Đề tài Bản thiết kế hệ dẫn động xích tải

TRƯỜNG …………………. KHOA………………………. -----š›&š›----- Báo cáo tốt nghiệp Đề tài: Bản thiết kế hệ dẫn động xích tải LỜI NÓI ĐẦU Cơ sở thiết kế máy là một môn học nhằm nghiên cứu rồi tính toán thiết kế các tiết máy có công dụng chung. Môn học đã đưa ra những kiến thức rất cơ bản về cấu tạo,nguyên lý cũng như phương pháp tính toán các chi tiết máy có công dụng chung.Từ đó sinh viên có thể giải quyết được những bài toán thực tế lám ra các chi tiết một cách khoa học nhất. Đối với sinh viên Cơ khí thì môn học lại càng có ý nghĩa quan trọng hơn. Có thể nói đó là một kho tàng kiến thức chuyên môn. Vì vậy việc thực hiện đồ án của môn học là một bước rất quan trọng để ta có thể tiếp cận được với tri thức, với thực tiễn. Từ đó hoàn thiện chuyên môn. Trong quá trình thực hiện đồ án, với sự hướng dẫn nhiệt tình của thầy Vũ Xuân Trường, em đã hoàn thành bản thiết kế hệ dẫn động xích tải dùng hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp. Tuy vậy, với thời gian có hạn và những kiến thức còn thiếu sót nên bài làm không thể tránh khỏi những sai lầm. Rất mong nhận được sự chỉ bảo của quý thầy cô cùng bè bạn. Trong quá trình thưc hiện đồ án môn học có sử dụng các tài liệu: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển-T1. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển-T2. Em xin chân thành cảm ơn! Hưng Yên, ngày 10 tháng 04 năm 2010 Sinh viên Đặng Đức Đại MỤC LỤC TÀI LIỆU THAM KHẢO 1, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển - T1. 2, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí .Trịnh Chất –Lê Văn Uyển - T2. II. Bộ truyền trong 2.1. Chọn vật liệu: Theo bảng 6.1- 92 [I] chọn: Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285, có σb1 = 850 MPa, σch1 = 580MPa Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 , có σb2 = 850 MPa, σch2 = 580MPa 2.2. Phân phối tỉ số truyền: ubr = 3,4 2.3. Xác định ứng suất cho phép Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt rắn HB 180…350 SH = 1,1 SF = 1,75 Trong đó và là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 275; độ rắn bánh răng lớn HB2 = 260 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO = (CT 6.5 – 93) [I] => NHO1 = => NHO2 = Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE = ( CT 6.7 – 93) [I] => NHE1 = 60.1.354,62.24000.( 13.+ 0,83.+0,3. ) = 26 . 107 > NHO1 . Do đó hệ số tuổi thọ KHL1 = 1 => NHE2 = 60.1.104,3. 24000.( 13.+ 0,83.+0,3. ) = 7,7.10 > NHO2 => KHL2 = 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = (CT 6.1 – 91) [I] Trong đó: ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Zv: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Chọn sơ bộ ZR.Zv.KxH = 1 => [σH]1 = MPa [σH]2 = MPa Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta lấy [σH] = [σH]2 = 536,4 MPa Theo ( CT 6.8 – 93) [I] NFE = NFE1 = 60.1.354,62. 24000.( 16.+ 0,86.+0,3. ) = 20,3. 107 > NFO = 4.106 . Do đó KFL1 = 1 NFE2 = 60.1.104,3. 24000.( 16.+ 0,86.+0,3. ) = 5,98. 107 > NFO = 4.106. => KFL2 = 1 Theo ( CT 6.2 – 92) [I] Với KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1 YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1 => [σF]1 = MPa => [σF]2 = MPa Ứng suất quá tải cho phép [σH]max = 2,8. σch2 = 2,8. 580 = 1624 MPa [σF1]max = 0,8. σch1 = 0,8. 580 = 464 MPa [σF2]max = 0,8. σch2 = 0,8. 580 = 464 MPa 2.4. Tính toán bộ truyền bánh răng a. Xác định chiều dài côn ngoài: (CT 6.52a – 112) [I] Với KR = 0,5 Kd : hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Với bộ truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép Kd = 100 MPa1/3 Kbe : hệ số chiều rộng vành răng Kbe = 0,25…0,3. Chọn Kbe = 0,25 KHβ : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn. Tra bảng 6.21 – 113 [I] với => Và trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB<350 tra được: KHβ = 1,08 KFβ = 1,1 5 T1 : Momen trên trục 1. T1 = 90486 N.mm =170,28 (mm) b. Xác định các thông số ăn khớp Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động: (mm) Tra bảng 6.22 – 114 [I] được z1p = 19 Với HB < 350 z1 = 1,6. z1p = 1,6.19 = 30,4 răng Chọn z1 = 31 răng. Đường kính trung bình và môđun trung bình: Theo CT 6.54 – 114 [I]: dm1 = (1 – 0,5Kbe) de1 = (1 - 0,5. 0,25).96,09 = 84,07 (mm) Theo CT 6.55 – 114 [I]: mtm == 2,71 (mm) Mô đun vòng ngoài theo CT 6.56 – 115 [I] mte = mm Theo bảng 6.8 – 99 [I] lấy trị số tiêu chuẩn mte = 3mm . Do đó: mtm = mte . (1 - 0,5Kbe) = 3.(1 – 0,5. 0,25) = 2,625 mm . Lấy z1 = 32 răng => z2 = u1.z1 = 32 .3,4 =108,8 Lấy z2 = 109 răng Tính lại tỉ số truyền: um = Góc côn chia δ1 = = 160 21’39’’ δ2 = 90 0 – δ1 = 900 –160 21’39’’ = 73038’21” Theo bảng 6.20 – 112 [I], với z1 = 32, chọn hệ số dịch chỉnh đều x1 = 0,31 x2 = - 0,31 Đường kính trung bình của bánh nhỏ: dm1 = z1. mtm = 32 .2,625 = 84 (mm) Chiều dài côn ngoài : Re = 0,5 mte = 0,5 . 3. = 170,40 mm c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo CT 6.58 – 115 [I] ứng suất tiếp xúc [σH] = Trong đó: ZM: Hệ số kế đến cơ tính của vật liệu ăn khớp Tra bảng 6.5 – 96 [I] ZM = 274 MPa1/3 ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Với x1 + x2 = 0 tra bảng 6.12 – 106 [I] được ZH = 1,76 Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Với bánh côn răng thẳng Theo CT 6.59a – 115 [I] : Zε =: hệ số trùng khớp ngang Theo CT 6.38b – 105 [I] = [1,88 – 3,2.]cosβm = [1,88 – 3,2.].1 = 1,75 => Zε = = 0,866 KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Theo CT 6.39 – 106 [I] KH = KHβ. KHα. KHv : Hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo bảng 6.21 – 113 [I] Chọn : KHβ = 1,14 KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Với bánh răng côn thẳng KHα = 1 KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KHv = Trong đó vH = (CT 6.64 – 116) [I] Với v = (m/s) Theo bảng 6.13 – 106 [I] với bánh răng côn răng thẳng, v = 1,55 (m/s) 1,5 (m/s) => chọn cấp chính xác 9. σH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp Theo bảng 6.15 – 107 [I] chọn σH = 0,006 go : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 Theo bảng 6.16 – 107 [I] chọn go = 73 => vH = (m/s) KHv: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KHv = 1 + Trong đó b: chiều rộng vành răng b = Kbe. Re = 0,25. 170,4 = 42,6 mm => KHv = => KH = 1,14 . 1. 1,12 = 1,56 Thay các giá trị vừa tính vào ta được: MPa [σ’H] = Với [σ’H] là độ bền tiếp xúc cho phép Với Ra = 2,5…1,25 μm => ZR = 0,95 da KxH = 1 v Zv = 1 => [σ’H] = 536,4.0,95.1.1 = 509,58 MPa Vậy thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc; Do đó có thể lấy chiều rộng vành răng b = 45 mm d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Điều kiện bền uốn: [σ’F] = (CT 6.65 – 116) [I] Trong đó KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn Với là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng = 1,29 (tra ở trên) : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Tra bảng 6.14 – 107 [I] với bánh răng côn thẳng = 1,37 : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KFv = 1 + Với (CT 6.64 – 116) [I] δF : tra bảng 6.15 – 107 [I] δF  = 0,016 go : tra bảng 6.16 – 107 [I] go = 73 => vF = 0,016 . 73 .1,55 .  KFv = 1 + Do đó KF = 1,29. 1,37. 1,21 = 2,13 : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng Với răng thẳng = 1 YF1, YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 Số răng tương đương zv1 = zv2 = x1 = 0,31 x2 = - 0,31 => Tra bảng 6.18 – 109 [I] được YF1 = 3,80 YF2 = 3,60 εα = 1,76 => Yε = Thay các giá trị vừa tính được: MPa <[σF1]max MPa < [σF2]max Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo e. Kiểm nghiệm răng về quá tải Ứng suất tiếp xúc cực đại không vượt qua giá trị cho phép theo (6.48 – 110) [I] MPa < 1624 MPa Với Kqt : hệ số quá tải Kqt = 2.5. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn Chiều dài côn ngoài Re = 170,40 mm Mo đun vòng ngoài mte = 3 mm Chiều rộng vành răng bw = 45 mm Tỉ số truyền um = 3,4 Góc nghiêng của răng β = 0 Số răng bánh răng z1 = 32 z2 = 109 Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,31 x2 = - 0,31 Theo các công thức trong bảng 6.19 – 111 [I] Đường kính chia ngoài de1 = mte . z1 = 3 . 32 = 96 mm de2 = mte . z2 = 3 . 109 = 327 mm Góc côn chia: δ1 = 160 21’39’’ δ2 = 73038’21” Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = (hte + xn1.cosβm).mte βm : góc nghiêng của răng. βm = 0 hte = cosβm = cos 0 = 1 xn1 = x1 = 0,31 => hae1 = (1 + 0,31.1).3 = 3,93 (mm) hae2 = 2. hte.mte – hae1 = 2.1.3 – 3,93 = 2,07 (mm) Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = he – hae1 Với he: chiều cao răng ngoài he = 2.hte. mte + c với c = 0,2 mte => he = 2. 1. 3 + 0,2. 3 = 6,6 (mm) => hfe1 = 6,6 – 3,93 = 2,67 (mm) hfe2 = he – hae2 = 6,6 – 2,07 = 4,53 (mm) Đường kính đỉnh răng ngoài: dae1 = de1 + 2.hae1. cos δ1 = 96 – 2. 3,93. 0,9595 = 88,45 (mm) dae2 = de2 + 2.hae2. cos δ2 = 327 – 2. 2,07. 0,2816 = 325,83 (mm) TÍNH ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG Chọn động cơ Công suất Công suất động cơ chọn cần thỏa mãn yêu cầu: Pđc > Pct với Ptđ = Pct == Plv Ta có: Plv = (kW) (CT 2.11- 20) [1] Từ công thức 2.9 – 19 [1] ta có: Theo bảng 2.3 - 19 [1] ta có: Với lần lượt là hiệu suất của cặp ổ lăn, ổ trượt, xích, cặp bánh răng, đai.Hiệu suất nối trục di động Vậy η = 0,99 . 0,95 . 0,99.0,992 . 0,93 . 0,99 = 0,82. Do đó: Pct = (kW). Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ điện Theo công thức 2.17 - 21 [1]. Số vòng quay của xích tải: nlv =(vòng/phút) Theo công thức 2.15 -21 [1], tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống dẫn động là: usb= usbhộp. usbxích= usbbánh răng. usbtrụcvít. usbxích Từ bảng 2.4 -21 [1] chọn usbbánh răng = 3,4 usbđai = 4 usbxích = 2 usb = 3,4.4.2 = 27,2 Theo CT 2.18 - 21 [1] số vòng quay sơ bộ động cơ là: nsb = usb . nct = 27,2.51,35 = 1396,72 (vòng/phút) Vậy chọn số vòng quay đồng bộ động cơ là nđb = 1420 (vòng/phút) Từ bảng P1.3 – 236 [1] với Pct = 3,37 kW, nđb = 1420 (vòng/phút) Ta chọn động cơ có ký hiệu 4A100L4Y3 có Pđc = 4,0 kW, nđc = 1420 vòng/phút, ,cos = 0,84 mm Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền chung Ta có công thức tính tỉ số truyền chung: ut = = uhộp . ungoài chọn sơ bộ uđ = 4, u uxích == Kiểm nghiệm: ( Thỏa mãn ) Phân phối tỉ số truyền Vậy ta có: , Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục Kí hiệu: Trục 1 là trục nối bánh răng - đĩa xích nhỏ Trục 2 là trục nối đĩa xích lớn - xích tải Ta có: Công suất: (kW) (kW) (kW) b. Số vòng quay: n2 = = 2,03.51,35 = 104,24 (vòng/phút) n1 = = 3,4.104,24 = 354,41 (vòng/phút) n = 4.354,41 = 1417,64 (vòng/phút) c. Momen các trục: Áp dụng công thức: (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) Ta có bảng sau: Trục Thông số Động cơ I II Công tác Công suất P (KW) 3,57 3,36 3,20 3,0 Tỉ số truyền u 4 3,4 2,03 Số vòng quay n (Vòng/phút) 1418 354,41 104,3 51,35 Momen xoắn T(N.mm) 24043 90486 293000 626748 PHẦN II: TÍNH TOÁN CÁC BỘ TRUYỀN I, Bộ truyền ngoài 1, Truyền động đai Ta có: Công suất trên bánh đai nhỏ: Số vòng quay trên bánh đai nhỏ: Dựa vào hình 4.1-59 [1], ta chọn loại đai thường tiết diện loại A Tính toán thông số đai loại A: Đường kính bánh đai nhỏ : . Chọn Vận tốc đai: < V Đường kính bánh đai lớn: CT 4.2 – 53 [1] Trong đó: Hệ số trượt : Tỉ số truyền: u = 4 =140.4.(1-0,01) = 554,4(mm) Chọn theo tieu chuẩn Tỉ số truyền: Sai số: ( thỏa mãn) - Khoảng cách trục a : Theo bảng 4.14 – 60 [1] Điều kiện của a: (4.14 – 60)[1] 385<532<1400 Chiều dài l: Theo CT 4.4 – 54 [1] Chọn theo tiêu chuẩn l = 2240 (mm) Tính lại khoảng cách a: CT 4.6 – 54 [1] II. Bộ truyền trong 2.1. Chọn vật liệu: Theo bảng 6.1- 92 [I] chọn: Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285, có σb1 = 850 MPa, σch1 = 580MPa Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 , có σb2 = 850 MPa, σch2 = 580MPa 2.2. Phân phối tỉ số truyền: ubr = 3,4 2.3. Xác định ứng suất cho phép Theo bảng 6.2 với thép 45, tôi cải thiện đạt rắn HB 180…350 SH = 1,1 SF = 1,75 Trong đó và là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 275; độ rắn bánh răng lớn HB2 = 260 Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO = (CT 6.5 – 93) [I] => NHO1 = => NHO2 = Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE = ( CT 6.7 – 93) [I] => NHE1 = 60.1.354,62.24000.( 13.+ 0,83.+0,3. ) = 26 . 107 > NHO1 . Do đó hệ số tuổi thọ KHL1 = 1 => NHE2 = 60.1.104,3. 24000.( 13.+ 0,83.+0,3. ) = 7,7.10 > NHO2 => KHL2 = 1 Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = (CT 6.1 – 91) [I] Trong đó: ZR: hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Zv: hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. KxH: hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Chọn sơ bộ ZR.Zv.KxH = 1 => [σH]1 = MPa [σH]2 = MPa Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta lấy [σH] = [σH]2 = 536,4 MPa Theo ( CT 6.8 – 93) [I] NFE = NFE1 = 60.1.354,62. 24000.( 16.+ 0,86.+0,3. ) = 20,3. 107 > NFO = 4.106 . Do đó KFL1 = 1 NFE2 = 60.1.104,3. 24000.( 16.+ 0,86.+0,3. ) = 5,98. 107 > NFO = 4.106. => KFL2 = 1 Theo ( CT 6.2 – 92) [I] Với KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1 YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YS: hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất KxF : hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1 => [σF]1 = MPa => [σF]2 = MPa Ứng suất quá tải cho phép [σH]max = 2,8. σch2 = 2,8. 580 = 1624 MPa [σF1]max = 0,8. σch1 = 0,8. 580 = 464 MPa [σF2]max = 0,8. σch2 = 0,8. 580 = 464 MPa 2.4. Tính toán bộ truyền bánh răng a. Xác định chiều dài côn ngoài: (CT 6.52a – 112) [I] Với KR = 0,5 Kd : hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Với bộ truyền động bánh côn răng thẳng bằng thép Kd = 100 MPa1/3 Kbe : hệ số chiều rộng vành răng Kbe = 0,25…0,3. Chọn Kbe = 0,25 KHβ : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn. Tra bảng 6.21 – 113 [I] với => Và trục bánh côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB<350 tra được: KHβ = 1,08 KFβ = 1,1 5 T1 : Momen trên trục 1. T1 = 90486 N.mm =170,28 (mm) b. Xác định các thông số ăn khớp Đường kính chia ngoài của bánh răng côn chủ động: (mm) Tra bảng 6.22 – 114 [I] được z1p = 19 Với HB < 350 z1 = 1,6. z1p = 1,6.19 = 30,4 răng Chọn z1 = 31 răng. Đường kính trung bình và môđun trung bình: Theo CT 6.54 – 114 [I]: dm1 = (1 – 0,5Kbe) de1 = (1 - 0,5. 0,25).96,09 = 84,07 (mm) Theo CT 6.55 – 114 [I]: mtm == 2,71 (mm) Mô đun vòng ngoài theo CT 6.56 – 115 [I] mte = mm Theo bảng 6.8 – 99 [I] lấy trị số tiêu chuẩn mte = 3mm . Do đó: mtm = mte . (1 - 0,5Kbe) = 3.(1 – 0,5. 0,25) = 2,625 mm . Lấy z1 = 32 răng => z2 = u1.z1 = 32 .3,4 =108,8 Lấy z2 = 109 răng Tính lại tỉ số truyền: um = Góc côn chia δ1 = = 160 21’39’’ δ2 = 90 0 – δ1 = 900 –160 21’39’’ = 73038’21” Theo bảng 6.20 – 112 [I], với z1 = 32, chọn hệ số dịch chỉnh đều x1 = 0,31 x2 = - 0,31 Đường kính trung bình của bánh nhỏ: dm1 = z1. mtm = 32 .2,625 = 84 (mm) Chiều dài côn ngoài : Re = 0,5 mte = 0,5 . 3. = 170,40 mm c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo CT 6.58 – 115 [I] ứng suất tiếp xúc [σH] = Trong đó: ZM: Hệ số kế đến cơ tính của vật liệu ăn khớp Tra bảng 6.5 – 96 [I] ZM = 274 MPa1/3 ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Với x1 + x2 = 0 tra bảng 6.12 – 106 [I] được ZH = 1,76 Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Với bánh côn răng thẳng Theo CT 6.59a – 115 [I] : Zε =: hệ số trùng khớp ngang Theo CT 6.38b – 105 [I] = [1,88 – 3,2.]cosβm = [1,88 – 3,2.].1 = 1,75 => Zε = = 0,866 KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc Theo CT 6.39 – 106 [I] KH = KHβ. KHα. KHv : Hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo bảng 6.21 – 113 [I] Chọn : KHβ = 1,14 KHα : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Với bánh răng côn thẳng KHα = 1 KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KHv = Trong đó vH = (CT 6.64 – 116) [I] Với v = (m/s) Theo bảng 6.13 – 106 [I] với bánh răng côn răng thẳng, v = 1,55 (m/s) 1,5 (m/s) => chọn cấp chính xác 9. σH: Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp Theo bảng 6.15 – 107 [I] chọn σH = 0,006 go : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 Theo bảng 6.16 – 107 [I] chọn go = 73 => vH = (m/s) KHv: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KHv = 1 + Trong đó b: chiều rộng vành răng b = Kbe. Re = 0,25. 170,4 = 42,6 mm => KHv = => KH = 1,14 . 1. 1,12 = 1,56 Thay các giá trị vừa tính vào ta được: MPa [σ’H] = Với [σ’H] là độ bền tiếp xúc cho phép Với Ra = 2,5…1,25 μm => ZR = 0,95 da KxH = 1 v Zv = 1 => [σ’H] = 536,4.0,95.1.1 = 509,58 MPa Vậy thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc; Do đó có thể lấy chiều rộng vành răng b = 45 mm d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Điều kiện bền uốn: [σ’F] = (CT 6.65 – 116) [I] Trong đó KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn Với là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng = 1,29 (tra ở trên) : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Tra bảng 6.14 – 107 [I] với bánh răng côn thẳng = 1,37 : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KFv = 1 + Với (CT 6.64 – 116) [I] δF : tra bảng 6.15 – 107 [I] δF  = 0,016 go : tra bảng 6.16 – 107 [I] go = 73 => vF = 0,016 . 73 .1,55 .  KFv = 1 + Do đó KF = 1,29. 1,37. 1,21 = 2,13 : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng Với răng thẳng = 1 YF1, YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 Số răng tương đương zv1 = zv2 = x1 = 0,31 x2 = - 0,31 => Tra bảng 6.18 – 109 [I] được YF1 = 3,80 YF2 = 3,60 εα = 1,76 => Yε = Thay các giá trị vừa tính được: MPa <[σF1]max MPa < [σF2]max Như vậy điều kiện uốn được đảm bảo e. Kiểm nghiệm răng về quá tải Ứng suất tiếp xúc cực đại không vượt qua giá trị cho phép theo (6.48 – 110) [I] MPa < 1624 MPa Với Kqt : hệ số quá tải Kqt = 2.5. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn Chiều dài côn ngoài Re = 170,40 mm Mo đun vòng ngoài mte = 3 mm Chiều rộng vành răng bw = 45 mm Tỉ số truyền um = 3,4 Góc nghiêng của răng β = 0 Số răng bánh răng z1 = 32 z2 = 109 Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,31 x2 = - 0,31 Theo các công thức trong bảng 6.19 – 111 [I] Đường kính chia ngoài de1 = mte . z1 = 3 . 32 = 96 mm de2 = mte . z2 = 3 . 109 = 327 mm Góc côn chia: δ1 = 160 21’39’’ δ2 = 73038’21” Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = (hte + xn1.cosβm).mte βm : góc nghiêng của răng. βm = 0 hte = cosβm = cos 0 = 1 xn1 = x1 = 0,31 => hae1 = (1 + 0,31.1).3 = 3,93 (mm) hae2 = 2. hte.mte – hae1 = 2.1.3 – 3,93 = 2,07 (mm) Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = he – hae1 Với he: chiều cao răng ngoài he = 2.hte. mte + c với c = 0,2 mte => he = 2. 1. 3 + 0,2. 3 = 6,6 (mm) => hfe1 = 6,6 – 3,93 = 2,67 (mm) hfe2 = he – hae2 = 6,6 – 2,07 = 4,53 (mm) Đường kính đỉnh răng ngoài: dae1 = de1 + 2.hae1. cos δ1 = 96 – 2. 3,93. 0,9595 = 88,45 (mm) dae2 = de2 + 2.hae2. cos δ2 = 327 – 2. 2,07. 0,2816 = 325,83 (mm) PHẦN III TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN THEN 3.1. Tính toán trục Chän vËt liÖu chÕ t¹o b»ng thÐp C45 cã sb= 600MPa , øng suÊt cho phÐp [t]= 12..20 MPa 3.1.1Tính sơ bộ đường kính trục Theo CT 10.9 – 188 [I] ta có: Đường kính sơ bộ các trục sẽ là: . Chọn Chọn Chọn sơ bộ ổ lăn là ổ đũa côn: Với . Chọn ổ lăn có chiều rộng Với . Chọn ổ lăn có chiều rộng 3.1.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: Dựa vào đường kính trục, sử dụng bảng 10.2 để chọn chiều rộng ổ lăn, công thức 10.12, để xác định chiều dài may ơ bánh đai và bánh răng, công thức 10.13 để xác định chiều dài nửa nối trục, bảng 10.3 và bảng 10.4 để tính khoảng cách. Trục 1: + + l12= -lc12 trong ®ã lc12= 0,5(lm12 + bo) +k3 + hn LÊy lm12= 1,4d = 49; bo= 21 mm; k3= 10 mm; hn= 15 mm Þlc12= 0,5.(49+21)+15+15 = 65Þl12= - 65 mm + Với b= 21=b, cos, l Trục 2: + lc22= 0,5(lm22 + bo) + k1 +k2 LÊy lm22= 1,4d2 = 70mm, bo= 27mm; k1= 10; k2= 10; Þ l22= 0,5.(70+27)+10+10 = 68,5 mm + l23= l22 + 0,5(lm22 + blÊy lm23= 1,4d =70 mm, b= 27, cos, k= 10 Þ l= 68,5 +0,5.(70+27.0,2816)+10 = 117,30 mm + Nh­ vËy ta cã sè liÖu sau l11 = 87,5 mm; l12= -lc12= - 65mm; l13= 157mm l22= 68,5mm; l23= 117,30 mm l21= 217 mm; Do ®ã kho¶ng c¸ch gi÷a c¸c gèi ®ì l11= 87,5 mm l21= 217 mm Kí hiệu các lực khớp và ổ trục như hình vẽ Với Fđx = = 557,37 (N) Fđy = = 557,37 (N) F = = 1594,8 (N) F = = 1594,8 (N) F= F==(N) F = Fr1 = = 752,38 (N) Fa1 = F = = 220,81 (N) a, Tính trục 1: Tính phản lực tại gối dỡ: Tại B: Xét cân bằng trên mp yoz: Vậy chiều của các lực như hình vẽ. Tại C: Xét cân bằng trên mp xoz: Vậy chiều của các lực như hình vẽ. .Tính đường kính của trục Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d = 35 mm, vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cải thiện, có sb ≥ 600 Mpa; theo bảng 10. 5 –195 – [I ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [s] = 63 MPa. Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức: d = (10.17) [I] - 194 Trong đó: Mtd – Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau: Mtd = (10.16) [I] - 194 · Xét các mặt cắt trên trục I: + Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp then với bánh đai bị động của bộ truyền: Mô men uốn M = M = 0 Mô men xoắn T = TI = 90486 ( Nmm ) Mô men tương đương trên mặt cắt A: M = = 78363,17 Nmm Kích thước của trục tại mặt cắt A: dA = = 23,16 mm; Do mặt cắt tại A có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt A là: dA = 23,16 + 0,04. 23,16 24,08 mm + Xét mặt cắt trục tại điểm B - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc: Mô men uốn M = 36229,05 Nmm; Mô men uốn M = 36229,05 Nmm; Mô men xoắn T = 90486 Nmm; M« men tương đương trên mặt cắt B: M = = 93626,25 Nmm; Kích thước của trục tại mặt cắt B: dB = = 24,58 mm + Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc: Mô men uốn M: M = 140457,95 Nmm Mô men uốn M: M = 43016,2 Nmm; Mô men xoắn M = 90486 Nmm; M« men tương đương trên mặt cắt C: M = = 166492,09 Nmm; Kích thước của trục tại mặt cắt C: dC = = 29,78 mm; Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại B và C là như nhau: dB = dC = 30 mm. + Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp bánh răng D: Mô men uốn M = 0; Mô men uốn M = Ma1 = F= 9274,02 Nmm; Mô men xoắn M = 90486 Nmm; Mô men tương đương trên mặt cắt D: M = = 78910,03 Nmm; Kích thước của trục tại mặt cắt D: dD = = 23,22 mm Do tại mặt cắt D có lắp bánh răng côn, cần có rãnh then nên kích thước của trục phải tăng thêm 4%, theo đó kích thước của trục tại mặt cắt D là: dD = 23,22 + 0,04. 23,22 24,14 mm Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục), khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: d= 25 mm d= d= 30 mm d= 25 mm Kiểm tra điều kiện bánh răng liền trục (Xét tại điểm D). Khi đường kính bánh răng gần với đường kính trục thì bánh răng được làm liền với trục. Bánh răng làm liền với trục thì khoảng cách từ chân răng tới rãnh then phải thỏa mãn điều kiện: X 1,8.mte đối với bánh răng côn. Trong đó: mte môđun mút ngoài, mte=3; Có kết quả: r = Với he - chiều cao răng ngoài, he = 6,6 mm Re - chiều dài côn ngoài: Re = 170,4 mm Đường kính đáy răng mặt mút nhỏ:d = 2.(Re b).sin Với b – chiều rộng vành răng, b = 45 mm mm Với t2= 3,3 mm là chiều sâu lỗ, Theo bảng (9.1a) ứng với d = 25 (mm) X =542,4 mm > 1,8.3= 5,4 (mm) Vậy bánh răng côn nhỏ không thỏa mãn điều kiện liền trục. b, Tính trục 2: Tại E: Xét cân bằng trên mp yoz: Vậy chiều của các lực như hình vẽ. Tại G: Xét cân bằng trên mp xoz: Vậy chiều của các lực như hình vẽ. Tính đường kính của trục Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d = 50 mm, vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cải thiện, có sb ≥ 600 MPa; theo bảng 10. 5 - 195 [I] , ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [s] = 50 MPa. Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức: d = Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau: Mtd = · Xét các mặt cắt trên trục II: + Xét mặt cắt trục tại điểm E Mô men uốn: M= M= 0 Mô men xoắn: T= T=29300 Nmm Mô men tương đương trên mặt cắt E: M = = 253745,44 Nmm; - Kích thước của trục tại mặt cắt E: dE = = 37,02 mm + Xét mặt cắt trục tại điểm F - Điểm có lắp bánh răng côn và then: Xét phần trái điểm F Mô men uốn M: M = 230325,58 Nmm; Mô men uốn M: M = 102317,27 Nmm; Mô men xoắn : T = 293000 Nmm; Mô men tương đương trên mặt cắt F: M = = 357638,71Nmm; Kích thước của trục tại mặt cắt F: dF = = 41,51 mm Do tại vị trí F có lắp rãnh then lên đường kính trục lấy tăng 4% dF = 41,51+ 0,04.41,51= 43,17mm Xét phần phải điểm F Mô men uốn M: M = 122690,1 Nmm; Mô men uốn M: M = 102317,27 Nmm; Mô men xoắn : T = 293000 Nmm; Mô men tương đương trên mặt cắt F: M = = 299847,35Nmm; Kích thước của trục tại mặt cắt F: dF = = 39,14 mm + Xét mặt cắt trục tại điểm G - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc: Mô men uốn M: M = 103661,36 Nmm; Mô men uốn M: M = 103661,86 Nmm; Mô men xoắn T: T = 0 Nmm; Mô men tương đương trên mặt cắt F: M = = 146599,65 Nmm; Kích thước của trục tại mặt cắt G: dG = = 30,8 mm + Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp bánh xích H: Mô men uốn : M= 0 Nmm; Mô men uốn : M= 0 Nmm; Mô men xoắn : T = 0 Nmm; Mô men tương đương trên mặt cắt H: M =0 Do tại mặt cắt F có lắp đĩa xích bị dẫn, cần có rãnh then nên kích thước của trục phải tăng thêm 4%, theo đó kích thước của trục tại mặt cắt D là: Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục), khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: d = d= 40 mm d = 45 mm d = 35 mm 3.1.3.Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi (Chỉ xét trường hợp k/k=1,00) Khi xác định đường kính trục chưa xét tới các ảnh hưởng độ bền mỏi của trục: đặc tính thay đổi của chu kì ứng suất; yếu tố kích thước và chất lượng bề mặt… Vì vậy cần kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố trên. Kết cấu trục vừa thiết kế muốn đảm bảo được bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm phải thỏa mãn điều kiện ( CT 10.19) – 195 – [I] Trong đó: - hệ số an toàn cho phép, = (1,5… 2,5); lấy = 2 - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại mặt cắt j ( CT 10.20) – 195 – [I] ( CT 10.21) – 195 – [I] Với , - giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng với thép 45 có b = 600 MPa -1 = 0,43 . b = 0.436.600 = 261,6 MPa = 0,58. -1 = 0,58.216,6 = 151,728 MPa - hệ số kể tới ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, theo bảng (10.7) – 197 [I] với b = 600 MPa có kết quả: = 0,05 = 0 - Đối với trục quay ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng nên: - là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt ta đang xét. Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động do vậy : Với W, W- mômen cản uốn và mômen cản xoắn tại mặt cắt đang xét. Kiểm bền mỏi cho trục I. Nhìn vào biểu đồ mômen và kết cấu trục ta thấy mặt cắt nguy hiểm nhất là mặt cắt bên phải điểm C. Do đó ta kiểm nghiệm trục cho mặt cắt tại C. Từ công thức: với = 146897,34 Nmm W = Vậy MPa Wo = Vậy MPa ( CT 10.25) – 197 – [I] ( CT 10.26) – 197 – [I] Trong đó: Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, theo bảng (10.8) -197 [I] được: Kx = 1,06 (với = 600 MPa, tiện Ra= 2,5…0,63). Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng (10.9) -197 [I]] với phương pháp gia công tăng bền bề mặt tôi bằng dòng điện tần số cao, Ky = 1,6. - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục có d = 30 mm, theo bảng (10.10) -198 [I]] với thép các bon được: = 0,88 ; = 0,81. Tra bảng (10.11) -198 [I]] ta được: ; , ứng với MPa và chọn kiểu lắp k6. Thay vào ta được ; Thay các trị số vừa tính được vào ( CT 10.20) và ( CT 10.21) ta được: Thay vào ( CT 10.19) ta được: > [S] = 2 Vậy trục I đảm bảo điều kiện bền mỏi Kiểm bền mỏi cho trục II. Nhìn vào biểu đồ mômen và kết cấu trục ta thấy mặt cắt nguy hiểm nhất là mặt cắt bên phải điểm F. Do đó ta kiểm nghiệm trục cho mặt cắt tại F. Từ công thức: với = 252029,16 Nmm W = Vậy MPa Wo = Vậy MPa ( CT 10.25) – 197 – [I] ( CT 10.26) – 197 – [I] Trong đó: Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, theo bảng (10.8) -197 [I] được: Kx = 1,06 (với = 600 MPa, tiện Ra= 2,5…0,63). Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng (10.9) -197 [I]] với phương pháp gia công tăng bền bề mặt tôi bằng dòng điện tần số cao, Ky = 1,6. - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục có d = 50 mm, theo bảng (10.10) -198 [I]] với thép các bon được: = 0,81 ; = 0,76. Tra bảng (10.11) -198 [I]] ta được: ; , ứng với MPa và chọn kiểu lắp k6. Thay vào ta được ; Thay các trị số vừa tính được vào ( CT 10.20) và ( CT 10.21) ta được: Thay vào ( CT 10.19) ta được: > [S] = 2 Vậy trục II đảm bảo điều kiện bền mỏi 3.1.3.Tính kiểm nghiệm độ bền tĩnh Để tránh biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng trục do quá tải đột ngột cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức: ( CT 10.27) – 200 – [I] Trong đó : ( CT 10.28) – 200 – [I] ( CT 10.29) – 200 – [I] Mmax, Tmax – mômen uốn và mômen xoắn lớn nhất tại mặt cắt nguy hiểm lúc quá tải. Lấy Kqt = Kbd = 1,4 [] = 0,8. Với thép 45 thường hóa có = 340 MPa MPa Kiểm bền tĩnh cho trục I. Từ biểu đồ mômen ta thấy mặt cắt nguy hiểm của trục I là vị trí C có: Mx = 140457,95 Nmm; My = 43016,2 Nmm MPa Với dC = 30 mm, thay vào ( CT 10.28) được: MPa Tmax = T. Kqt = 90486.1,4 = 126680,4 MPa Thay vào ( CT 10.29) được: MPa Thay các giá trị vừa tính được vào ( CT 10.27) ta được: MPa < [] = 272 MPa Vậy trục đảm bảo điều kiện bền tĩnh. Kiểm bền tĩnh cho trục II. Từ biểu đồ mômen ta thấy mặt cắt nguy hiểm của trục II là vị trí F có: Mx = 102317,27 Nmm; My = 230325,58 Nmm MPa Với dF = 43 mm, thay vào (5.18) được: MPa Tmax = T. Kqt = 293000.1,4 = 410200 MPa Thay vào ( CT 10.29) được: MPa Thay các giá trị vừa tính được vào ( CT 10.27) ta được: MPa < [] = 272 MPa Vậy trục đảm bảo điều kiện bền tĩnh.. 3.2. Tính chọn then Then dùng để cố định bánh răng trên trục theo phương tiếp tuyến và truyền mômen xoắn từ trục đến các chi tiết lắp trên trục và ngược lại. Thật ra, ứng suất dập và ứng suất cắt cũng biến đổi theo thời gian. 3.2.1 Tính chọn then cho trục I Đường kính trục tại điểm lắp bánh răng côn và lắp bánh đai là bằng nhau d = 25 mm, theo bảng (9.1a) – 173 - [I] có kết quả kích thước của then: b = 8 ; h = 7 ; t1 = 4 ; t2 = 2,8. Bán kính góc lượn: + Nhỏ nhất: 0,16 + Lớn nhất: 0,25 Từ phần trục có kết quả chiều dài may ơ bánh răng côn nhỏ và bánh đai chủ động: lmd2 = 50 mm lmc2 = 40 mm Với lt11 = (0,8…0,9).lmc2 = (0,8…0,9). 50 = (40…45) l=(0,8…0,9).40 = (32…36) Theo tiêu chuẩu (bảng 9.1a) ta chọn chiều dài then lt1 = 36 mm. Kiểm nghiệm sức bền dập cho then. ( CT 9.1) – 173 – [I] TI – mômen xoắn trên trục I, TI = 90486 Nmm lt – chiều dài then làm việc. lt = lt1 – b = 36 – 8 = 28 mm - ứng suất dập cho phép, theo bảng (9.5) - 178 [I] + Với bánh răng côn lắp cố định, vật liệu may ơ là thép, đặc tính tải trọng va đập nhẹ : = 100 MPa. + Với bánh đai lắp cố định, vật liệu may ơ là gang, đặc tính tải trọng va đập nhẹ : = 53 MPa. ,17 MPa = 86,17 MPa < = 100 MPa, đối với đoạn trục lắp bánh răng côn. = 86,17 MPa > = 53 MPa , đối với đoạn trục lắp bánh đai. Tại đoạn trục lắp bánh đai dùng 2 then đặt cách nhau , khi đó mỗi then chịu có thể tiếp nhận 0,75T với : MPa < = 53 MPa Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập. Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then. ( CT 9.2) – 173 – [I] Thay vào có kết quả: MPa - Úng suất cắt cho phép, = (60…90) MPa; lấy = 60 MPa < , Vậy then đảm bảo bền cắt. 3.2.2. Tính chọn then cho trục II Đường kính trục tại điểm lắp bánh răng côn d = 45 mm, theo bảng (9.1a) – 173 - [I] có kết quả kích thước của then: b = 14 ; h = 9 ; t1 = 5,5 ; t2 = 3,8. Bán kính góc lượn: + Nhỏ nhất: 0,25 + Lớn nhất: 0,4 Từ phần trục có kết quả chiều dài may ơ bánh răng côn lớn và bánh xích chủ động: lmc3 = 70 mm Với lt1 = (0,8…0,9).lmc3 = (0,8…0,9). 70 = (56…63) Theo tiêu chuẩu (bảng 9.1a) ta chọn chiều dài then lt1 = 56 mm. Kiểm nghiệm sức bền dập cho then. ( CT 9.1) – 173 – [I] TI – mômen xoắn trên trục II, TII = 293000Nmm lt – chiều dài then làm việc. lt = lt1 – b = 56 – 12 = 44 mm - Ứng suất dập cho phép, theo bảng (9.5) - 178 [I] + Với bánh răng côn lắp cố định, vật liệu may ơ là thép, đặc tính tải trọng tĩnh : = 100 MPa. MPa = 84,56s MPa < = 100 MPa, đối với đoạn trục lắp bánh răng côn, Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập. Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then. ( CT 9.2) – 173 – [I] Thay vào có kết quả: MPa - ứng suất cắt cho phép, = (60…90) MPa; lấy = 60 MPa < , Vậy then đảm bảo bền cắt. PHẦN IV TÍNH VÀ CHỌN Ổ, KHỚP NỐI 4.1. Tính và chọn ổ 4.1.1. Tính và chọn ổ cho trục I Các lực tác dụng lên ổ: - Tại gối B: F = 2576,65 N F= 1463,03 N. Tổng phản lực tác dụng lên ổ B. FrB = N. - Tại gối C: F = 4173,7 N F = 1658,04 N. Tổng phản lực tác dụng lên ổ C. FrC = N Xác định tỉ số: ` < 0,3 Chọn ổ đũa côn cỡ trung với đường kính ngõng trục d = 30 mm, được ổ kí hiệu 7306 có: d = 30 mm ; C = 40 kN ; Co = 29,9 kN Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ e = 1,5 . tg = 1,5 . tg13,5 = 0,36 Theo công thức (11.7) - 217 [I] FSB = 0,83 . e . FrB = 0,83 . 0,36. 2963,04 = 885,36 N FSC = 0,83 . e . FrC = 0,83 . 0,36. 4490,98 = 1341,90 N - Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ: FaB = FSC + Fa1 = 1341,90 + 220,81 = 1562,71 N. FaC = FSB - Fa1 = 885,36 – 220,81 = 664,55 N. - Ta thấy:FaB = 1562,71 (N) > FSB = 885,36 N, lấy FaB = 1562,71 N. FaC = 664,55 (N) < FSC = 1341,90 N, lấy FaC = 1341,90 N * Xác định hệ số X, Y: - Với ổ B: > e = 0,36 Theo bảng (11.4) – 215 [I] XB = 0,4, YB = 0,4 . cotg = 0,4 . cotg13,5 = 1,67 - Với ổ C: < e = 0,36 Theo bảng (11.4) – 215 [I] XC = 1, YC = 0 * Tải trọng quy ước trên ổ B và C là: QB = (XB . V . FrB +YB . FrB) . kt . kđ ( CT 11.3) – 214 – [I] QC = (XC . V . FrC +YC . FrC) . kt . kđ ( CT 11.3) – 214 – [I] Với:V - hệ số kể đến vòng trong quay, V = 1; kt - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 khi nhiệt độ = 105oC; kđ - hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, (bảng 11.3) – 215 [I] với tải trọng va đập nhẹ kđ = (1,0 …1,2), vì hộp giảm tốc công suất nhỏ nên chọn kđ = 1 Thế các giá trị tìm được vào: QB = (0,4.1.2963,04 + 1,67 . 2963,04) .1.1 = 6133,49 N, QC = (1.1.4490,98 + 0 . 4490,98) .1.1 = 4490,98 N Ta thấy QB > QC ta lấy QB để tính. ( CT 11.1) – 213 – [I] Với L = Thay vào (N) = 39824 (N) = 39,824 kN Cd = 39,824 kN < C = 40 kN Vậy ổ đảm bảo khả năng chịu tải trọng động. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ. Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n < 1 vg/ph, tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư theo điều kiện: Qt C0 Với Co – khả năng tải tĩnh, cho trong các bảng tiêu chuẩu ổ lăn, phụ thuộc vào loại ổ và cỡ ổ; Tải trọng tĩnh quy ước được xác định như sau: Qt = Xo . Fr + Yo . Fa ( CT 11.19) – 221 – [I] Xo, Yo – hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, cho trong bảng (11.6) – 221- [I] : Với Xo = 0,5 và Yo = 0,22 . cotg = 0,22 . cotg13,5 = 0,92. Qt = 0,5.6133,49 + 0,92 .1562,71 = 4532 (N) = 4,532 (kN) Qt = 4,532 kN < Co = 29,9 kN Vậy ổ đảm bảo khả năng chịu tải trọng tĩnh. Kí hiệu d, mm D, mm D1, mm d1, mm B, mm C1, mm T, mm r, mm r1 mm C kN Co (kN) 7306 30 72 58 19 17 15 20,75 2 0,8 13,5 40,0 29,9 Bảng 4.1. Kích thước ổ đũa côn cho trục 1 4.1.2. Tính và chọn ổ cho trục II Các lực tác dụng lên ổ: - Tại gối E: F = 1963,56 N F= 872,27 N. Tổng phản lực tác dụng lên ổ E . FrE = N. - Tại gối G: F = 1403,94 N F = 2687,88 N. Tổng phản lực tác dụng lên ổ G. FrG = N Xác định tỉ số: ` > 0,3 Chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ với đường kính ngõng trục d = 40 mm, được ổ kí hiệu 7208 có: d = 40 mm ; C = 42,4 kN ; Co = 32,7 kN Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ e = 1,5 . tg = 1,5 . tg14,33 = 0,38 Theo công thức (11.7) - 217 [I] FSE = 0,83 . e . FrE = 0,83 . 0,38. 2148,59 = 667,67 N FSG = 0,83 . e . FrG = 0,83 . 0,38. 3032,45 = 956,43 N - Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ: FaE = FSG - Fa2 = 956,43 - 752,38 = 204,05 N. FaG = FSE + Fa2 = 667,67 + 752,38 = 1420,05 N. - Ta thấy: FaE = 204,05 (N) < FSE = 499,33 N, lấy FaE = 499,33 N. FaG = 1420,05 (N) > FSG = 704,74 N, lấy FaG = 1420,05N * Xác định hệ số X, Y: - Với ổ E: < e = 0,38 Theo bảng (11.4) – 215 [I] XE = 1, YE = 0 - Với ổ G: > e = 0,28 Theo bảng (11.4) – 215 [I] XG = 0,4, YC = 0,4.cotg= 0,4.cotg14,33 = 1,57 * Tải trọng quy ước trên ổ E và G là: QE = (XE . V . FrE +YE . FrE) . kt . kđ ( CT 11.3) – 214 – [I] QG = (XG . V . FrG +YG . FrG) . kt . kđ ( CT 11.3) – 214 – [I] Với:V - hệ số kể đến vòng trong quay, V = 1; kt - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 khi nhiệt độ = 105oC; kđ - hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, (bảng 11.3) – 215 [I] với tải trọng va đập nhẹ kđ = (1,0 …1,2), vì hộp giảm tốc công suất nhỏ nên chọn kđ = 1 Thế các giá trị tìm được vào: QE = (1.1.2148,59 + 0.2148,59) .1.1 = 2148,59 N, QG = (0,4.1.3032,45 + 1,57.3032,45) .1.1 = 5973,93 N Ta thấy QG > QE ta lấy QE để tính. ( CT 11.1) – 213 – [I] Với L = Thay vào (N) = 26869 (N) = 26,869 kN Cd = 26,869 kN < C = 42,4 kN Vậy ổ đảm bảo khả năng chịu tải trọng động. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ. Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n < 1 vg/ph, tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư theo điều kiện: Qt C0 Với Co – khả năng tải tĩnh, cho trong các bảng tiêu chuẩn ổ lăn, phụ thuộc vào loại ổ và cỡ ổ; Tải trọng tĩnh quy ước được xác định như sau: Qt = Xo . Fr + Yo . Fa ( CT 11.19) – 221 – [I] Xo, Yo – hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, cho trong bảng (11.6) – 221- [I] : Với Xo = 0,5 và Yo = 0,22 . cotg = 0,22 . cotg14,33 = 0,86. Qt = 0,5.5973,93 + 0,86 .1420,05 = 4208 (N) = 4,208 (kN) Qt = 4,208 kN < Co = 32,7 kN Vậy ổ đảm bảo khả năng chịu tải trọng tĩnh. . Kí hiệu d, mm D, mm D1, mm d1, mm B, mm C1, mm T, mm r, mm r1, mm , mm C, mm Co, mm 7208 40 80 66,2 59,3 18 16 19,75 2,0 0,8 14,33 42,4 32,7 Bảng 4.2. Kích thước ổ đũa côn cho trục II PHẦN IV - CHỌN KHỚP NỐI Tính chọn khớp nối giữa trục động cơ và trục của bánh đai I. Chọn kết cấu nối trục: Ta chọn kết cấu nối trục vòng đàn hồi với những ưu điểm: cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy…. Mô men xoắn cần truyền giữa hai trục: T = T1 = MI = 24035Nmm = 24,035Nm; Chọn khớp nối vòng đàn hồi có đường kính trục nối bằng đường kính của trục động cơ d = 28 (mm) Theo bảng 16. 10a - tr 68,69 –[ II ], ta có bảng kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi như sau: Bảng 4.1 Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi. T, Nm d mm D mm dm mm L mm l mm d1 mm D0 mm Z nmax v/p B mm B1 mm l1 mm D3 mm l2 mm 63 28 100 50 124 60 48 71 6 5700 4 28 21 20 20 Bảng 4.2 Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi T, Nm dc mm d1 mm D2 mm L mm l1 mm l2 mm l3 mm H mm 63 10 M8 15 42 20 10 15 1,5 Chọn vòng đàn hồi bằng cao su. Kiểm nghiệm độ bền của vòng đàn hồi và chốt: Theo điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi, công thức trang 69 - TTTKHDĐCK tập 2: sd = £ [sd] (4.1) Trong đó: k - Hệ số chế độ làm việc, theo bảng 16. 1 - tr 58 - TTTKHDĐCK tập 2, với máy công tác là xích tải, k = 1,5…2,0. ta chọn k = 1,7; [sd] - ứng suất dập cho phép của vòng đàn hồi cao su, lấy [sd] = 3 MPa; Þ sd = = 1,28 (MPa) < [sd] = 3 (MPa); Thỏa mãn điều kiện bền dập của vòng đàn hồi cao su. - Kiểm nghiệm về sức bền của chốt theo công thức: su = £ [su] (4.2) Trong đó: l0 = l1 + = 20 + 5 = 25 (mm) [su] - ứng suất uốn cho phép của vật liệu làm chốt, [su] = (60…80) MPa; Þ su =(MPa) < [su]; thỏa mãn điều kiện bền uốn của chốt. Như vậy, khớp nối vòng đàn hồi có các thông số nêu trên là hợp lý. . PHẦN V: BÔI TRƠN ĂN KHỚP VÀ BÔI TRƠN Ổ TRỤC 4.1. Bôi trơn ăn khớp Nhận xét: vận tốc bánh răng V < 12 m/s ta chọn bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu. Phương pháp bôi trơn ngâm dầu bằng dầu chứa trong hộp giảm tốc, ta chọn loại dầu AK10 có độ nhớt 186/16 . mức dầu trong hộp giảm tốc được xác định như sau: - Chiều sâu ngâm dầu: H = (0,7…2) . h Với h = b . sin = 45 . sin73,64o = 43,18 mm _ Vậy chiều sâu ngâm dầu H sẽ là: H = (0,75…2) . 43,18 = (32,385…86,36); Lấy H = 35 mm 4.2. Bôi trơn ổ đũa côn Tất cả ổ lăn được bôi trơn bằng mỡ. Định kỳ 3 tháng điều chỉnh độ dơ của ổ và thay mỡ một lần. PHẦN VI: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC 6.1. Thiết kế vỏ hộp Hình 6.1 Kết cấu và các kích thước cơ bản của vỏ hộp giảm tốc 6.1.1. Chiều dày thân hộp Theo bảng 18.1 - tr 85 – [II], ta chọn các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc như sau: Với d=0,03a +3 > 6 mm , ta chọn d = 8 mm 6.1.2. Chiều dày nắp bích d1 = 0,9 . d = 0,9 .8 = 7,2 mm, chọn d1 = 8 mm 6.1.3. Gân tăng cứng - Chiều dày e =( 0,8…1) . d = ( 6,4… 8) mm ,chọn e = 8 mm - Chiều cao h < 58 mm chọn 50mm - Độ dốc: 20 6.1.4. Đường kính bu lông - Bu lông nền : d1 > 12 mm , chọn d1 = 18 mm - Bu lông cạnh ổ : d2 = (0,7…0,8) .d1 = (12,6…14,4) mm ,chọn d2 = 14 mm - Bu lông ghép bích và thân : d3 =(0,8…0,9) . d2 = (11,2…12.6) mm ,chọn d3 = 12 mm - Bu lông ghép nắp ổ: d4 = (0,6…0,7) .d2 = (7,2…8,4) mm ,chọn d4 = 8 mm - Bu lông ghép nắp cửa thăm: d5 =(0,5…0,6).d2 =(7…8,4)mm ,chọn d5 = 8 mm 6.1.5. Mặt bích ghép nắp và thân - Chiều dày bích thân hộp: S3 = (1,4…1,8) . d3 =(16,8…21,6) mm , chọn S3 = 20 mm - Chiều dày bích nắp hộp: S4 = (0,9…1) . S3 =(18…20) mm chọn S4 = 20 mm. - Bề rộng mặt ghép bu lông và cạnh ổ: k2 = E2 + R2 + (3…5) mm Với E2 = 1,6. d2 = 1,6 . 14 = 22,4 mm R2 = 1,3 . d2 = 1,3 . 14 = 18,2 k2 = 22,4 + 15,2 + (3…5) = (40,6…42,6) mm; lấy k2 = 42 mm - Bề rộng lắp bích và thân: k3 = k2 – (3…5) = 42 – (3…5) = ( 39…37) mm; lấy k3 = 37 mm 6.1.6. Kích thước gối trục Kích thước của gối trục được tra theo bảng 18. 2 - tr 88 – [ II ], ta có bảng số liệu như sau: Bảng 6.1. Kích thước gối trục Trục D D2 D3 D4 h d4 z I 72 90 115 65 10 M8 6 II 85 100 125 75 10 M8 6 6.1.7. Mặt đế hộp - Chiều dày khi không có phần lồi: S1 = (1,3…1,5) . d1 = (23,4…27) mm ,chọn S1 = 27mm - Chiều dày khi có phần lồi: S1 = (1,4…1,7) . d1 = (25,2…30,6) mm chọn S1 = 30 mm S2 = (1…1,1) . d1 = (18…19,8) mm ,chọn S2 = 20 mm - Bề rộng mặt đế hộp : k1 » 3.d1 = 54 mm và q ≥ k1 + 2d = 54 + 2 . 8 = 70 mm 6.1.8. Khe hở giữa các chi tiết - Giữa bánh răng với thành trong của hộp. mm; lấy 9 mm - Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp: mm; lấy 30 mm 6.1.9. Bu lông vòng Hình 6.2 Hình dáng và các kích thước bu lông vòng Bu lông vòng dùng để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc khi gia công hay lắp ghép. Theo bảng (18.3b) – 89 - [II], có kết quả khối lượng gần đúng của hộp giảm tốc Re = 170,4 mm Q = 80 kg. Theo bảng (18.3a) – 89 - [II] có kết quả kích thước bu lông vòng như sau: Bảng 6.2 Kích thước bu lông vòng Ren d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l f b c x r r1 r2 M8 36 20 8 20 13 18 6 5 18 2 10 1,2 2,5 4 4 6.1.10. Chốt định vị Hình 6.3 Hình dáng và kích thước chốt định vị Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân hộp khi gia công cũng như khi lắp ghép. Theo bảng (18.4a) – 90 - [II] có kết quả chốt định vị như sau: d = 5 mm c = 0,8 mm l =10…100 chọn 50 mm 6.1.11. Cửa thăm Hình 8.4 Hình dáng và kích thước lắp quan sát Để đổ dầu vào hộp và quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép. Theo bảng (18.5) – 92 - [II] có kết quả kích thước cửa thăm Bảng 6.3 Kích thước của thăm A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 - 87 12 M8 x 22 4 6.1.12. Nút thông hơi Hình 6.5 Hình dáng và kích thước nút thông hơi Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi. Kích thước nút thông theo bảng (18.6) - 93 [II]: Bảng 6.4 Kích thước nút thông hơi A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 6.1.13. Nút tháo dầu Hình 6.6 Hình dáng và kích thước nút tháo dầu hình trụ Tháo dầu bị bẩn, biến chất để thay dầu mới. Theo bảng (18.7) – 93- [II] có kết quả kích thước như sau: Bảng 6.5 Kích thước nút tháo dầu d b m f L C q D S Do M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 32 25,4 6.1.9. Chọn que thăm dầu và bôi trơn Để kiểm tra mức dầu trong hộp , đảm bảo tốt công việc bôi trơn cho bộ truyền của hộp giảm tốc với vận tốc vòng 1 2,5 m/s. Dùng dầu nhớt ở to = 50o có độ nhớt là 186/16. Theo bảng (18.13) – 101 - [II] với loại dầu CN45. Độ nhớt là 38 – 52. khối lượng riêng là 9/cm3 ở là 0,886 – 0,926 6.2. Các dặc tính kỹ thuật chủ yếu của hộp giảm tốc 1- Mô men xoắn trục vào: 90486 Nmm 2- Mô men xoắn trục ra: 293000 Nmm 3- Tốc độ trục vào : 354,62 v/p 4- Tỉ số truyền: 3,4 5- Trọng lượng: 80 kg 6- Kích thước: L x W x H : đo trực tiếp trên bản vẽ lắp theo tỷ lệ 1:1 PHẦN VII: XÂY DỰNG BẢN VẼ LẮP VÀ CHỌN KIỂU LẮP GHÉP 7.1. Xây dựng bản vẽ lắp 03 bản vẽ A3, mỗi hình vẽ thể hiện 1 hình chiếu của hộp giảm tốc 7.2. Chọn kiểu lắp ghép chủ yếu Theo yêu cầu của từng bộ phận ta chọn các loại mối ghép như sau: Chọn lắp ghép giữa trục và vòng trong của ổ là lắp ghép theo hệ thông lỗ kiểu lắp ghép là H7/k6. Chọn lắp ghép giữa vòng ngoài của ổ với vỏ hộp là lắp ghép theo hệ thống trục kiểu lắp ghép H7/h6. Vòng chắn mỡ quay cùng trục trong quá trình bộ truyền làm việc, để tháo lắp dễ dàng khi lắp ghép, sửa chữa không làm hỏng bề mặt trục, ta chọn kiểu lắp có độ hở K7/h6. Bánh răng quay cùng trục chịu mô men xoắn, lực dọc trục, lực hướng kính, để đảm bảo độ chính xác tin cậy, độ bền của mối ghép và dễ gia công chi tiết lỗ chọn lắp ghép có độ dôi kiểu H7/k6. Đối với các mối ghép then then được cố định trên trục theo kiểu lắp có độ dôi thường lắp theo hệ thống lỗ với sai lệch của then là k6. BẢNG KÊ KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP Thứ tự Tên mối ghép Kiểu lắp Dung sai Ghi chú Trục Lỗ 1 Trục 1 và bạc +25 0 +18 +12 2 Trục 1 và vòng trong ổ lăn +18 +12 3 Vòng ngoài ổ lăn và vỏ hộp +30 0 4 Bánh răng và trục 2 +25 0 +18 +12 Trên trục 1 5 Trục 2 và vòng trong ổ lăn +18 +12 6 Vòng ngoài ổ lăn và vỏ hộp +30 0 Trên trục 2 7 Trục 2 và vòng vung dầu +25 0 +18 +12 Ổ bi đỡ 8 Cốc lót và vỏ hộp +35 0 +25 +3 Trên trục 2 9 Cốc lót và vòng ngoài ổ lăn +35 0 10 Trục 2 và then 0 -36 Ổ kép 11 Trục 3 và bánh vít +30 0 +21 +2 b x h = 12x8 12 Trục 3 và vòng trong ổ lăn +21 +2 13 Vòng ngoài ổ lăn và vỏ hộp +35 0 14 Trục 3 và then 0 -43 Trên trục 3 15 Trục 3 và then 0 -43 Nối bánh vít b x h = 18x11 16 Trục 3 và đĩa xích +30 0 +21 +2 Nối đĩa xích b x h = 16x10 17 Vành bánh vít và mayơ bánh vít +40 0 +28 +3 18 Trục 3 và bạc +30 0 +21 +2 Do bánh răng và bánh vít không yêu cầu tháo lắp thường xuyên, khả năng định tâm phải đảm bảo, không di trượt dọc trục, do đó ta chọn kiểu lắp trung gian . Với mối ghép cho then ta chọn mối ghép trung gian theo sai lệch giới hạn chiều rộng của kích thước then. Trong lắp ghép với ổ, ta lắp vòng trong của ổ lên trục theo hệ thống lỗ k6 và vòng ngoài của ổ lên vỏ hộp hoặc cốc lót theo hệ thống trục H7. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1,2. Nxb Giáo dục. Hà Nội, 2001. [2]. Nguyễn Trọng Hiệp – Chi tiết máy, tập 1,2. Nxb Giáo dục. Hà Nội 1994. [3]. Ninh Đức Tốn – Dung sai và lắp ghép. Nxb Giáo dục. Hà Nội, 2004.