22      Trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi.  Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Để đề phòng khả năng biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột ta cần kiểm tra trục về độ bền tĩnh   22 td 3 Trong đó: max 3 3 618768 60 0,1 0,1 47 M d      ; max 3 3 458029 22 0,2 0,2 47 T d       2 260 3.22 71td    mà   1260 Mpa - Vậy trục thỏa mãn điều kiện bền tĩnh. 4.Chọn then và kiểm nghiệm độ bền của then  Trục 1 -Tiết diện lắp khớp nối đàn hồi có d=26mm tra bảng 9.1a[I] chọn then bằng có kích thước như sau 4078lhb t     1 2 2 36290 23, 26 . 26.40 7 4 d t T d l h t        (MPa) <   100d  (MPa) 2 2 36290 8,7 26 40 8 C t T dl b        <  0 =60MPa Bảng thông số then: d tl bxh t1 T (Nmm) d (MPa) C (MPa) 26 40 8x7 4 36290 23,26 8,7 Như vậy với then bằng kích thước đã chọn thỏa mãn điều kiện bền của then ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 51 -Với trục vào của hộp giảm tốc ta thiết kế bánh răng liền trục nên không có then để lắp bánh răng  Trục 2 -Tiết diện lắp bánh răng thẳng có d=38mm,tra bảng 9.1a[I] chọn then bằng có kích thức như sau 36810lhb t     1 2 2 70480 34,34 . 38.36 8 5 d t T d l h t        (MPa) <   100d  (MPa) 2 2 70480 10,3 38 36 10 C t T dl b        <  0 =60MPa Bảng thông số then: d tl bxh t1 T (Nmm) d (MPa) C (MPa) 38 36 10x 8 5 70480 34,34 10,3 -Tiết diện lắp cặp bánh răng nghiêng có d=34mm,tra bảng 9.2[I] chọn then bằng có kích thước 40810lhb t     1 2 2 70480 34,54 . 34.40 8 5 d t T d l h t        (MPa) <   100d  (MPa) 2 2 70480 10,36 34 40 10 C t T dl b        <  0 =60 MPa Bảng thông số then: d tl bxh t1 T (Nmm) d (MPa) C (MPa) 34 40 10 x 8 5 70480 34,54 10,36  Trục 3 -Tiết diện lắp cặp bánh răng nghiêng có d=47mm tra bảng 9.1a[I] chọn then bằng có kích thước như sau 63914lhb t     1 2 2 458029 88,39 . 47.63 9 5,5 d t T d l h t        (MPa) <   100d  (MPa) 2 2 458029 22,09 47 63 14 C t T dl b        < 0 Bảng thông số then d tl bxh t1 T (Nmm) d (MPa) C (MPa) 47 63 14 x 9 5,5 458029 88,39 22,09 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 52 III.Tính toán chọn ổ lăn -Ta đã biết rằng hộp giảm tốc phân đôi có tác dụng phân bố tải trọng đều cho các cặp bánh răng phân đôi.Do đó người ta dùng hai cặp bánh răng nghiêng có các thông số hình học hoàn toàn giống nhau và điểm khác biệt với bánh răng nghiêng thường là góc nghiêng lớn 300  400 hay vì từ 80  200 như bình thường.Đồng thời hai cặp bánh răng này có hướng răng ngược nhau để khử thành phần lực dọc trục và một trong hai trục mang cặp bánh răng phân đôi là trục cố định với vỏ hộp còn trục còn lịa được lắp đặt trên ổ tùy động cho phép trục này tùy ý di động dọc trục.Việc lắp như vậy có tác dụng điều chỉnh trục khi mà lực và công suất truyền không đồng đều giữa các bánh răng do sai số khi lắp đặt và chế tạo bộ truyền.Thường thì ổ tùy động là loại đũa trụ ngắn đỡ có ngấn chặn trên vòng trong và được lắp đặt tại gối đỡ chịu tải nhỏ hơn.Trong hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm có sử dụng cặp bánh răng thẳng cho nên ổ tùy động đượclắp đặt trên trục trung gian của hộp giảm tốc .Còn trên trục vào và ra của hộp giảm tốc thì tại các gối ổ sử dụng ổ cố định thích hợp để lắp đặt. A.Chọn ổ lăn cho trục vào của hộp giảm tốc 1.Chọn loại ổ lăn -Do trục vào chỉ lắp bánh răng thẳng cho nên thành phần lực tác dụng theo phương dọc trục 0F/F0F raa  .Vậy ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ một dãy cho các gối AI và BI bởi vì loại ổ này có khả năng chịu được lực hướng tâm lớn làm việc được ở tốc độ cao đồng thời giá thành lại thấp nhất trong tất cả các loại vì có cấu tạo đơn giản. 2.Chọn sơ bộ kích thước của ổ Dựa vào đường kính ngõng trục d=30mm tiến hành tra bảng P2.7[I] ta chọn loại ổ bi đỡ cỡ nhẹ mang kí hiệu 206 có các thông số hình học như sau: Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) bid C (kN) 0C (kN) 206 30 62 16 1,5 9,52 15,3 10,20 + d : đường kính trong của ổ lăn + D :đường kính ngoài của ổ lăn + B : chiều rộng ổ + bid : đường kính bi + C : khả năng tải động + 0C : khả năng tải tĩnh 3.Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc Kiểm nghiệm khả năng tải động -Ta biết rằng khả năng tải động được tính theo công thức m d LQC  ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 53 Ghi chú: + Q : Tải trọng động quy ước (kN) + L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay + m :bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ,với ổ bi đỡ m=3 Xác định tải trọng động quy ước -Với ổ bi đỡ ta có   dtar kkYFXVFQ  + rF : tải trọng hướng tâm 2 2 2 210 10 10 324,18 261,45 416,47rl lx lyF F F     (N) 2 2 2 211 11 11 812,62 261, 45 833,64rl lx lyF F F     (N) Vậy ta kiểm nghiệm theo ổ tại gối 11 là ổ có lực hướng tâm lớn nhất + aF : tải trọng dọc trục,do bánh răng thẳng nên 0Fa  + tk : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ,chọn 1k t  + dk :hệ số kể đến đặc tính tải trọng,chọn 5,1k d  + X : Hệ số tải trọng hướng tâm ,do ổ bi đỡ chỉ chịu lực hướng tâm nên X=1 + Y : hệ số tải trọng dọc trục,vì 0Fa  nên ta không quan tâm tới Y + V : hệ số kể đến vòng nào quay,vì vòng trong quay nên V=1 -Vậy thay các trị số đã biết vào trên ta được 1 1 833,64 1 1,5 1250, 46r t dQ XVF k k       (N) -Tuổi thọ của ổ lăn là hL đối với hộp giảm tốc 3(10.........25)10hL  giờ, chọn 17500hL  giờ gần tương đương với thời gian làm việc của hộp giảm tốc. Suy ra thời hạn của ổ lăn 6 6 160.10 17500 1425 60.10 1496hL L n       (triệu vòng)  31250,46 1795,5 14296,2dC    (N)  14, 2dC  (kN)<15,3 kN Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động  Kiểm nghiệm khả năng bền tĩnh -Để đảm bảo khả năng tải tĩnh ổ lăn được thiết kế phải thỏa mãn ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 54 0t CQ  -Khi tính theo công thức 11.19[I] ta có: rr0a0r0t F6,0FXFYFXQ  -Khi tính theo công thức 11.20[I] ta có: rt FQ  Vậy ta kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh theo 11 833,64t r rlQ F F   (N) Nhận thấy 0t CQ  nên ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh. B.Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc 1.Chọn loại ổ lăn -Ta đã biết được thành phần lực dọc trục tác dụng lên trục trung gian của hộp giảm tốc   0FFF 24z22zz nên 0F/F rz  .Tuy nhiên do phải chịu lực hướng tâm lớn ,trục quay với tốc độ cao.Tức là ổ sẽ chịu tải trọng lớn hơn nên ta chọn ổ bi đũa ngắn đỡ có ngấn chặn trên vòng trong,nhằm tăng khả năng tải,độ cứng của ổ và thuận lợi cho việc lắp ghép. 2.Chọn sơ bộ kích thước của ổ -Dựa vào đường kính ngõng trục d=30mm tiến hành tra bảng P2.8[I] ta chọn ổ đũa ngắn cỡ trung hẹp mang kí hiệu 2306 có các thông số hình học như sau: Con lăn Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) Đường kính Chiều dài 1rr  (mm) C (kN) 0C kN) 2306 30 72 19 10 10 2,0 30,2 20,6 + d : đường kính trong của ổ lăn + D :đường kính ngoài + B : Chiều rộng ổ + kích thước con lăn d=10 và l=10 + C : Khả năng tải động + 0C : Khả năng tải tĩnh 3.Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc Kiểm nghiệm khả năng tải động -Ta biết rằng khả năng tải động được tính theo công thức m d LQC  Ghi chú: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 55 + Q : tải trọng động quy ước (kN) + L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay + m : bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn,với ổ đũa m=10/3 Xác định tải trọng động quy ước: -Với ổ đũa trụ ngắn đỡ không tiếp nhận lực dọc trục nên ta có dtr kkVFQ  + rF : tải trọng hướng tâm 2 2 2 220 21 20 20 2859,3 895, 25 2996,17r rl rl lx lyF F F F F       (N) + tk : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ,chọn 1k t  + dk : hệ số kể đến đặc tính tải trọng.chọn 5,1k d  + V : hệ số kể đến vòng nào quay,vì vòng trong quay nên V=1 -Vậy thay các trị số đã biết vào trên ta được 1 2996,17 1 1,5 4494,25r t dQ VF k k      (N) - Tuổi thọ cho ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc là 17500hL  giờ  Thời hạn của ổ lăn 6 62 60.10 17500 367 60.10 385,35hL L n       (triệu vòng) Fz22Fly20 Fx22 Flx20 Fy22 Fly21 Fx23 Fx24 Fy23 Fy24 Fz24 Flx21 z y x ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 56  10 34494,25 385,35 26817dC    (N)  26,8dC  (kN)< 30,2(kN) - Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động  Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh -Để đảm bảo khả năng tải tĩnh ổ lăn được thiết kế phải thỏa mãn 0t CQ  -Khi tính theo công thức 11.19[I] ta có rr0a0r0t F5,0FXFYFXQ  - Khi tính theo công thức 11.20[1] ta có rt FQ   VËy ta kiÓm nghiÖm kh¶ n¨ng t¶i tÜnh theo 4494, 25t rQ F  Nhận thấy 0t CQ  nên ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh. C.Chọn ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc 1.Chọn loại ổ lăn -Do trục ra chỉ lắp cặp bánh răng nghiêng có kích thước hình học giống nhau chỉ khác chiều nghiêng của bánh răng.Do đó thành phần lực tổng hợp tác dụng theo phương dọc trục 0Fa  .vậy ta chọn ổ là ổ bi đỡ một dãy cho các gối 30 và 30 bởi vì loại ổ này có khả năng chịu được lực hướng tâm lớn thêm vào đó giá thành lại thấp nhất trong tất cả các loại ổ vì có cấu tạo đơn giản. 2.Chọn sơ bộ kích thước của ổ -Dựa vào đường kính ngõng trục d=40mm tiến hành tra bảng P2.7[I] ta chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung mang kí hiệu 308 có các thông số hình học như sau: Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) bid C (kN) 0C kN) 208 40 80 18 2,0 12,7 25,6 18,10 + d : đường kính trong của ổ lăn + D :đường kính ngoài + B : chiều rộng ổ + Kích thước con lăn d=10 và l=10 + C : Khả năng tải động + 0C : khả năng tải tĩnh 3.Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 57 Kiểm nghiệm khả năng tải động -Ta biết rằng tải động được tính theo công thức m d LQC  Ghi chú: + Q : tải trọng động quy ước (kN) + L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay + m : bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn,với ổ bi đỡ m=3  Xác định tải trọng động quy ước -Với ổ bi đỡ ta có   dtar kkYFXVFQ  + rF : tải trọng hướng tâm 2 2 2 230 30 30 2927,5 2518,6 3761,81rl lx lyF F F     (N) 2 2 2 231 31 31 578 3552 3598,7rl lx lyF F F     (N) Vậy ta kiểm nghiệm theo ổ tại gối 30 là ổ có lực hướng tâm lớn nhất + aF : tải trọng dọc trục,do bộ truyền phân đôi nên 0Fa  + tk : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ,chọn 1k t  + dk : hệ số kể đến đặc tính tải trọng,chọn 5,1k d  + X : hệ số tải trọng hướng tâm, do ổ bi đỡ chỉ chịu lực hướng tâm nên X=1 + Y : hệ số tải trọng dọc trục, vì 0Fa  nên ta không quan tâm tới Y + V : hệ số kể đến vòng nào quay ,vì vòng trong quay nên V=1 Vậy thay các trị số đã biết vào trên ta được 1 1 3761,81 1 1,5 5342,7r t dQ XVF k k       (N) - Tuổi thọ của ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc là 17500hL  giờ  Thời hạn của ổ lăn 6 6360.10 17500 103 60.10 108hL L n       (triệu vòng)  35342,7 108 25, 443dC    (N)  25,4dC  (kN)< 25,6(kN) Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 58  3 0K 6  26  3 0K 6  Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh -Để đảm bảo khả năng tải tĩnh ổ lăn được thiết kế phải thỏa mãn 0t CQ  - Khi tính theo công thức 11.19[1] ta có rr0a0r0t F6,0FXFYFXQ  - Khi tính theo công thức 11.20[1] ta có rt FQ  Vậy ta kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh theo 30 3761,81t r rlQ F F   (N) Nhận thấy 0t CQ  nên ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh. Phần IV.Thiết kế kết cấu I.Kết cấu trục -Sử dụng trục bậc do đảm bảo dễ lắp ghép,trục bậc phù hợp với sự phân bố tải trọng bên trong.Trục không lắp ghép chi tiết có thể lấy đường kính góc lượn không theo tiêu chuẩn 1.Thiết kế trục vào của hộp giảm tốc. Kết cấu trục và vấn đề nâng cao sức bền mỏi của trục -Theo phần trên ta đã tính được đường kính các đoạn trục như sau: +Đường kính tiết diện trục lắp với trục động cơ qua nối trục vòng đàn hồi 26d12  (mm) +Đường kính tiết diện trục lắp ổ lăn 30dd 1110  (mm) +Đường kính tiết diện trục chế tạo bánh răng liền trục 38d13  (mm) -Đối với phần trục lắp chi tiết tại các tiết diện có bán kính thay đổi ta sử dụng góc lượn theo tiêu chuẩn với bán kính góc lượn 5,25,1r  (mm) -Đối với phần trục không lắp chi tiết,tại các tiết diện có bán kính thay đổi ta sử dụng góc lượn không cần theo tiêu chuẩn và ở đây ta có thể lấy R=1012 (mm). ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 59  3 4  3 0 K 6  3 4  3 0 K 6  3 8 -Cố định các chi tiết trên trục: để cố định các chi tiết trên trục theo phương dọc trục ta dùng mặt côn 2.Thiết kế trục trung gian của hộp giảm tốc ( Trục 2 ) Kết cấu trục và vấn đề nâng cao sức bền mỏi của trục -Theo phần trên ta đã tính được các đoạn trục như sau: +Đường kính tiết diện trục lắp ổ lăn 30dd 2120  (mm) +Đường kính tiết diện trục lắp bánh răng thẳng bị động 38d23  (mm) +Đường kính tiết diện trục lắp bánh răng nghiêng chủ động 34dd 2422  (mm) -Đối với phần trục lắp chi tiết tại các tiết diện có bán kính thay đổi ta sủe dụng góc lượn theo tiêu chuẩn với bán kính góc lượn 5,25,1r  (mm) -Đối với phần trục không lắp chi tiết,tại các tiết diện có bán kính thay đổi ta sử dụng góc lượn không cần theo tiêu chuẩn và ở đây có thể lấy R=1012 (mm). -Cố định các chi tiết trên trục:để cố định các chi tiết trên trục theo phương dọc trục ta dùng mặt côn. 3.Thiết kế trục ra của hộp giảm tốc Kết cấu trục và vấn đề nâng cao sức bền mỏi của trục -Theo phần trên đã tính được đường kính các đoạn trục như sau: + đường kính tiết diện trục lắp ổ lăn 40dd 3130  (mm) + đường kính tiết diện trục lắp đĩa xích. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 60 35 40K6  40K6 47 47 34 35d  (mm) + đường kính tiết diện trục lắp bánh răng nghiêng bị động 32 33 47d d  (mm) -Đối với phần trục lắp chi tiết tại các tiết diện có bán kính thay đổi ta sử dụng góc lượn theo tiêu chuẩn với bán kính góc lượn 5,25,1r  (mm) -Đối với phần trục không lắp chi tiết ,tại các tiết diện có bán kính thay đổi ta sử dụng góc lượn không cần theo tiêu chuẩn và ở đây ta có thể lấy R=1012 (mm). -Cố định các chi tiết trên trục: để cố định các chi tiết trên trục theo phương dọc trục ta dùng mặt côn. II. Kết cấu bánh răng 1. Phương pháp chế tạo. - Phương pháp chế tạo bánh răng là rèn ,dập,cán đúc hoặc hàn khi đường kính bánh răng<400  500 mm. - Do các bánh răng có 342da  (mm) nên dùng các phương pháp rèn dập dạng đĩa phẳng. - Mặt đầu của vành răng và may ơ được gia công đạt m20R a  . - Với bánh răng 1 ta chế tạo liền với trục vì khoảng cách từ đỉnh rãnh then trên bánh răng thẳng chủ động (nếu có) tới chân răng không đủ lớn . - Với bánh răng trụ ta có   m45,2   chọn  = 8 mm . 3.Mayơ. - Chiều dài đã được xác định trong phần kết cấu trục. - Mayơ cần đủ độ cứng và độ bền  đường kính ngoài D=(1,51,8)xd Ta có D = 55 đối với trục II còn D = 70 đối cới trục III. 4.Đĩa hoặc nan hoa. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 61 - Được dùng dể nối mayơ với vành răng ở đay ta dùng đĩa. - Chiều dày đĩa tính theo công thức :   b3,02,0C   Với bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng bị động ta chọn TC = 12 và NC = 10 mm.  Còn các bánh răng thẳng và nghiêng chủ động có đường kính nhỏ ta không làm đĩa. - Các lỗ trên bánh răng : làm 4 lỗ đối với bánh lớn.  Lấy 0d = 15 mm đối với bánh răng nghiêng cón bánh răng thẳng 12d0  mm. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 62 III. Nối trục đàn hồi. - Trong trường hợp hộp giảm tốc được thiết kế bên trên ta chọn nối trục vòng đàn hồi có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy. - Mômen xoắn tính toán được xác định theo công thức sau: . 2 35921 71842tT k T    N.mm 71tT  N.m - Với 71tT  Nm và dường kính trục d=26 mm tra Bảng 16.10a[2] ta được kích thước cơ bản của trục nối vòng đàn hồi và kích thước cơ bản của vòng đàn hồi như sau:  Bảng thông số kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi. T, N m d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2 63 26 100 50 124 60 45 71 6 5700 4 28 21 20 20  Bảng thông số kích thước cơ bản của vòng đàn hồi. T Cd 1d 2D l 1l 2l 3l h 63 10 M8 15 42 20 10 15 1,5  § Điều kiện bền của vòng đàn hồi. - Sức bền dập của vòng đàn hồi tính được phải thỏa mãn điều kiện sau:  d 3c0 d l.d.D.Z kT2  Trong đó: + 71D0  + k=2 + 10dC  + 15l3  + Z=6 +    42d  MPa - Thay số vào ta tính được: 24,1 1510716 1982722 d     -Vậy vòng đàn hồi đủ điều kiện bền. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 63  Điều kiện bền của chốt. -Điều kiện sức bền của chốt. 0 3 3 0 2 35921 27,5 46,4 0,1. . . 0,1 10 71 6 u C kTl d D Z          ( Trong đó 2/lll 510  ) - Mà   8060u  MPa vậy nên chốt đã thiết kế thỏa mãn điều kiện bền. IV. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp. 1. Tính kết cấu của vỏ hộp. - Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32. - chọn bề mặt phếp nắp và thân đi qua tâm trục. - Các kích thước cơ bản được trình bày trong bảng kết cấu vỏ hộp. 2. Xác định kích thước các bộ phận khác của vỏ hộp.  Nắp quan sát. - Để kiểm tra, quan sát các tri tiết máy trong hộp khi lắp phép và để đổ dầu vào hộp nên trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Theo Bảng 18.5[2] ta có kích thước nắp quan sát.  Bảng kích thước nắp quan sát : A B 1A 1 B C 1C K R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 - 87 12 228M  4  Nút thông hơi . - Khi động cơ làm việc nhiệt độ tăng lên. Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi. Theo bảng 18.6[2] ta có kích thước nút thông hơi.  Bảng kích thước nút thônghơi 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 22 6 32 18 36 32  Nút tháo dầu. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 64 - Nút tháo dầu được chọn phải đáp ứng 3 tác dụng chính là: không cho dầu rò gỉ, dầu thoát nhanh, tháo nắp phải dễ dàng. Theo Bảng 18.7[2] ta có kích thước nút tháo dầu.  Bảng kích thước nút tháo dầu : d b m f L c Q D S 0D 5,116M  12 8 3 23 2 13,8 26 17 19,6  Bảng thông số kích thước các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc. Tên gọi Biểu thức tính toán Thân hộp :© Chiều dày Nắp hộp : 1 mm67143.03,03a.03,0  3,69,01  Chiều dày : e Chiều cao : h Gântăng cứng Độ dốc :    76,518,0e  chän e=6 mm 355h  mm Khoảng 2o Đường kính -Bulông nền: 1d -Bulông cạnh ổ : 2d -Bulông ghép bích nắp và thân : 3d -Vít ghép nắp ổ: 4d -Vít ghép nắp cửa thăm dầu: 5d 72,1510a04,0d1  chọn 16d1    8,122,11d8,07,0d 12  chọn 12d2    8,106,9d9,08,0d 23  chọn 10d3    4,82,7d7,06,0d 24  chọn 8d4    2,76d6,05,0d 25  chọn 7d5  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   16d8,14,1S 33  mm   15S19,0S 34  mm   3453KK 23  mm ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 65 Kích thước gối trục Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: 3D ; 2D -Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: 2K -Tâm lỗ bulông cạnh ổ: 2E và C (k là khoảng cách từ bu lông đến mép ổ) -Chiều cao h -Định theo kích thước nắp ổ   3953REK 222  mm 19d6,1E 22  ; 16d3,1R 22  mm 2/DC 3 ; 15d2,1k 2  mm h: Phụ thuộc tâm lỗ bulông & kích thước mặt tựa Mặt đế hộp -Chiều dày: + Khi không có phần lồi 1S + Khi có phần lồi: 21d S&S,D -Bề rộng mặt đế hộp: 1K và q   24d5,13,1S 11  mm dD Xác định theo đường kính dao khoét   26d7,14,1S 11  mm   17d1,11S 12  mm 48d3K 11  mm 642Kq 1  mm Khe hở giữa các chi tiết -Giữa bánh răng với thành trong hộp -Giữa đỉnh bánh răng lớn với dáy hộp. -Giữa mặt bên các bánh răng với nhau .   102,11  mm   30531  mm 2   = 10 mm Số lượng bulông nền Z Z = ( L + B )/( 200  300) Chän Z = 4 L & B: Chiều dài và chiều rộng của hộp ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 66 D D 3 D4 2  Vòng phớt. -Trên trục vào và trục ra phải dùng vòng phớt để cùng với nắp ổ che kín ổ lăn .Các kích thước tra theo Bảng 15.17[2] như sau:  Bảng kích thước vòng phớt. Vị trí d(mm) d1(mm) d2(mm) D(mm) a(mm) b(mm) S0(mm) Trục I 30 31 29 43 6 4,3 9 Trục III 40 41 39 59 9 6,5 12  Nắp ổ. - Đường kính nắp ổ được tính theo công thức sau 43 d4,4DD    42 d26,1D  + D : Là đường kính chỗ lắp ổ lăn + 4d : Là đường kính của vít nắp ổ với vỏ hộp - Nắp ổ được chế tạo bằng gang GX15-32. Trong hộp giảm tốc này sử dụng 2 kiểu nắp ổ. Kiểu 1 nắp có lỗ thủng cho trục xuyên qua, mặt nắp ổ phình ra tạo bề day khoét rãnh lắp vòng phớt. Phần lắp vào lỗ hộp được chế tạo với độ dốc nhỏ để dễ đúc, đoạn gờ tiếp xúc với thành lỗ hộp không yêu cầu lớn khoảng 3~4 mm dùng để định tâm nắp ổ . Kiểu nắp 2 tương tự như kiểu nhưng không có lỗ xuyên thủng qua. Mặt nắp hệ dẫn động cơ khí - căn cứ vào bảng 18.2[2] ta có.  Bảng kích thước nắp ổ. Vị trí D(mm) D2(mm) D3(mm) d4(mm) Số lượng Trục I 62 75 90 10 4 Trục II 72 90 115 10 4 Trục III 80 100 125 10 6 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 67 6 30 3 5 1 8 6912 1 2  Que thăm dầu. - Hình dáng và kích thước như hình vẽ.  Bu lông vòng. - Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc, trong trường hợp này ta lắp thêm bu lông vòng trên nắp hộp. - Căn cứ vào bảng 18.3ab[2] ta chọ bu lông vòng có kích thước như sau: Bảng kích thước bulông vòng Ren 1d 2d 3d 4d 5d h 1h 2h l f b c x r 1r 2 r Trọng lượng nâng được M10 45 25 10 25 15 22 8 6 21 2 12 1,5 3 2 5 6 200 2. Bôi trơn trong hộp giảm tốc. - Lấy chiều sâu ngâm dầu là ¼ bán kính của bánh răng cấp chậm Vào khoảng 30mm. Do đáy của hộp giảm tốc cách chân răng của bánh răng nghiêng bị động một lượng là 30mm. Vậy chiều cao của lớp dầu cần phải có trong hộp giảm tốc là 60 mm. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 68 3. Dầu bôi trơn hộp giảm tốc. - Chọ loại dầu là dầu công nghiệp 45 bôi trơn theo phương pháp lưu thông. 4. Bôi trơn ổ lăn - Trước khi quyết định phương pháp bôi trơn ổ lăn ta phải xác định vận tốc của bánh răng ngâm dầu. 2 2. 3,14 234 367 4,49 60000 60000 wd nv       (m/s) - Do v=4,49 (m/s) do vậy ta quyết định bôi trơn ổ lăn bằng mỡ. 5. Lắp bánh răng lên trục. - Do sản xuất đơn chiếc lại làm việc trong điều kiện tải trọng vừa có va đập nhẹ nên mối ghép giữa bánh răng với trục là kiểu lắp H7/k6 6. Điều chỉnh sự ăn khớp - Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng chủ động lớn hơn so với chiều rộng bánh bị dộng khoảng 5 mm. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 69 Phần 4:Lắp ghép và dung sai. Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai đã sử dụng: Trục Mối ghép Kiểu lắp Kích thước  (mm) ES EI es ei Trục - vòng chắn dầu F8/k6 30 +64 +25 +18 +2 Trục – vòng trong ổ bi k6 30 0 0 +18 +2 Vỏ hộp- vòng ngoài ổ bi H7 62 +30 0 0 0 Nắp ổ - vỏ hộp H7/d11 62 +30 0 -100 -290 Trục – bánh răng H7/k6 38 +25 0 +18 +2 I Trục- nối trục đàn hồi H7/k6 26 +25 0 +18 +2 Trục – bánh răng thẳng H7/k6 38 +25 0 +18 +2 Trục – bánh răng nghiêng H7/k6 34 +25 0 +18 +2 Trục – vòng chắn dầu F8/k6 30 +64 +25 +18 +2 Trục – vòng trông ổ đũa k6 30 0 0 +18 +2 Vỏ hộp- vòng ngoài ổ đũa H7 72 +30 0 0 0 II Nắp ổ- và hộp H7/d11 72 +30 0 -100 -290 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY 70 Trục -bánh răng nghiêng H7/k6 47 +25 0 +18 +2 Trục – bánh răng ổ bi k6 40 0 0 +18 +2 Trục – đĩa xích H7/k6 35 +25 0 +18 +2 Trục vòng chắn dầu F8/k6 40 +64 +25 +18 +2 Vỏ hộp- vòng ngoài ổ bi H7 80 +30 0 0 0 III Nắp ổ - và hộp H7/d11 80 +30 0 -100 -290 Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm em đã sử dụng và tra cứu các tài liệu sau: - TẬP 1 VÀ 2 CHI TIẾT MÁY CỦA GS.TS-NGUYỄN TRỌNG HIỆP. - TẬP 1 VÀ 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ CỦA PGS.TS-TRỊNH CHẤT VÀ TS-LÊ VĂN UYỂN. - DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP CỦA GS.TS NINH ĐỨC TỐN.