Đề tài Đồ án chi tiết máy thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP TP HỒ CHÍ MINH ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ TÀI Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải Giáo viên hướng dẫn : Họ tên sinh viên: VŨ THÀNH ĐẮC 10340421 :HỒ TIẾN ĐẠT 10332341 MỤC LỤC NỘI DUNG TRANG PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 2 I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 2 II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 4 PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 4 PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 8 II.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH 8 II.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM 13 PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 17 A. THIẾT KẾ TRỤC 17 B. CHỌN VÀ TÍNH THEN 29 PHẦN V: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 32 PHẦN VI: CHỌN NỐI TRỤC 37 PHẦN VII: THIẾT KẾ CẤU TẠO CÁC CHI TIẾT MÁY, BÔI TRƠN VÀ LẮP GHÉP HỘP GIẢM TỐC 38 PHẦN VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP, CHỌN CÁC KIỂU LẮP TRONG MỐI GHÉP 43 PHẦN IX: TÍNH VÀ CHỌN DUNG SAI CHẾ TẠO TRỤC 44 TÀI LIỆU THAM KHẢO 50 LỜI NÓI ĐẦU Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Kỹ thuật, sau khi học xong phần lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học. Đối với môn học Chi Tiết Máy cũng vậy. Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy. Đây là đề tài thiết kế chính xác đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí. Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ thống dẫn động từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành. Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi ” có các ưu điểm là bộ truyền làm việc êm, truyền được công suất lớn, lực dọc trục được triệt tiêu, kết cấu hộp giảm tốc tương đối đơn giản dễ chế tạo, dễ bôi trơn, các bánh răng và ổ bố trí đối xứng, vì vậy trục chịu tải tương đối đồng đều. Nhưng bên cạnh đó hộp giảm tốc có cấp tách đôi có nhược điểm là chiều rộng của hộp lớn ,cấu tạo bộ phận ổ phức tạp , số lượng chi tiết và khối lượng gia công tăng . Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vào một công việc mới mẽ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức để giải quyết các vấn đề có liên quan đến thực tế. Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay, tuy còn mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán. Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mong quý thầy cô tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn tại và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này. Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô. Sơ đồ động: Gồm: 1. Động cơ điện 2. Nối trục 3. Hộp giảm tốc 4. Bộ truyền xích 2. Số liệu ban đầu: a. Công suất truyền trên trục công tác (P): 7,0 (kW). b. Số vóng quay của trục công tác (n): 55 (vòng/phút). c. Số năm làm việc (a): 6 (năm). 3. Đặc diểm của tải trọng: Tải trọng va đập nhẹ, quay 1 chiều. 1. Ghi chú: Năm làm việc (y) 300 ngày, ngày làm việc 2 ca, mỗi ca 8 giờ. KHỐI LƯỢNG CỤ THỂ: Một bản thuyết minh về tính toán. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc (Khổ A0). SVTH : GVHD : PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN I.Chọn động cơ điện: - Ta có công suất truyền tính toán trên các trục máy công tác: =7 (kW). - Công suất cần thiết trên trục động cơ điện: Với hiệu suất truyền động. - Qua số liệu tra bảng 2.13ta được: Hiệu suất khớp nối : = 1 Hiệu suất 1 cặp ổ lăn : = 0,995 Hiệu suất 1 cặp bánh răng : =0.97 Hiệu suất bộ truyền xích : = 0.97 => 1.0,97.0,995.0,97 = 0.89 => (kW). - Ta cần chọn động cơ có Pđm Pct = 7,865(kW). - Dựa vào bảng P1.2 ta chọn được động cơ K160M8 có: Pđm = 11(kW). nđc = 1450 (vòng/phút). II. Phân phối tỷ số truyền: a. Tỷ số truyền: U = Trong đó: nđc : vận tốc quay của đông cơ. n : số vòng quay của trục công tác. => U = = 26,3 - Mặt khác ta có: U = Un.Uc.Ux = Uh.Ux => Uh = Với Ux : là tỉ số truyền của bộ truyền xích. Chọn ux = 2 => Mà Uh = Un.Uc ( với Un = 1,2Uc). => Uh =1,2= 13,15 => Uc = 3,31. => Un = 13,15/ Uc = 3,97 b. Công suất trên các trục: - Ta có: Pct = 7 (kW). Trục III : Trục II : Trục I : c. Vòng quay trên các trục: Trục3: =.=55.2=110 (vòng/phút). Trục 2: n2 =. Uc = 110.3,31 =364,1 (vòng/phút). Trục 1: n1 = n2 . Un =364,1.3,97= 1445,5(vòng/phút). Bảng số liệu: Thông số Động cơ I II III IV U Unt = 1 Un = 3,97 Uc = 3,31 Ux = 2 n(vòng/phút) 14500 1445,5 364,1 110 55 P(kW) 11 7,9 7,6 7,3 7 T (N.mm) 52193 52193 199341 633773 1215454 Với momen xoắn: T(N.mm) = . PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH I. Chọn loại xích: Vì tải trọng xích va đập nhẹ và vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn,dễ chế tạo,độ bền mòn cao. II. Xác định các thông số của xích và bộ truyền: - Theo bảng 5.4, với ux = 2 ta chọn số răng của đĩa xích nhỏ z1 = 29 - 2 .ux = 25 > 19 =>Số răng của đĩa xích lớn: z2 = ux.z1 = 25.2= 50 < zmax = 120. - Theo công thức 5.3 ta có công thức tính toán: Pt = P3.k.kz.kn Trong đó: + kz = 25/z1 = 25/25= 1 : hệ số bánh răng. Chọn n01 = 200 (vg/ph) => kn = n01/n3 = 200/110= 1,8 : hệ số số vòng quay. + Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 ta có: K = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc Trong đó: K0 = 1,25 : hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền (đường tâm đĩa xích so với phương ngang >600). Ka = 1 : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích(chọn a = 40p). Kđc = 1: hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích(điều chỉnh bằng 1 trong 2 đĩa xích). Kbt = 1,5 : hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn (môi trường làm việc có bụi,chất lượng bôi trơn đạt yêu cầu). Kđ = 1,2 : hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng (tải trọng va đập nhẹ). Kc = 1,12 : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (làm việc 2 ca). => k = 1,25.1.1.1,51,2.1,12 = 2,7 + P3 = 7,3 (kW) : công suất bộ truyền xích. Như vậy: Pt = 7,3.2,71,8.1 = 36,45 (kW). Theo bảng 5.5 với n01 = 200 vg/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích. p = 25,4 thỏa mãn điều kiện mòn: Pt < [P] = 11 (kW) : công suất cho phép, đồng thời theo bảng 5.8, p < pmax - Khoảng cách trục: a = 40.p = 40.25,4 = 1016 (mm). Theo công thức 5.12 ta có số mắt xích: - Lấy số mắt xích chẵn: xc = 128, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13): Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta giảm a một lượng bằng: = 0,003.a* = 0,003.1076 3(mm)do đó a = 1076 – 3 = 1073 (mm) - Số lần va đập của xích: Theo công thức (5.14) i = z1.n3/(15.xc) =25.110/(15.128) = 1,43 < [i] = 30 ( bảng 5.9) III. Kiểm nghiệm xích về độ bền: - Theo công thức (5.15): -Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 56700 (N), khối lượng 1 mét xích q = 2,6 kg. Kđ = 1,7 : hệ số tải trọng động (chế độ làm việc nặng). : lực vòng trên trục. Fv = q.v2 = 2,6.1,162 = 3,5 (N) : lực căng do lực li tâm sinh ra. F0 = 9,81.kf.q.a :lực căng do nhánh xích bị động sinh ra. Với kf = 4 :hệ số phụ thuốc độ vòng f của xích va vị trí bộ truyền(bộ truyền nghiêng 1 góc > 600) => F0 = 9,81.1.2,6.0,54 = 13,76 (N). - Do đó: - Theo bảng 5.10 với n = 200 vg/ph, [s] = 8,2. vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. IV. Đường kính đĩa xích: - Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 : da1 = p[0.5 + cotg(Z1)] = 25,4[0,5 + cotg(180/25) = 219,91 (mm). da2 = p[0.5 + cotg(Z2)] = 25,4[0,5 + cotg(180/50) =422,03 (mm). df1 = d1 – 2r = 205,66 – 2.0,83 = 217,13 (mm). df2 = d2 – 2r = 541,9- 2.0,83 = 540,24 (mm). Với r = 0,5025.d1 + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 với dl = 15,88 (mm). (xem bảng 5.2). Các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4. -Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo công thức (5.18) ta có: Trong đó: Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích. + Kr1 = 0,42 ứng với Z1 = 25 + Kr2 = 0,22 ứng với Z2 = 50 Ft = 4290 (N) : lực vòng trên trục. Kd = 1 : hệ số phân bố không đều tải trọng cho 1 dãy. Kđ = 1,2 : hệ số tải trong động. Fvđ = 13.10-7 n3.p3.m : lực va đập trên m dãy xích. Fvđ = 13.10-7.110.25,4 3.1 = 2,343 (N). E = 2,1.105 Mpa : Môđun đàn hồi. A = 180 (mm2) : diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12). - Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1. = 519,15 (Mpa) - Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2. = 175,08 ( Mpa). -Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 210 sẽ đạt được ứng suất cho phép [] = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa 1.Tương ứng, [] (với cùng vật liệu va nhiệt luyện). V. Xác định các lực tác dụng lên trục: Theo (5.20), Fr = kx . Ft = 1.4290 = 4290 (N). Với kx = 1,15 :hệ số kể đến trọng lượng tính xích (do bộ truyền nghiêng 1 góc > 600). PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC. I. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép: -Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau: Cụ thể theo bảng 6.1 chọn: Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 241285, có = 850 MPa, = 580 MPa. Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 192240 , có = 750 MPa, = 450 MPa. II. Xác định ứng suất cho phép: - Theo bảng 6.2 thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180350. : ứng suất tiếp cho phép. : ứng suất uốn cho phép. : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. : hệ số an toàn khi tính về uốn. - Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh lớn HB2 = 230. (MPa). (MPa). (MPa). (MPa). - Theo công thức (6.5) , do đó NHO2 = 30.2302,4 = 1,39.107. Với : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. - Theo công thức ( 6.7) ta có : + NHE = 60c( Ti / Tmax)3 .niti : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. + Trong đó: Ti , ni , ti : lần lượt là momen xoắn, số vòng quay, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. + NHE2 = 60c.n2/u2ti (Ti /Tmax)3 .ti /ti = 60.1..18000(13.0,7+0,83.0,3) = 9,35.107. NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1. - Tương tự ta cũng có NHE1 > NHO1 do đó KHL1 = 1. Với KHL : hệ số tuổi thọ. - Như vậy theo công thức (6.1a) sơ bộ xác định được: [] = []1 = = = 509 (MPa). []2 = = = 481,8 (MPa). - Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng, do đó theo (6.12) [] = = = 495,4 (MPa). - Với cấp chậm sử dụng răng thẳng và tính ra NHE > NHO nên KHL = 1, do đó []’ = min([]1 ; []2) = []2 = 481,8 (MPa). - Theo công thức (6.7) : NFE = 60c(Ti/Tmax)6ni Ti Với mF = 6 vì độ rắn mặt răng ≤ 350. => NFE2 = 60.1. .18000(16.0,7 + 0,86.0,3) =9,35.107. Ta thấy NFE2 =9,35.107 > NF0 = 4.106 (đối với tất cả các loại thép thì NF0 = 4.106 : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn), do đó KFL2 = 1. Tương tự KFL1 = 1. - Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1. [] = .KFC.KKL1 / SF = 441.1.1/1,75 = 252 (MPa). [] = . KFC. KFL2 / SF = 414.1.1/1,75 = 236,5 (MPa). - Ứng suất quá tải cho phép: theo (6.13) và (6.14) ta có []max = 2,8 = 2,8.450 = 1260 (MPa). []max = 0,8 = 0,8.580 = 464 (MPa). []max = 0,8 = 0,8.450 = 360 (MPa). IV. Tính toán bộ truyền cấp nhanh: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. Vì phân đôi cấp chậm nên P' 1 P 1 P n P' 1 P a1 P r 1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: - Trong đó: + Ka = 43. + Ta có = 0,3 => Tra bảng 6.7 ta được: KH = 1,07; KF= 1,17 (ứng với sơ đồ 3). - Lấy = 100 (mm). 2. Xác định các thông số ăn khớp: - Theo (6.17) môđun: m = (0,01÷0,02). = (0,01÷0,02).100 = 1÷2 (mm). - Theo bảng 6.8Chọn môđun pháp m =1,5. - Chọn sơ bộ - Theo công thức 6.31: + Số răng bánh nhỏ: lấy Z1 = 21 + Số răng bánh lớn: Z2 = un.Z1 = 3,97.21 = 83,37 lấy Z2 = 83. - Do đó tỷ số truyền thực là: um = Z2/Z1 = 3,95. Khi đó: 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: - Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc. - Theo bảng 6.5, ZM = 274 (MPa)1/3. - Theo (6.35) tgβb = cosαt.tgβ với αt = αtW = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/0,78) = => tgβb = cos().tg () => βb = - Theo (6.37), εβ = bWsinβ/(πm), với bW = ψba. = 0,3.100 = 30. => εβ = 0,3.100.sin(38,8)/(3,14.1,5) = 4,3. Do đó theo (6.38b): εα = (1,88 – 3,2(1/Z1 + 1/Z2)).cosβ = (1,88 – 3,2(1/21 + 1/83)).0,78 = 1,32. - Do εα > 1nên theo (6.38) - Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dW1 = 2aW1/(un + 1) =2.100/(3,95 + 1) = 40,4 (mm). - Vận tốc vòng của bánh răng: - Với v = 3,05 (m/s) theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác động học là 9.Theo bảng 6.14 với cấp chính xác là 9 và v < 4 m/s, KHα = 1,13. Tra bảng 6.15 và 6.16 ta được: g0 = 73, , - Do đó theo (6.41): - Theo công thức (6.39): - Thay các giá trị vừa tìm được vào (6.33) ta được : - Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo (6.1) với v = 3,05 (m/s) Zv = 0,89, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt Rz = 2,5...1,25 => ZR = 0,95. Với da KxH = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a) : Như vậy: đạt yêu cầu. 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: - Theo công thức (6.43) : + Theo bảng 6.17 ta được: KF= 1,17 (ứng với sơ đồ 3). + Theo bảng 6.14 với v KHα = 1,13 và KFα = 1,37. - Theo công thức (6.47) ta có: trong đó theo bảng 6.15, = 0,006 và theo bảng 6.16 được= 73. - Theo công thức 6.46: - Do đó KF = KFβ. KFα. = 1,17.1,37.1,06 = 1,7 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: - Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng: - Số răng tương đương: - Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0. - Theo bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,7; YF2 = 3,6 -Với m = 1,5 (mm), YS = 1,08 -0,0695ln(1,5) = 1,05; YR = 1 (bánh răng quay); KxF = 1 (vì da < 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) : [] = []. YR. YS. KxF = 252.1.1,05.1 = 264,6 (MPa). Tương ứng [] = []. YR. YS. KxF = 236,5.1.1,05.1 = 248,3 (MPa). - Suy ra: + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động (MPa). < [] = 264,4 (MPa). + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động: 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải: - Theo (6.48): Hệ số quá tải: - Ứng suất tiếp xúc cực đại: - Ứng suất uốn cực đại: 6. Các thông số cơ bản của bộ truyền: - Góc nghiêng răng: - Khoảng cách trục: aW1 = 100 (mm). - Môđun: m = 1,5 (mm) - Chiều rộng vành răng: bW = 30 (mm). - Tỷ số truyền cấp nhanh: Um = 3,95 - Số răng mỗi cặp bánh răng: Z1 = 44. Z2 = 180. - Hệ số dịch chỉnh: x1 = 0. x2 = 0. Theo các công thức bảng 6.11 ta tính được: - Đường kính chia: d1 = 31 (mm). d2 = 115 (mm). - Đường kính đỉnh răng: da1 = 34 (mm). da2 = 118 (mm). - Đường kính đáy răng: df1 = 27,25 (mm). df2 = 111,25 (mm). III. Tính toán bộ truyền cấp chậm : Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục: P r1 P r2 P 2 P 1 Theo (6.15a) : aW2 = Ka( uc+ 1) - Trong đó : + : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Theo bảng 6.6 chọn = 0,3 +Theo bảng 6.5 chọn Ka= 49,5 (đối với bánh răng thẳng) : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. = 0,5..(Uc+1) = 0,5.0,3.(3,31+1) = 0,6465. +Tra bảng 6.7 suy ra KH = 1,02 ( sơ đồ 7). => aW2 = 49,5(3,31+1) = 209,35 (mm). - Lấy aW2 = 200 (mm). 2. Xác định các thông số ăn khớp: - Theo (6.17) mođun: m = (0,010,02)aW2 = (0,01 0,02).200 = 2 4 (mm). Tra bảng 6.8 ta chọn mođun pháp m = 3 (mm). - Số răng bánh nhỏ theo công thức (6.19) Z1 = = = 30,9. Lấy Z1 = 30 - Số răng bánh lớn : Z2 = U2.Z1 = 3,31 .30 = 99,3. Lấy Z2 = 100. - Do đó : aW1 = = = 185 (mm). - Tỷ số truyền thực sẽ là: um = = = 3,33. Vậy không cần điều chỉnh khoảng cách giữa 2 bành răng. 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: - Theo công thức (6.33) : ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc - Theo bảng 6.5 ta có ZM = 274 (MPa)1/3. Trong đó: +ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức (6.34) ta có: +Theo các thông số ở bảng 6.11 ta có : αt = arctan(tanα/cosβ) = arctan(tan200/cos00) = 200. Vì hệ số dịch chuyển bằng 0 nên αt = αtW = 200. Suy ra, tanβb = cosαt.tanβ = 0 => βb = 0. => = 1,76. + : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Vì hệ số trùng khớp dọc: εβ = bWsinβ/(mπ) = 0 (sinβ = 0). => Với hệ số trùng khớp ngang: εα = [1,88-3,2(1/z1 + 1/z2)cosβ = [1,88-3,2(1/36+ 1/106) = 1,76. => + KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. KH = KHβ.KHα.KHv *KHβ = 1,02 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 *= 1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. ( bánh răng thẳng) *KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp. VH = δH.go.v. δH = 0,006 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. go = 56 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2. Theo (6.40),vận tốc vòng của bánh răng: dW1 : Đường kính vòng lăn bánh nhỏ. dW1 = 2aW/(uc+1) = 2.185/(3,33+1) = 85,45 (mm). => Với v = 1,63 (m/s) theo bảng 6.13 dung cấp chính xác 8. Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v < 2 (m/s). => VH = 0,006.56.4,22. = 7,45. + Chiều rộng vành răng : bW = .aW = 0,3.185 = 55,5 (mm). => KHv => - Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : + Theo (6.1) : v = 1,63 (m/s) < 5 (m/s), Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.4,220,1 = 0,98 . Lấy Zv = 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. + Cấp chính xác động học là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5...1,25. + Do đó: ZR = 0,95, với da KxH = 1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng,vì thế theo công thức 6.1 và 6.1a ta có: + Ta thấy như vậy răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp xúc và ta chấp nhận khoảng cách trục aW = 185 (mm). 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: -Theo công thức (6.43) : -Theo bảng 6.7, KFβ = 1,02. -Theo bảng 6.14 với v < 5 (m/s) và cấp chính xác 8. KHα = 1 (bánh răng thẳng). -Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn KFα = 1,27. -Theo (6.47) : +Theo bảng 6.15 : =0,016, theo bảng 6.16 : = 56. =>28,18. Do đó theo (6.46) : =1+ Do đó KF = KFβ. KFα. =1,02.1,27.1,26 = 1,63. -Với hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: -Với hệ số kể đến độ nghiêng của răng: - Số răng tương đương: - Theo bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,7 ; YF2 = 3,6. - Với m = 3 (mm), YS = 1,08 -0,0695ln(3) = 1; YR = 1 (bánh răng quay); KxF = 1 (vì da < 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) : [] = []. YR. YS. KxF = 252.1.1.1 = 252 (MPa). Tương ứng [] = []. YR. YS. KxF = 236,5.1.1.1 = 236,5 (MPa). - Suy ra:+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động: + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động: 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải: - Theo (6.48): Hệ số quá tải: - Ứng suất tiếp xúc cực đại: - Ứng suất uốn cực đại: 6. Các thông số cơ bản của bộ truyền: - Khoảng cách trục: aW1 = 185 (mm). - Môđun: m = 3 (mm). - Chiều rộng vành răng: bW = 55,5(mm). - Tỷ số truyền : uc = 3,33 - Góc nghiêng của răng: β = 0. - Số răng bánh răng: Z1 = 30. Z2 = 100. - Hệ số dịch chỉnh: x1 = 0. x2 = 0. Theo công thức trong bảng 6.11,tính được: - Đường kính vòng chia: d1 = 90. d2 = 300. - Đường kính đỉnh răng: da1 = 96. da2 = 306. - Đường kính đáy răng: df1 = 95,5. df2 = 295,5. Phần IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN. A: THIẾT KẾ TRỤC. I. Chọn vật liệu: - Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C40X tôi, thường hóa có giới hạn bền ; và giới hạn chảy - Ứng suất xoắn cho phép II. Xác định sơ bộ đường kính trục: - Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k với k = I,II,III : Tk : momen xoắn của trục k (Nmm) Với lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra + Chọn = 12=> Đường kính trục I : + Chọn = 16 => Đường kính trục II : + Chọn = 20 => Đường kính trục III : - Do đó chọn đường kính sơ bộ của các trục sẽ là: d1 = 30 (mm); d2 = 40 (mm); d3 =50 (mm). III. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: - Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và các yếu tố khác. - Từ đường d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0 theo bảng 10.2 d1 = 30 (mm) => b01 = 19 (mm). d2 = 40 (mm) => b02 = 23 (mm). d3 = 50 (mm) => b03 = 27 (mm). Để thuận tiện cho việc tính toán ta chọn b= b02 = 23 (mm). Khe hở giữa các chi tiết quay: c = 10 mm Khe hở giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp: a = 15 mm Khoảng cách từ thành trong vỏ hộp đến mặt bên ổ lăn: l2 = 8 mm Đường kính bu lông cạnh ổ để lắp nắp và thân hộp: d1 = 10 mm Chiều cao bu lông ghép nắp và chiều dày nắp : l3 = 18 mm Khe hở giữa mặt bên xích và đầu bu lông: l4 = 15 mm Chiều rộng bánh răng cấp nhanh: 40 mm Chiều rộng bánh răng cấp chậm: 67 mm Chiều dài phần mayơ lắp với trục l5=1,5.d3 l5=1,5.40= 60 Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục IV.A.4.Sơ đồ phát họa hộp giảm tốc: Dựa vào sơ đồ ta tính được chiều dài sơ bộ của các trục. Trục I: L1=2(B+l2+a+b1) + b3+2(c-1) +l3 +l4+l5 Þ L1=2(23+8+15+40) +67+2(10-1) +18+15+30= 320mm Trục II: L2 = 2(l2+B+a+b2+1)+ 2c+ b3 = 2(8+23+15+40+1)+2.10+67= 261mm Trục III: L3= L2+l3+l4+l5 = 261+ 18+ 15+ 60= 354mm Sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi: IV.A.5.Sơ đồ phân tích lực trên các trục: TrụcIII Trục II Trục I IV.A.6.Trục I : 6.1.Các số liệu ban đầu: Chiều dài trục: L1=320mm; d1 = 30mm K1= 54,5 mm K2= 127 mm K3= 54,5 mm P1 = 2333 N Rd = 4342 N Pr1 = 1347 N Pa1 = 758N Mx1= P1.d1/2= 34995Nmm Mz1 = pa1.d1/2 = 11370 Nmm Phản lực ở các gối trục: K3 K2 K1 K1 45517 45517 Theo sơ đồ phân bố lực ta có: YA+YD=2Pr1- Rx=2.1347-4342=-1648 N YA(2K1+K2)=Pr1(2K1+K2)+Rx.K3 YA= Pr1+=1347+=2349 N YD =-3997 N ZA+ZD=2P1=2.2333=4666 N ZA(2K1+K2)= P1(2K1+K2) ZA=ZD = P1=2333 N Tính moment uốn ở những tiết diện nguy hiểm: Ở tiết diện D: Mu(D) = 236673 Nmm. Mx(D) = 35344 Nmm Ở tiết diện C: (4.2) Trong đó: Muy= 61387Nmm Muz =238655+6264=244919 Nmm Þ Mu(C)= N.mm và MX(C)=35344Nmm Tính đường kính trục ớ 2 tiết diện D và C theo công thức : (4.3) với [s]_làứng suất cho phép lấy bằng 50N/mm2 (4.4) Ở tiết diện D: Mtđ= ÞdD [s] = 50 N/mm2 chọn dD=36mm Ở tiết diện C: Mtđ= Þdc Chọn dC=40mm Tại tiết diện B: Mu(B)<Mu(c) Vậy chọn dB=40mmÞ thoã mãn đk (4.3) 6.2.Tính chính xác trục I: Kiểm tra an toàn cho trục ở các tiết diện nguy hiểm theo hệ số an toàn: (4.5). Trong đó: ns_hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp: (4.6) nt_hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng xuất tiếp (4.7) với : s-1;t-1_giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng có thể lấy: s-1= 0,45. sb= 0,45.600=270N/mm2 t-1 = 0,25.tb = 0,25.600 =150N/mm2 Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng: sa = smax = -smin= Mu/W với sm = 0.(4.8) ứng suất tiếp biến đổi theo chu kỳ mạch động: ta=tm=tmax/2=Wx/2W0. (4.9) es; et_hệ số kích thước, chỉ xét ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Có thể lấy: es=0,88; et=0,77. ys;yt_hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi. ys=0,1vàyt=0.05 b_hệ số tăng bền bề mặt trục; b=1. *Ta xét ở tiết diện C: Mu= 252495 Nmm d = 40mm Tra bảng 7-3b ta có: W = 5510mm3 Wo = 11790mm3 Þ sa = 252495/5510 = 45,82 N/mm2.(theo ct4.8) Ứng suất tiếp (xoắn) thay đổi theo chu kỳ mạch động: ta = tm = Tập trung ứng suất do lắp căng, áp suất sinh ra trên bề mặt ghép: p ³ 30 N/mm2. Þ ks/es = 2,6 (I_bảng 7.10) kt/et = 1+0,6(ks/es-1)=1,96 (4.10) Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất pháp: Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất tiếp: Hệ số an toàn: n= Do tại tiết diện C chịu mômen uốn lớn nhất, thoả mãn an toàn về trục Vậy điều kiện an toàn của cả trục được thỏa mãn. 6.3. Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột: Khi quá tải đột ngột trục có thể bị gãy hoặc bị biến dạng dẻo quá lớn. Điều kiện để đảm bảo trục làm việc bình thường: (4.11) Với =0.8. sch=0,8.300=240N/mm2. (4.12) Mumax_mômen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải Mxmax_mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải. Ta có : Mumax=252495Nmm;Mxmax=35344,22Nmm;d=40mm. Theo công thức (4.12). và theo ct(4.11) =40,64<Þthoả mãn IV.A.7.Trục II : 7.1.Các số liệu ban đầu: L2=241mm; d2=203mm k4=63,5 mm ; k5=49,5mm P2 = 1733,4N Mx2= P2.d2/2=125875 Nmm Pr2=563,2N Pa2=219,79N Mz2=Pa2.d2/2=22308,68Nmm P3=2879N Pr3=1074,5N Mx3=P3.d3/2=120918Nmm d3=40mm P 2 Y A x M u y (N.mm) M x (N.mm) z M u z (N.mm) Z A y 290902 116982 149708 P 3 P a2 P r2 105922 149708 29275 27350 P a2 P r2 P 2 Z E M x2 M x3 P r3 M x2 Y E k4 k4 k5 k5 Phản lực ở các gối trục : YA+YB=Pr3-2Pr2=1074,5-2.458,4=157 N YA..2(k4+k5)= Pr3(k4+k5)- Pr2.2(k4+k5) YA=- Pr2=-458,4=78,85 N YB=78,85 N ZA+ZB=2.P2+P3=2.1240,15+2879=5359,3 N ZA..2(k4+k5)= P2.2(k4+k5)+ P3(k4+k5) ZA=ZB=5359,3/2=2679,65 N Tính moment uốn ở những tiết diện nguy hiểm : Ở tiết diện B : Muy = 132642,67 Nmm. Muz = 26211,75 Nmm ÞMu(B)==135207,7 N.mm Mx=102921,864Nmm Mtđ==161944 Nmm (theo ct4.4) dB=32mm(theo ct 4.3) chọn dB=40mm Tại tiết diện D: dD= dB=40mm Ở tiết diện C: Muy = 224050,9Nmm. Muz= 60327,13 Nmm ÞMu(c)==232030,53 N.mm Mx=102921,864Nmm Mtđ==248561,56 Nmm Dc=37mm chọn dC=45mm. 7.2.Tính chính xác trục II: Ta xét ở tiết diện C : Mu = 232030,53Nmm Mx = 102921,864 Nmm d = 45 mm Tra bảng 7-3b ta có: W = 7800 mm3 Wo = 16740 mm3 Ưngs suất pháp: sa = 232030,53/7800 = 30 N/mm2 (ct4.8) Ứng suất tiếp: ta = tm = 102921,864/(2.16740) = 3,074 N/mm2 (ct4.9) Theo bảng 7-10 ta có: ks/et = 2,7 Þ kt/et = 1+ 0,6(ks/es - 1) = 2,02 Hê số an toàn xét riêng cho ứng suất pháp: Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất tiếp: Hệ số an toàn: n= Do tại tiết diện C có mômen uốn lớn nhất Vậy điều kiện an toàn của cả trục được thỏa mãn. 7.3 Kiểm nghiệm trục II khi quá tải đột ngột: Mxmax=102921,864Nmm;Mumax=232030,53Nmm;d=45mm Theo công thức (4.12). và theo ct(4.11) =32,1<Þthoả mãn IV.A.8.Trục III : 1.Các số liệu ban đầu: L3=334mm ; d3=50mm k7=113mm k8=69,5mm Các lực : P4 = 2879N Mx4=P4.d4/2=358435,5Nmm Pr4=1074,5N k8 k7 k7 Phản lực ở các gối trục: YB+YD=Pr4=1074,5 N YB..2k7 = Pr4k7 YB= YD ==537,25 N ZB+ZD=P4=2879 N Zb..2k7= P4. k7 ZB=ZD=2879/2=1439,5 N Tính momen uốn ở những tiết diện nguy hiểm (C): Muy = 162663,5Nmm. Muz = 60709,25Nmm ÞMu(C)==173622,76 N.mm Mx=351131,03Nmm Mtđ==350163,7 Nmm Dc=41,22 mm chọn dC=52mm. 2.Tính chính xác trục III: Tại tiết diện h-h: Mu= 173622,76Nmm Mx= 351131,03 Nmm d = 52mm Tra bảng 7-3b ta có: W = 12100mm3 Wo= 25900mm3 Ưngs suất pháp: sa = 173622,76/12100 = 14,34 N/mm2 Ứng suất tiếp: ta = tm = 351131,03/(2.25900) = 6,78 N/mm2 Theo bảng 7-10 ta có: ks/ea = 2,8 Þ kt/et = 1 + 0,6(ks/es - 1) = 2,08 Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất pháp: Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất tiếp: Hệ số an toàn: n= Vậy điều kiện an toàn của trục được thỏa mãn. 7.3. Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột: Mxmax=351131,03Nmm;Mumax=173622,76Nmm;d=50mm Theo công thức (4.12). và theo ct(4.11) =45<Þthoả mãn B: THIẾT KẾ THEN. Để truyền moment xoắn và truyền động từ trục đến bánh răng và ngược lại thì ta dùng then. Then là chi tiết ghép được tiêu chuẩn hóa. Ta chọn then theo TCVN 150-64 cho cả 3 trục. Vật liệu then là thép 45 và là loại then bằng. Chọn và tính then ta tiến hành như sau: Chọn tiết diện then theo đường kính trục, chiều dài then xác định bằng cách tính theo sức bền dập và cắt. Tuỳ theo điều kiện làm việc của mối ghép then (trị số và đặc tính tải trọng, trị số mômen xoắn, số lượng then... ), mỗi then không nhất thiết chỉ lắp vào những trục, có đường kính nằm trong phạm vi tương ứng với các trị số ghi trong bảng tiêu chuẩn. Đối với trục bậc khi cùng chịu một mômen xoắn nên chọn then có cùng tiết diện để việc gia công rãnh then trên trục được thuận tiện. Trong trường hợp cần thiết có thể tăng chiều dài mayơ, sao cho mối ghép then thoã mãn điều kiện bền, mà không cần lắp nhiều then hoặc lấy then có tiết diện lớn hơn. IV.B.1 Chọn tiết diện then: .Đối với trục I: Ở tiết diện C ta có đường kính trục: dm-m= 40mm. Theo bảng 7-23 ta có: b = 12 mm h = 8 mm t = 4,5 mm t1 = 3,6 mm k = 4,4mm Đối với trục II: Ở tiết diện C: Đường kính trục: dC = 45 mm. Theo bảng 7-23 ta có: b = 14 mm h = 9 mm t = 5 mm k = 5 mm t1 = 4,1 mm Đối với trục III: Ở tiết diện C có đường kính trục: dC = 52 mm. Theo bảng 7-23 ta có: b = 16 mm h = 10 mm t = 5,0 mm k = 6,2 mm t1 = 5,1 mm * Kiểm nghiệm sức bền then: Điều kiện bền dập tiếp xúc giữa then và mayơ và tiếp xúc giữa then và trục: (4.13);(4.14) Kiểm nghiệm sức bền cắt của then: (4.15) Trong đó: Mx_mômen xoắn cần truyền, (Nmm) t1_chiều sâu phần tiếp xúc giữa then và rãnh trên trục,mm k_ phần tiếp xúc giữa then và mayơ,mm t2_chiều sâu của rãnh trên mayơ,mm d_ đường kính trục,mm l_ chiều dài then,mm b_chiều rộng then,mm [s]_ứng suất dập cho phép, [s]=100N/mm2. [t]_ ứng suất cắt cho phép , [t]= 87N/mm2. Nhận xét: Trong ba công thức trên có: k< t< b Mà [s]»[t]. Vậy ta chọn công thức (4.13) để kiểm tra, nếu thoả đk (4.13) tức là thoả mãn cả ba điều kiện trên . IV.B.2. Tính chiều dài cho vị trí lắp với mayơ trên từng trục: 2.1. Trục I. MxI= 35344,22Nmm dI = 40 mm k = 3,6 mm Theo công thức 4.13: Vậy ta chọn lI=0,8.lmayơ=0,8.40=32mm là thoả mãn. 2.2. Trục II MxI= 102921,864Nmm dI = 45 mm k = 4,1 mm Theo công thức 4.13: Vậy ta chọn lII=0,8.lmayơ=0,8.67=53,6mm là thoả mãn. 2.3 Trục III MxI= 351131,03Nmm dI = 52 mm k = 5,1 mm Theo công thức 4.13: Vậy ta chọn lI=0,8.lmayơ=0,8.67=53,6mm là thoả mãn. THIẾT KẾ Ổ TRỤC Thiết kế theo trình tự sau : Từ điều kiện cụ thể chọn loại ổ. Xác định hệ số khả năng làm việc để chọn kích thước ổ. Cố định ổ trên trục và trong vỏ hộp. Chọn kiểu lắp . Thiết kế nắp ổ. Bôi trơn ổ. Điều chỉnh và tháo lắp ổ. V.1. Chọn ổ lăn. Các trục đều không có lực dọc trục tác dụng nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy. Sơ đồ phát họa cấu tạo ổ bi đỡ: V.2.Kích thước ổ: Chọn kích thước ổ theo hệ số khả năng tải và thời gian làm việc của ổ: Hệ số khả năng tải của ổ C, để tính cần nhưng yếu tố sau: Trị số, chiều và đặc tính tải trọng Vận tốc góc của vòng ổ quay, và định vòng nào của ổ quay. Thời gian phục vụ của ổ. Môi trường làm việc của ổ: Độ ẩm, nhiệt độ ... Tính C theo công thức sau: C= Q. (n.h)0,3 (5.1) Trong đó: Q_tải trọng tương đương, daN. n_ số vòng quay của ổ,(v/p) h_thời gian phục vụ của ổ, h=6,5.330.16= 34320giờ. Nếu các đầu trục dùng 1 loại ổ nhưng tải trọng tác dụng lên các ổ lại khác nhau, thì tính cho cả hai sau đó so sánh và lấy ổ nào có C lớn hơn để tiến hành chọn ổ, ổ còn lại lấy như ổ đã chọn. Ta chọn từ cở nhẹ , đến trung, đến nặng sao cho Cbảng> Ctính toán. Nếu vẫn không phù hợp thì ta chọn sang loại ổ khác. Tính Q. Q= (kv.R+ m.A). kn.kt. (5.2) Trong đó: R_tải trọng hướng tâm. A_tải trọng dọc trục. m_hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm. kt_hệ số tải trọng động, kt=1,1 kn_hệ số nhiệt đô,kn=1 kv_hệ số xét đến ảnh hưởng vòng nào của ổ là vòng quay, kv=1 Do các trục theo lí thuyết đều không có lực dọc trục do đó A= 0N Vậy công thức 5.2 thành Q= kv. kn.kt . R (5.3 V.2.1. Tính cho trục I: Sơ đồ tính ổ là:YD=4302,6N YA=1056,6N ZA=1240,15N ZD=1240,15N Với: n = nI = 1450 vòng/phút Do YD>YA Chọn vị trí ổ ở D để tính. R= Q=4477,7.1,1.1=4925,5N=492,55daN Theo công thức 5.1 ta có: C= 492,55.(1450.34320)0,3=100351,7 Theo C tính trên ta chọn loại ổ cỡ nặng dI= 50mm D=130mm; B=31mm;d2=75mm; D2=105,2mm; Đường kính bi 25,4mm; chổ vát 5mm Cbảng=108000 V.2.2. Tính cho trục II: Sơ đồ tính ổ là: ZA=2679,65N YE=78,85N YA=78,85N ZE=2679,65N Với: n = nII = 405 vòng/phút Do YE=YA Chọn vị trí ổ ở A để tính. R= Q=2680,8.1,1.1=2948,9N=294,89daN Theo công thức 5.1 ta có: C=294,89.(405.34320)0,3= 40979 Theo C tính trên ta chọn loại ổ cỡ trung dI= 45mm D=100mm; B=25mm;d2=61,7mm; D2=82,6mm; Đường kính bi 17,46mm; chổ vát 2,5mm Cbảng=57000 V.2.3. Tính cho trục III: YD=537,25N YB=537,25N ZB=1439, 5N ZD=1439,5N Sơ đồ tính ổ là: Với: n = nIII = 136 vòng/phút Do YB=YD Chọn vị trí ổ ở D để tính. R= Q=1536,49.1,1.1=1690N=169daN Theo công thức 5.1 ta có: C=169.(136.34320)0,3=16928,27 Theo C tính trên ta chọn loại ổ cỡ đặc biệt nhẹ , rộng vừa dI= 55mm D=90mm; B=18mm;d2=68mm; D2=79,6mm; Đường kính bi 10,32mm; chổ vát 2mm Cbảng=32000 V.3.Cố định ổ trên trục và trong hộp: V.3.1.Cố định ổ trên trục: Ta chỉ cố định ổ trên trục II, vì trục này cần ổ có thể tuỳ động theo trục. Để cố định ổ trên trục ta dùng phương pháp “vòng hãm lò xo”. Đây là phương pháp đơn giản và sử dụng khi các trục không chịu lực dọc trục. D 2 D 1 D d d=45mm d2=42mm m=1,7mm n=1,5mm s=1,5mm b=3,9mm d d 2 s b n m V.3.2.Cố định ổ trong vỏ hộp Đặt vòng ngoài của ổ vào mặt tỳ của nắp ổ và vòng trong của ổ vào vòng chắn dầu. V.3.Chọn kiểu lắp: Nói rõ trong phần VII : Dung sai lắp ghép V.4.Thiết kế nắp ổ : Nắp ổ có cấu tạo như hình bên V.4.1.Đối với trục I: d = 40mm ta có: Lỗ vỏ máy: D = 130mm; D1 = 150mm; D2=175mm V.4.2.Đối với trục II: d = 45mm ta có: Đối với lỗ vỏ máy: D=100mm D1=124mm ; D2=148mm. V.4.3.Đối với trục III: d = 52mm ta có: Lỗ vỏ máy: D = 90mm; D1 =114mm; D2=140mm. Tổng hợp các kích thước nắp ổ: Thông số Trục I Trục II Trục III D mm D1 mm D2 mm d3 mm Số lượng 130 150 175 M8 6 100 124 148 M8 6 90 114 140 M8 6 Nắp ổ không kín: có cấu tạo hoàn toàn như nắp kín nhưng chiều dày thành hộp của nắp phải thích hợp để tạo rãnh nhằm lắp phớt dầu vào ngăn kín mỡ trong ổ. V.5.Bôi trơn ổ lăn: Bôi trơn bộ phận ổ nhằm mục đích giảm ma sát giữa các chi tiết lăn, chống mòn, tạo điều kiện thoát nhiệt tốt, bảo vệ bề mặt làm việc của chi tiết không bị han gỉ, giảm tiếng ồn và bảo vệ ổ khỏi bụi bặm. Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ vì vận tốc bộ truyền bánh răng thấp. Dùng mỡ loại T có nhiệt độ làm việc (60¸100)oC, lượng mỡ chiếm 2/3 chổ trống của bộ phận ô, không nên cho mở quá nhiều sẽ làm tăng nhiệt độ của ổ, cũng không được quá ít, bôi trơn không tốt. Để mỡ không bị chảy ra ngoài và để ngăn không cho dầu chạy vào bộ phân ổ ta dùng vòng chặn dầu. b D d Khi tra thêm mỡ có thể dùng những nút hoặc vú mỡ, hoặc tháo nắp ổ. Cần thay mỡ hoàn toàn sau một thời gian nhất định, thường thay mỡ lúc sữa chữa định kỳ. Lót kín bộ phận ổ nhằm mụa đích bảo vệ bộ phận ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, phoi kim loại. Để che kín các đầu trục ta dùng vòng phớt cao su loại đơn giản nhất. Kích thước vòng phớt: Trục d d1 d2 D a b So I 30 31 29 43 6 4,3 9 II 45 46 44 64 9 6,5 12 PhầnVI:CHỌN NỐI TRỤC. VI.1.Chọn và kiểm tra sức bền: 1.Chọn loại nối trục: Khớp nối trục dùng để nối cố định trục I và động cơ.Chỉ khi nào dừng máy, tháo khớp nối trục ra thì các trục mới rời nhau ra được. Ơ đây ta chọn nối trục vòng đàn hồi vì nó có một số ưu điểm sau: - Kết cấu đơn giản, dễ chế tạo - Giá thành rẽ - Giảm va đập và chấn động - Đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây ra - Bù lại độ lệch trục. Căn cứ vào moment xoắn MXI của trục I theo bảng 9-11 ta có các kích thước nối trục vòng đàn hồi: MT=k.Mx=9,55.106.kNbt /nbt, Nmm (6.1) Trong đó: MT_mômen xoắn tính Mx_mômen xoắn danh nghĩa k_ hệ số tải trọng động n_ số vòng quay của trục. Nbt_công suất truyền của động cơ điện. Nbt=Nđc.hcặpổ lăn=5,5.0,955=5,25Kw nbt = 1450 vòng/phút k= 1,25 ÞMT=9,55.106.1,25.5,25 / 1450=43242,56Nmm=43,24256Nm Chọn khớp nối: D = 170 mm dc =18 mm do= 36 mm lc = 42 mm l £ 112 mm ren M12 c = 6 mm số chốt Z = 6 Vòng đàn hồi có: Dv = 35 mm lv = 36 mm VI.2.Kiểm tra sức bền: VI.2.1Kiểm tra sức bền dập của vòng đàn hồi: Sinh ra giữa chốt và vòng cao su (6.2) Với: K =1 là hệ số tải trọng động. Z_số chốt. d0_đường kính chổ lắp chốt bọc vòng đàn hồi. dc_đường kính chốt lv_chiều dài toàn bộ vòng đàn hồi. [s]d_ứng suất dập cho phép của vòng cao su, [s]d=2¸3N/mm2 Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt: Do = D - do - 14 = 170 - 36 - 14 = 120 mm. Þ [s]d = (2 ¸ 3) N/mm2 Þ thỏa mãn. VI.2.2. Kiểm tra sức bền uốn của chốt: su < [s]u = (60 ¸ 80) N/mm2 Þ thỏa mãn VI.3.Sơ đồ chốt nối trục: PhầnVII: THIẾT KẾ CẤU TẠO CÁC CHI TIẾT MÁY BÔI TRƠN VÀ LẮP GHÉP HỘP GIẢM TỐC VII.1.Vỏ hộp giảm tốc: Chọn vỏ hộp đúc bằng gang, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường tâm các trục để việc lắp ghép dễ dàng. Bất kỳ loại vỏ hộp nào cũng có cấu trúc như sau: Thành hộp Nẹp Mặt bích Gối đỡ ổ Hình dạng của nắp và thân hộp dược xác định chủ yếu bởi số lượng và kích thước của các bánh răng, vị trí mặt ghép và sự phân bố của trục trong hộp. Trước khi thiết kế cấu tạo vỏ hộp chúng ta đã biết kích thước của các bánh răng và trục. Sau khi quyết định các vị trí tương đối của trục trong không gian, trên hình vẽ biểu diễn các cặp bánh răng ăn khớp với nhau. Giữa thành trong của hộp và bánh răng cần có khe hỏ. Đối với vỏ hộp đúc bằng gang, khe hở trên lấy bằng: D = 1,1.d = 12 mm. Các kích thước của các phần tử cấu tạo vỏ hộp đúc bằng gang: Chiều dày thành thân hộp: d = 0,025.A + 3 = 11 mm Chiều dày thành nắp hộp: d1 = 0,02.A + 3 = 9 mm Lấy d=d1=10mm Chiều dày mặt bích dưới của thân hộp: b = 1,5.d = 15 mm Chiều dày mặt bích trên của nắp hộp: b1 = 1,5.d1= 15 mm Chiều dày mặt đế có phần lồi: p1 = 2.35.d = 23,5 mm p2 = 2,5.d = 25 mm Chiều dày gân ở thân hộp: m = 1.d = 10 mm Chiều dày gân ở nắp hộp: m1 = 1.d1= 10 mm Đường kính các bulông: - Bu lông nền dn = 20mm - Ở cạnh ổ: d1 = 0,7.dn = 14 mm - Ghép các mặt bích nắp và thân: d2 = 0,5.dn = 10 mm - Ghép nắp ổ: d3 = 0,4.dn = 8 mm - Ghép nắp cửa thăm: d4 = 0,4.dn = 8 mm Khoảng cách C1 từ mặt ngoài của vỏ đến tâm bulông dn, d1, d2 Theo bảng 10-10a: Bulông C1min C2min Do Romaxx rmax M20 26 23 38 8 5 M14 20 17 28 8 5 M10 16 13 20 5 3 M8 13 11 17 5 3 Để bụi bặm trong dầu đã lắng xuống đáy hộp không bị khuấy động, khe hở giữa bánh răng và đáy hộp ta chọn 5.d = 55 mm. Chiều rộng mặt bích K: không kể chiều dài thân hay nắp hộp K=C1+C2 VII.2.Ghép nắp và thân hộp: Nắp hộp và thân hộp được ghép bằng bulông. Kích thước chỗ ghép bulông như đã trình bày ở trên. Phần vỏ hộp làm gối đỡ trục có lỗ hình trụ tròn có cấp chính xác là 2. Khi xiết bulông để ghép nắp và thân hộp có thể làm cho vị trí tương đối giữa nắp và thân bị sai lệch chút ít và có thể làm cho vòng ngoài của ổ có độ cứng thấp bị biến dạng. Đây là nguyên nhân làm cho ổ chóng hỏng. Ngoài ra mặt mút của gối đỡ cũng có thể không trùng nhau do đó nắp ổ tỳ vào vòng ngoài bị sai lệch. Để khắc phục hiện tượng này ta dùng 2 chốt định vị. Mối ghép nắp và thân hộp được mài hoặc cạo để lắp sít, khi lắp giữa hai mặt này không dùng đệm lót (vì cần đảm bảo kiểu lắp của ổ vào vỏ hộp) mà thường tráng một lớp thủy tinh lỏng hoặc một lớp sơn đặc biệt. Chiều dài của phần gối đỡ không những phụ thuộc vào chiều dày của thành hộp, chiều rộng của mặt bích để ghép bulông mà còn phụ thuộc vào cấu tạo của bộ phận ổ như chiều rộng ổ, chiều cao của nắp ổ, chiều rộng vòng chắn dầu khi bôi trơn ổ bằng mỡ. VII.3.Những vấn đề khác của cấu tạo vỏ hộp: VII.3.1.Bulông vòng: Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc ta lắp các bulông vòng trên nắp hoặc làm vòng móc.Vòng móc có thể làm trên nắp hoặc trên thân hộp. Bảng 10-11a cho ta chọn kích thước bulông vòng theo khối lượng hộp giảm tốc ở bảng 10-11b: Bulông vòng M16 có các thông số sau: d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l f c M16 63 35 14 35 22 30 12 8 32 2 2 120 ° d d 5 h 1 h 2 d d 4 d 2 d 1 l c f h d3 VII.3.2. Cửa thăm: R K B A B1 A=150mm; B=100mm; K=120mm; R=12mm;B1=140mm Vít M8´22, số lượng 4 cái. Để quan sát các chi tiết máy trong hộp và rót dầu vào hộp, trên đỉnh nắp hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm đậy lại bằng nắp, kích thước nắp cửa thăm chọn theo bảng 10-12. Trên nắp có gắn lưới lọc dầu. Để có định hộp giảm tốc trên bệ máy, ở thân hộp có làm chân đế. Mặt chân đế không làm phẳng mà làm 2 dãy lồi song song hoặc những phần lồi nhỏ nhằm giảm tiêu hao vật liệu, giảm thời gian gia công và tạo khả năng lưu thông không khí qua đáy hộp để thoát nhiệt tốt hơn. Mặt chân đế mặc dầu đã làm dày hơn thành hộp nhưng khi vận chuyển có thể làm đế bị gãy, hơn nữa do sự khác nhau về tiết diện phôi đúc có thể xảy ra những khuyết tật như rỗ khí, rạn nức...Vì vậy để tăng độ cứng của đế và của vỏ hộp nên làm thêm các đường gân. VII.3.3. Nút tháo dầu: Thân hộp chứa dầu để bôi trơn. Sau một thời gian làm việc, dầu bị bẩn (do bụi bặm hoặc mòn) hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ ta làm ở đáy hộp một lỗ tháo dầu, lúc bình thường lỗ được đậy kín bằng nút tháo dầu. Đáy hộp làm nghiêng 2o về phía lỗ tháo dầu và ngay chỗ lỗ tháo dầu làm lõm xuống một ít. Theo bảng 10-14 ta có kích thước nút tháo dầu: d b m a f L e q D1 D s l M16´1,5 12 8 3 3 23 2 13,8 16 26 17 19,6 VII.4.Bôi trơn hộp giảm tốc: VII.4.1.Bôi trơn bộ phận ổ: Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ vì vận tốc của bộ truyền bánh răng thấp, không thể dùng phương pháp phun tóe dầu để hút dầu trong hộp vào bôi trơn bộ phận ổ. Có thể dùng mỡ loại T có nhiệt độ làm việc từ 60 ¸ 100°C và số vòng quay của ổ đạt từ 300 ¸ 1500 vòng/phút. Lượng mỡ chứa 2/3 chỗ trống của bộ phận ổ. Để mỡ không chảy ra ngoài và ngăn không cho dầu bôi trơn vào bộ phận ổ ta dùng vòng chặn dầu. VII.4.2.Bôi trơn hộp giảm tốc: 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. Việc chọn hợp lý loại dầu, độ nhớt và hệ thống bôi trơn sẽ làm tăng tuổi thọ của các bộ truyền tức là nâng cao thời gian sử dụng máy. Ở đây là bôi trơn bộ truyền bánh răng. Do vận tốc nhỏ nên ta chọn phương pháp ngâm các bộ truyền bánh răng trong dầu với mức thấp nhất của dầu không cao hơn 1/3 bán kính của bánh răng lớn nhất. Hmin = 50 + 1/3.137 » 100 mm. Theo bảng 10-20 ta chọn loại dầu AK-20. Phần VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP, CHỌN CÁC KIỂU LẮP TRONG MỐI GHÉP VIII.1. Mối ghép giữa trục và mayơ: Lắp theo hệ thống lỗ. Là mối ghép trung gian, để cho việc lắp ghép dể dàng. Nhưng mối ghép trung gian này cần có độ dôi lớn hơn độ hở để đảm bảo nhiệm vụ truyền mômen xoắn. Ta không dùng mối ghép có độ dôi là vì, khó tháo lắp, thay thế. Mà để truyền mômen xoắn thì ta dùng then. Vậy ta chọn mối ghép giữa trục và mayơ là fTH7/k6. VIII.2 Mối ghép giữa then và rãnh trên trục: Lắp theo hệ thống trục Then dùng để truyền mômen xoắn nên ta chọn kiểu lắp có độ dôi là chủ yếu Vậy ta chọn kiểu lắp bthenN9/h9 VIII.3. Mối ghép giữa then và rãnh trên mayơ: Lắp theo hệ thống trục. Có độ hở là chủ yếu để dể lắp ráp. Đồng thời có độ hở để bù trừ cho sai số của rãnh. Vậy chọn kiểu lắp bthenJs9/h9 VIII.4. Mối ghép giữa vòng trong ổ và trục Lắp theo hệ thống lỗ Là mối ghép trung gian, có độ dôi là chủ yếu, vì vòng trong quay theo trục. Có cấp chính xác cao vì vòng ổ được chế tạo rất chính xác. Chọn kiểu lắp: fô1 H6/k6 VIII.5. Mối ghép giữa vòng ngoài ổ và lỗ trên thân hộp: Lắp theo hệ thống trục Mối ghép trung gian Có độ hở tương đối để cho vòng ngoài ổ dịch chuyển khi chịu va đập, sẽ làm cho ổ mòn đều, vì tính chất chịu tải của vòng ngoài ổ là cục bộ Chọn kiểu lắp fô2Js7/h6. VIII.6. Mối ghép giữa nắp ổ và lỗ trên thân hộp: Lắp theo hệ thống lỗ Lắp lỏng có độ hở lớn Chọn kiểu lắp fnH8/d9 VIII.7. Mối ghép giữa vòng dầu và trục. Lắp theo hệ thống lỗ Có độ hở tuỳ ý Chọn fdH9/d9. PhầnIX: TÍNH VÀ CHỌN DUNG SAI CHẾ TẠO TRỤC Thiết kế trục gồm 2 giai đoạn: S Giai đoạn 1: Xác định các kích thước danh nghĩa của trục: sơ bộ, gần đúng và chính xác. Các kích thước phi tuyến di ( i = 0 ¸ 4 ) Các kích thước tuyến tính Ti ( i = 0 ¸ 5 ) Để xác định kích thước di thì ta xác định d1 sau đó điều chỉnh d1 để có các kích thước di còn lại. Cần tăng tiết diện trục ở những chổ có rảnh then. Để xác định các kích thước Ti ta cần vận dụng lý thuyết về chuỗi kích thước để tính. Các Ti phải chọn làm sao để dể tính toán, dể xác định trị số của nó. Ti chọ thế nào để dễ chế tạo, các nguyên công tiện cắt gọt thuận nhất. S Giai đoạn II: Xác định các kích thước chế tạo của di , Ti và dung sai của divàTi. * Xác định kích thước chế tạo của di: Các kích thước danh nghĩa của đường kính trục: d1 =59 mm d =45 mm d2 = 50 mm d3 = 45 mm d4 =43 mm d5=40mm d , d1 có dung sai tự do d = 45mm;d1=59mm Để tính các kích thước di còn lại thì ta phải biết mối ghép giữa truc với chi tiết. d2=50k6= d3=45k6= d4=43k6= d5=40k6= * Xác định kích thước chế tạo Ti: Các kích thước danh nghĩa chiều dài trục: Các khâu thành phần: T1 = 50 [mm] T2 = 175 [mm] T3 = 76 [mm] T4 = 44 [mm] T5=92 [mm] T6=108[mm] Để xác định các kích thước Ti ta phải giải các chuỗi kích thước đã lập với việc chọn dung sai của các khâu khép kín. Các khâu khép kín: A1=1 -0,900 mm Các khâu khác: A2=2+0,500 mm N = 24mm A3=2+0,500 mm N1=N2=10mm A4=1-0,500mm Ô1=Ô2=25mm A5= C1=18mm ; C2=70mm A6=2+0,500 mm B=78mm ; LN=110mm; H1=287mm Giải bài toán nghịch theo phương pháp đổi lẫn chức năng hoàn toàn Hệ số cấp chính xác am: (9.1) Trong đó tra trong bảng 9.1(III_114) Tính am ta sẽ chọn cấp chính xác gần với giá trị am nhất. Đó là cấp chính xác chung của các khâu thành phần: Khâu tăng tra theo hệ thống lỗ Khâu giảm tra theo hệ thống trục. Chừa lại một khâu để giải là khâu thành phần thứ k. Dung sai của khâu thành phần được tính (9.2) Từ (9.3) Sai lệch của khâu Ak được tính: Nếu Ak là khâu tăng: (9.3)Þ (9.4) ESi:Sai lệch trên của khâu tăng eij: Sai lệch dưới của khâu giảm. (9.5) Nếu Ak là khâu giảm (9.3)Þ (9.6) (9.7) S Lập chuỗi kích thước có chứa T1: N1 Ô1 C1 T1 B C2 Ô2 A1 N2 H1 H1=287mm H1=N1+Ô1+C1+B+T1+ N2+Ô2+C2+A1. H1 là khâu tăng Còn lại là các khâu giảm. Từ công thức (9.1) Vậy a » 64 tương ứng với cấp chính xác 10 Tra cho tất cả các khâu thành phần, chừa lại khâu T1 là khâu giảm để giải. O1=O2=25h10=25-0,084mm N1=N2=10h10=10-0,058mm C1=18h10=18-0,07mm C2=70h10=70-0,12mm B=78h10=78-0,12mm H1=287H10=287+0,21 mm Tính khâu T1 Theo công thức (9.2) TT1=0,9-(0,058.2+0,084.2+0,07+0,12.2+0,21)=0,096 Theo công thức (9.6) eiT1=0+0,21+(0,058.2+0,084.2+0,07+0,12.2)=0,804 esT1=0,804+0,096=0,9 Vậy T1= S Lập chuỗi kích thước có chứa T2: A2 Ô2 C2 B T2 T2 = A2 + Ô2 + C2 + B = 175mm T2 là khâu tăng O2 , C2 , B là khâu giảm Ô2=25h10=25-0,084mm C2=70h10=70-0,12mm B =78h10=78-0,12mm Từ công thức (9.1) Vậy a » 64 tương ứng với cấp chính xác 10 Vậy với O1,C1,B1 tính ở chuỗi 1 ccx 10 là thoã mãn. Theo công thức (9.2) TT2=0,5-(0,12.2+0,084)=0176 Theo công thức9.4. ÞEST2=0,5-(0,12.2+0,084)=0,176 EIT2= EST1- TT1=0 Vậy T2=175 +0,176mm S Lập chuỗi kích thước T3: A3 B T3 T3=B-A3 T3 = 76mm khâu giảm B là khâu tăng B = 78H10=78 +0,12 mm Từ công thức (9.1) a » 100 cấp chính xác11 ÞB thoã mãn Þ kích thước chế tạo T3: Theo công thức9.2. TT3=0,5-0,12=0,38 Theo công thức (9.6) eiT3 = -0,5+0,12=-0,38 esT3 = 0 Vậy, kích thước chế tạo T3 = 76mm S Lập chuỗi kích thước T4 : A4 Ô4 C4 T4 Từ công thức (9.1) a » 100 cấp chính xác11 Vậy O1=25h10=25-0,084mm C1=18h10=18-0,07mm Theo công thức (9.2) ÞTT4=0,5-(0,084+0,07)=0,3456 T4_ là khâu tăng Theo công thức (9.4) EST3=0-(0+0,084+0,07)=-0,154 EIT3=-0,5 Vậy T4=44mm S Lập chuỗi kích thước T5: A5 N N1 C1 Ô1 T5 O1=25h10=25-0,084mm N1=10h10=10-0,058mm C1=18h10=18-0,07mm N=24mm;A5=15 Theo công thức (9.1) Vậy a » 100 ccx11 Các kích thước thoã mãn, còn lại N=24h11=25 -0,13 mm Theo công thức (9.2) TT5=0,5-(0,058+0,07+0,084+0,13)=0,158 Theo công thức (9.4) EST5=0-(0+0,058+0,07+0,084+0,13)= - 0,342 ÞEIT5=-0,342-0,158=-0,5 Vậy T5=mm S Lập chuỗi kích thước T6: A6 T6 LN LN=110mm;T6=108mm Theo công thức 9.1: Vậy chọn a»100 tương ứng ccx11 Þ LN=110H11=110+0,22mm T6 là khâu giảm Theo công thức 9.2: TT6=0,5-0,22=0,28 Theo công thức 9.6 eiT6=-0,5+0,22=-0,28 ÞesT6=0 Vậy T6=108-0,28mm *Vậy bản vẽ chế tạo trục I có các kích thước Ti là: T1= T2=175 +0,176mm T3 = 76mm T4=44mm T5=mm T6=108-0,28mm. TÀI LIỆU THAM KHẢO 1. Sách Thiết kế Chi Tiết Máy {Nhà xuất bản giáo dục - 1999} Tác giả: Nguyễn Trọng Hiệp - Nguyễn Văn Lẫm 2. Sách Chi Tiết Máy T1 , T2 {Nhà xuất bản giáo dục - 1999} Tác giả: Nguyễn Trọng Hiệp 3. Các sách dung sai Chế Tạo Máy {Ninh Đức Tốn} 4. Sách sổ tay công nghệ chế tạo máy. Trong quyển thuyết minh này, các công thức đều tham khảo trong sách Thiết kế Chi Tiết Máy.