Đề tài Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

   Chọn sơ bộ tỉ số truyền: -Tỉ số truyền hộp giảm tốc trục vis – bánh răng: uh = 40 -Tỉ số truyền bộ truyền đai: ud = 3,5 -Tỉ số truyền chung: uch = uh.ud = 40.3,5 = 140 -Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nlv.uch = 18,18. 140 = 2545,2 vòng/phút Theo bảng P1.3 sách „TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ‟ của TRỊNH CHẤT – LÊ VĂN UYỂN, ta chọn động cơ sau: Động cơ Công suất (kW) Vận tốc quay (vòng/phút) cosυ η (%) max dn T T k dn T T 4A112M2Y3 7,5 2922 0,88 87,5 2,2 2 B/ PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN -Chọn tỉ số truyền của hệ thống 2922 160,73 18,18   dcch lv n u n Chọn ud = 3,5 → 160,73 45,92 3,5   chh d u u u Chọn utv =20 → 45,92 2,3 20   hbr tv u u u  Tính toán công suất trên các trục -Trục 3: 3 5,85 5,97 kW . 0,99.0,99 lv ol k P P     -Trục 2: 3 2 5,97 6,28 kW . 0,99.0,96ol br P P     -Trục 1: 2 1 6,28 7,93 kW . 0,99.0,8ol tv P P     7 -Trục động cơ: 1 7,93 8,34 kW 0,96.0,99 dc d ol P P      Tính toán số vòng quay các trục: -Trục 1: 1 2922 834,86 vòng / phút 3,5   dc d n n u -Trục 2: 1 2 834,86 41,74vòng / ú 20    tv n n ph t u -Trục 3: 2 3 41,74 18,15 vòng / ú 2,3    br n n ph t u  Tính momen xoắn trên các trục: -Trục động cơ: 6 6 8,349,55.10 . 9,55.10 . 27257,70 N.mm 2922   dcdc dc P T n -Trục 1: 6 61 1 1 7,93 9,55.10 . 9,55.10 . 90711,62 N.mm 834,86    P T n -Trục 2: 6 62 2 2 6,28 9,55.10 . 9,55.10 . 1436847,15 N.mm 41,74    P T n -Trục 3: 6 63 3 3 5,97 9,55.10 . 9,55.10 . 3141239,67 N.mm 18,15    P T n -Trục công tác: 6 6 5,859,55.10 9,55.10 3078099,17 N.mm 18,15   lvlv lv P T n BẢNG ĐẶC TÍNH Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục công tác Công suất P (kW) 8,34 7,93 6,28 5,97 5,85 Tỉ số truyền u 3,5 20 2,3 1 Số vòng quay n (vòng/phút) 2922 834,86 41,74 18,15 18,15 Momen xoắn T (N.mm) 27257,70 90711,62 1436847,15 3141239,67 3078099,17 8 PHẦN 2 THIẾT KẾ ĐAI THANG  Thông số kĩ thuật: P1 = 8,34 kW n1 = 2922 vòng/phút u = 3,5 1/ Chọn thông số dây đai Theo hình 4.22, ta chọn đai loại A, có thông số: Dạng đai Kí hiệu bp, mm b0, mm h, mm y0, mm A, mm 2 Chiều dài đai, (mm) T1, N.mm D1, mm Đai thang A 11 13 8 2,8 81 560 ÷ 4000 11 ÷ 70 100 ÷ 200 2/ Chọn đường kính bánh đai d1, d2 theo tiêu chuẩn Đƣờng kinh bánh đai nhỏ d1 = 1,2.dmin = 1,2.100 = 120 mm. Theo tiêu chuẩn ta chọn d1 = 140 mm -Vận tốc đai: 1 1.d .n 3,14.140.2922v 21,41 m/s 60000 60000     < 25 m/s Giả sử ta chọn hệ số trƣợt tƣơng đối 0,01  Đƣờng kính bánh lớn: 2 1d ud (1 ) 3,5.140.(1 0,01) 485,1 mm     -Theo tiêu chuẩn, chọn d2 = 500 mm -Ta tiến hành tính lại tỉ số truyền thực tế     2 t 1 d 500 u 3,61 d 1 140 1 0,01      9 Sai số: t(u u) 3,61 3,5u .100% .100% 3,1 % u 3,5       < 4%, nên sai số chấp nhận đƣợc. 3/ Chọn sơ bộ khoảng cách trục -Khoảng cách trục nhỏ nhất: 0,55(d1+d2) + h = 0,55.(140+500) + 8 = 360 mm -Khoảng cách trục lớn nhất: 2(d1 + d2) = 2(140 + 500) = 1280 mm Điều kiện: 360 a 1280 mm  Chọn sơ bộ a = d2 = 500 4/ Tính chiều dài đai L Chiều dài tính toán của đai: 2 2 1 2 2 1(d d ) (d d ) 3,14.(140 500) (500 140)L 2a 2.500 2070,11 mm 2 4a 2 4.500             Theo bảng 4.3, ta chọn L =2240 mm 5/ Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s 1 1v 21,41i 9,56 s < 10 s L 2,24     6/ Tính lại a theo tiêu chuẩn Ta tiến hành tính lại khoảng cách trụca theo chiều dài L ta vừa chọn đƣợc: 2 2k k 8 a 4     Trong đó    1 2d d 3,14. 140 500 k L 2240 1234,69 2 2         2 1d d 500 140 180 2 2       a 589,88 mm  10 Giá trị a vẫn nằm trong khoảng giá trị cho phép. 7/ Tính góc ôm đai α1 02 1 1 57(d d ) 57(500 140) 180 180 145,21 a 589,88         8/ Tính số đai z -Hệ số xét đến ảnh hƣởng góc ôm đai:  1 /110 145,21/110C 1,24 1 e 1,24(1 e ) 0,91       -Hệ số xét đến ảnh hƣởng vận tốc: 2 2 vC 1 0,05(0,01v 1) 1 0,05(0,01.21,41 1) 0,82       -Hệ số xét đến ảnh hƣởng tỉ số truyền u: Cu = 1,14 vì u = 3,5 > 2,5 -Hệ số xét đến ảnh hƣởng số dây đai Cz, ta chọn sơ bộ bằng 0,9 -Hệ số xét đến ảnh hƣởng chế đọ tải trọng: Cr = 0,7 (làm việc 2 ca) -Hệ số xét đến ảnh hƣởng chiều dài đai: Theo đồ thị hình 4.21a, chọn [P0] = 3,5 kW khi d = 140 mm và đai loại A -Số dây đai đƣợc xác định theo công thức   1 0 u L z r v P 8,34 z 4,23 P C C C C C C 3,5.0,91.1,14.1,05.0,9.0,7.0,82    Chọn z = 5 9/ Tính chiều rộng và đường kính ngoài bánh đai Thông số tra bảng 4.4 -Chiều rộng bánh đai B= (Z – 1)e +2f = (5-1)15+2.10 = 80 mm 66 L 0 L 2240 C 1,05 L 1700    11 -Đƣờng kính ngoài bánh đai da = d + 2b = 140 + 2.3,3 = 146,6 mm 10/ Lực tác dụng lên bánh đai -Lực căng đai ban đầu: -Lực căng mỗi đai 0F 607,5 121,5 5 5   -Lực vòng có ích: 1 t 1 1000P 1000.8,34 F 389,54 N v 21,41    -Lực vòng trên mỗi đai: 77,91 N -Lực tác dụng lên trục: 1 r 0 145,21 F 2F sin 2.607,5.sin 1159,43 N 2 2             PHẦN 3 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN A . BỘ TRUYỀN TRỤC VÍT a/ Thông số kỹ thuật Công suất trên trục vít P1 =7,93 kW Công suất trên bánh vít P2 = 6,28 kW Tỉ số truyền utv = 20 Moment xoắn trên trục vít T1 = 90711,62 N.mm Moment xoắn trên bánh vít T2 =1436847,15 N.mm Số vòng quay của trục vít n1 = 834,86 vòng/phút Số vòng quay của bánh vít n2= 41,74 vòng/phút Thời gian làm việc Lh = 8.300.16 = 38400 giờ Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh b/ Tính toán 0 1 0F zA 5.81.1,5 607,5 N    12 Khác với bộ truyền bánh răng,bộ truyền trục vít có dạng hỏng chủ yếu là dính răng và mòn răng và tính toán thiết kế cho bộ truyền trục vít kín và hở đều theo độ bền tiếp xúc nhƣng có hệ số hiệu chỉnh cho phù hợp thực tế. Vật liệu cho bộ truyền phải có tính chống dính cao, trục vít bằng thép còn bánh vít bằng đồng thau hoặc gang. 1. Dự đoán vận tốc trượt vS– chọn vật liệu    1 33 S 25 5 3,7 4,6 n 3,7 4,6 834,86 v T 1436847,15 10 10 3,49 4,33 m/s 4 m/s        Với vS ≤ 5 m/s và tra phụ lục 6.1[2] và bảng 7.8[1] ta chọn : -Trục vít : thép C45,HRC>45 đƣợc tôi để tăng độ cứng và đƣợc mài bóng. -Bánh vít :Đồng thanh không thiếc BrAlFe9-4, đúc trong khuôn cát có σch = 200 Mpa, σb = 400 Mpa -Cấp chính xác của bộ truyền là 8 (bảng 7.4[1] ) 2. Xác định ứng suất cho phép Bánh vít kém bền hơn trục vít nên ta tính toán cho bánh vít. *Ứng suất tiếp xúc cho phép Bánh vít đƣợc chế tạo từ đông thanh không có thiếc b 300MPa  , ứng suất cho phép [σ] đƣợc chọn theo điều kiện tránh dính. [σH] = (276 ÷ 300) – 25vs = (276 ÷ 300) – 25.4 =170 † 200 ≈ 180 MPa *Ứng suất uốn cho phép Ứng suất cho phép [σF] của bánh vít xác định theo công thức 7.28       6 6 99 F ch b 7 FE 10 10 0,25. 0,08 0,25.200 0,08.400 56,63 MPa N 2,8.10         Trong đó: σch = 200 Mpa, σb = 400 Mpa là giới hạn chảy và giới hạn bền của vật liệu NFE là số chu kỳ tải trọng tƣơng đƣơng 13 n i i i 1 FE h 2 n i i 1 7 9 9 9 T t T N 60L n t 1 15 0,5 37 60 38400 41,74 2,8.10 15 37                     3/ Chọn số ren z1 , tính số ren z2 , chọn sơ bộ hiệu suất Số mối ren z1 trên trục vít, utv =20 trong khoảng 16÷30 nên z1 = 2 Số răng trên bánh vít z2 = u . z1 = 20.2 = 40 Hệ số đƣờng kính q của trục vít phải thỏa điều kiện 0,4 ≥ q/z2 ≥ 0,22 Ta chọn q = 0,26z2 = 0,26.40 = 10,4 Theo tiêu chuẩn chọn q=10 ( bảng 7.2[1] ) Hiệu suất sơ bộ tvu 200,9(1 ) 0,9(1 ) 0,81 200 200      4/ Tính khoảng cách trục aw theo độ bền tiếp xúc và chọn modun m H W 2 23 H2 2 2 3 K Tq 170 a 1 z [ ] q / z 10 170 1,484 1436847,15 1 245,85 mm 40 180 10 / 40                               Trong đó KH = KV . Kβ = 1,4 . 1,06 = 1,484 KV là hệ số tải trọng động, tra theo vS và cấp chính xác (bảng 7.6[1]) KV = 1,4 Kβ là hệ số tập trung tải trọng, Kβ = 1,06÷1,2, chọn Kβ = 1,06 Mođun W 2 2a 2 245,85 m 9,8 z q 40 10       Chọn tiêu chuẩn m = 10 Tính lại aw theo m tiêu chuẩn 14 2 W z q 40 10 a m 10 250 mm 2 2        Chọn tiêu chuẩn aW =250 mm Hệ số dịch chỉnh x trong khoảng ±0,7 để không cắt chân răng và nhọn đỉnh răng.    W 2 a 250 x 0,5 q z 0,5 10 40 0 m 10        Vậy khoảng cách của bộ truyền aw= 250 mm 5/ Kích thước của bộ truyền Thông số kĩ thuật Công thức Trục vít Đƣờng kính vòng chia d1 = m.q = 10.10 = 100 mm Đƣờng kính vòng đỉnh da1 = d1+2m = 100+2.10= 120 mm Đƣờng kính vòng đáy df1 = d1-2,4m = 100-2,4.10 = 76 mm Góc xoắn ốc vít γ γ = arctg(z1/q) = arctg(2/10) = 11,31 o Chiều dài phần cắt ren trục vít b1 ≥ (C1+C2.z2)m = (11+0,06.40)10 = 134 mm Bánh vít Đƣờng kính vòng chia d2 = m.z2 = 10.40 = 400 mm Đƣờng kính vòng đỉnh da2 = m(z2+2) = 10(40+2) = 420 mm Đƣờng kính vòng đáy df2 = m(z2-2,4) = 10(40-2,4) = 376 mm Khoảng cách trục aW = 0,5m(q+z2) = 0,5.10(10+40) = 250 mm Đƣờng kính lớn nhất bánh vít daM2 ≤ da2+6m/(z1+2) = 435 mm Chiều rộng bánh vít b2 ≤ 0,75da1= 90 mm 6/ Kiểm nghiệm vận tốc trượt,hệ số tải trọng và hiệu suất 2 2 2 21 S 1 m n 10 834,86 v z q 2 10 4,37 m/s 19500 19500        Vẫn thỏa cấp chính xác đã chọn Hệ số tải trọng tính theo bảng 7.6[1]: KV =1,4 ; Kβ = 1,06 Hiệu suất tính theo công thức : tan tan11,31 0,83 tan( tan(11,31') 1,62)         Trong đó góc ma sát có thể tra theo bảng 7.5[1] hoặc tính theo công thức 0,36 0,36 O S' arctg(0,048 / v ) arctg(0,048 / 4,37 ) 1,62    15 7/ Kiểm nghiệm ứng suất uốn Số răng tƣơng đƣơng bánh vít 2 V2 3 3 z 40 z 42,42 cos cos 11,31     Chọn hệ số dạng răng YF =1,55 theo bảng 7.10[1] Kiểm nghiệm độ bền uốn của bánh vít   2 F F F 2 2 F 1,2T Y K 1,2 1436847,15 1,55 1,484 d b m 400.90.10 11,02 MPa< 53,63 MPa          Trong đó hệ số tải trọng tính KF = KH =1,484 8/ Giá trị các lực tác dụng lên bộ truyền -Lực dọc trục 2 1 2 2 a t 2T 2.1436847,15 F F 7184,24 N d 400     -Lực vòng    1 2 t2t aF F F tg ' 7184,24 tg 11,31 1,62 1649,37 N        -Lực hƣớng tâm 1 2 t2r rF F F tg 7184,24 tg20 2614,85 N      Kiểm tra độ bền uốn của trục,theo bảng 7.11[1] chọn [σF] = 65 MPa   2 2 2 2 F 1 F 3 3 f1 F 32 M 0,75T 32 470919,83 0,75 90711,62 d .76 11,08 MPa 65 MPa             Với MF là tổng moment uốn tƣơng đƣơng 2 2 1 1 11 F 2 2 t arF l F dF lM 4 4 4 1649,37 400 2614,85 400 7184,24 100 470919,83 Nmm 4 4 4                              9/ Kiểm nghiệm độ cứng trục vít 16 Trục vít đƣợc khảo sát nhƣ trục khi tính toán theo độ cứng với đƣờng kính tính toán theo vòng đáy df1. Độ võng trục vít đƣợc xác định theo công thức 3 2 2 3 6 1 1 2 2 5 t e rl F F y [y] 48E J 400 2614,85 1649,37 48 2,1 10 2,2.10 0,0088 mm<[y] (0,001 0,05)m             trong đó l là khoảng cách giữa 2 ổ, chọn sơ bộ l=(0,9…1)daM2 = 400 mm E là modun đàn hồi vật liệu trục vít bằng thép E=2,1.10 5 MPa Je là moment quán tính tƣơng đƣơng mặt cắt trục vít 41 4 f1 f1 6 4 a e 0,625d 0,625 120 0,375 d 0,375 .76 d 76 J 64 64 2,2.10 mm                 10/ Tính toán nhiệt 1 1 0 1 T O O 1 1000P (1 ) t t [t ] K A(1 ) 1000 7,93(1 0,83) 30 64,29 C [t ] 95 C 16 1,89.(1 0,3)               Trong đó [t1] ≤ 95 o C là nhiệt độ làm việc cho phép tùy vào dầu bôi trơn. KT là hệ số tỏa nhiệt có giá trị 12÷18 ( W/m 2 . o C) A diện tích bề mặt thoát nhiệt 1,7 1,7 2 WA 20a 20 0,25 1,89 m    t1 là nhiệt độ dầu o C t0 là nhiệt độ môi trƣờng xung quanh o C ψ là hệ số thoát nhiệt qua bệ máy,thông thƣờng bằng 0,3 Nhiệt độ làm việc vẫn nằm trong khoảng cho phép. B . BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG 17 a/ Thông số kỹ thuật Công suất trên trục dẫn động P1 = 6,28kW Công suất trên trục bị dẫn động P2= 5,97kW Tỉ số truyền ubr = 2,3 Moment xoắn trên trục dẫn động T1 = 1436847,15 N.mm Moment xoắn trục bị dẫn động T2 = 3141239,67 Nmm Số vòng quay trục dẫn động n1= 41,74 vòng/phút Số vòng quay trục bị dẫn động n2= 18,15 vòng/phút Thời gian làm việc Lh = 8.300.16 = 38400 giờ Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh b/ Tính toán 1/ Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn Chọn thép 40Cr đƣợc tôi cải thiện. Theo bảng 6.13[1] ta chọn độ rắn trung bình HB1 = 250 đối với bánh dẫn độ rắn trung bình HB2 = 228 đối với bánh bị dẫn 2/ Chu kỳ làm việc –hệ số tuổi thọ Chu kỳ làm việc cơ sở NHO1 = 30HB1 2,4 = 30.250 2,4 = 1,71.10 7 chu kỳ NHO2 = 30HB2 2,4 = 30.228 2,4 = 1,37.10 7 chu kỳ NFO1 = NFO2 = 5.10 6 chu kỳ Chu kỳ làm việc tƣơng đƣơng, xác định theo sơ đồ tải trọng mH : bậc của đƣờng cong mỏi,có giá trị là 6 m /2H i HE1 i i 3 3 7 T N 60c n t T max 1 15 0,5 37 60 1 41,74 38400 3,6.10 15 37                     NHE2 = NHE1/u = 1,6.10 7 Tƣơng tự mF là số mũ của đƣờng cong mỏi,mF =6 đối với vật liệu có HB<350. 18 mF i FE1 i i 6 6 7 T N 60c n t T max 1 15 0,5 37 60 1 41,74 38400 2,9 10 15 37                      NFE2 = NFE1/u = 1,3.10 7 Hệ số tuổi thọ HOmH HL HE N K N  KHL1 = 1 ( NHE1>NHO1) KHL2 = 1 ( NHE2>NHO2) FOmF FL FE N K N  KFL1 = 1 ( NFE1>NFO1) KFL2 = 1 ( NFE2>NFO2) 3/ Giới hạn mỏi tiếp xúc va uốn của các bánh răng OHlim1 12HB 70 2 250 70 570 MPa       OHlim2 22HB 70 2 228 70 526 MPa       OFlim1 11,8HB 1,8 250 450 MPa     OFlim2 21,8HB 1,8 228 410,4 MPa     4/ Ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép •Ứng suất tiếp xúc cho phép   OHlim1H1 HL1 H 0,9 570 0,9 K 1 466,36 MPa s 1,1            OHlim2H2 HL2 H 0,9 526 0,9 K 1 430,36 MPa s 1,1          Trong đó sH =1,1 khi tôi cải thiện (bảng 6.13[1]) Ứng suất tiếp xúc cho phép trong tính toán    H H2 430,36 MPa    •Ứng suất uốn cho phép 19   OFlim1F1 FL1 F 450 K 1 257,14 MPa s 1,75          OFlim2F2 FL2 F 410,4 K 1 234,51 MPa s 1,75        Trong đó sF =1,75 khi tôi cải thiện (bảng 6.13[1]) 5/ Chọn hệ số chiều rộng vành răng ψba,tính ψbd và chọn sơ bộ KH = KHβ Dựa vào vị trí bánh răng và độ rắn bề mặt theo bảng 6.15[1] ta chọn ψba =(0,25÷0,4) Theo tiêu chuẩn ψba = 0,4 Khi đó  ba bd u 1 0,4(2,3 1) 0,66 2 2        Hệ số tập trung tải trọng tra theo bảng 6.4[1] KHβ = 1,04 , KFβ = 1,07 6/ Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng     1 H W 2 ba H 2 3 3 T K a 50 u 1 [ ] u 1436847,15 1,04 50 2,3 1 340,26 mm 0,4 430,36 2,3            Chọn aW = 315 mm 7/ Chọn modun m – xác định số răng,tính chính xác u Khi HB ≤ 350 , m = (0,01†0,02)aW =3,15÷6,3 mm Theo tiêu chuẩn chọn m = 5 mm Tổng số răng z1+z2 = 2aW/m = 2.315/5 = 126 Số răng bánh dẫn 1 2 1 z z 126 z 38,18 u 1 2,3 1       Chọn z1 = 38 răng , z2 = 126-38 = 88 răng Tính chính xác 2 1 z 88 u 2,32 z 38    Sai số (2,32 -2,3)/2,3=0,87 % (chấp nhận) 8/ Thông số hình học chủ yếu của bộ truyền Đƣờng kính vòng chia 20 d1 = z1.m = 38.5 = 190 mm d2 = z2.m = 88.5 = 440 mm Đƣờng kính vòng đỉnh da1 = d1 + 2m = 190+2.5 = 200 mm da2 = d2 + 2m = 440+2.5 = 450 mm Khoảng cách trục  1 W mz 1 u 5.38(1 2,32) a 315 mm 2 2      Chiều rộng vành răng b2 = a.ψba = 315.0,4= 126 mm b1 = b2 + 5 = 131 mm 9/ Vận tốc vòng bánh răng-chọn hệ số tải trọng động 1 1d n .190.41,74v =0,42 m/s 60000 60000     Theo bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác 9 Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5 chọn KHV = 1,06 KFV = 1,11 10/ Kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc   H 1 H HvM H w1 w H 2T K K (u 1)Z Z Z d b u 275.1,76.0,86 2.1436847,15.1,04.1,06.(2,32 1) 415,5 MPa < 190 126.2,32         Trong đó: Hệ số xét đến cơ tính vật liệu ZM = 275 MPa 1/2 Hệ số xét đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc H w 2 2 Z 1,76 sin 2 sin(2.20)     Hệ số trùng khớp ngang 1 2 1 1 1 1 1,88 3,2 cos 1,88 3,2 1 1,76 z z 38 88                           Hệ số xét đến ảnh hƣởng của tổng chiều dài tiếp xúc: 4 4 1,76 Z 0,86 3 3        11/ Kiểm nghiệm theo độ bền uốn 21 Hệ số dạng răng F1 1 13,2 13,2 Y 3,47 3,47 3,82 z 38      F2 2 13,2 13,2 Y 3,47 3,47 3,62 z 88      Đặc tính so sánh độ bền các bánh răng Bánh dẫn  F1 F1 257,14 67,31 Y 3,82    Bánh bị dẫn  F2 F2 234,51 64,78 Y 3,62    Ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn có độ bền thấp hơn Ứng suất uốn tính toán   F2 1 FVF F2 1 2 F 2Y T K K 2 3,62 1436847,15 1,07 1,11 d b m 190.126.5 103,22 234,51 MPa             12/ Tính lực tác dụng lên bộ truyền Lực vòng 1 t1 t2 1 2T 2 1436847,15 F F 15124,71 N d 190      Lực hƣớng tâm 1 2 tr rF F F tg 15124,71 tg20 5504,94 N      C . BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC Đƣờng kính vòng đỉnh Bánh vít: da2 = 420 mm Bánh răng lớn: da4 = 450 mm Chiều sâu ngâm dầu (0,75÷2)h và không nhỏ hơn 10mm Với h = 2,25.m =2,25.10 =22,5 mm là chiều cao răng của bánh vít Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax – hmin = (10÷15) mm Điều kiện bôi trơn với h > 10 mm 22       4 4 2 a a a 2r d1 H d h 10 15 210 22,5 10 15 150 2 3 3 177,5 172,5 150               Mức dầu cao nhất không vƣợt quá 1/3 bán kính bánh răng trụ 1 a4 a4 1 1 h d H d 225 172,5 52,5 75 2 6        Mức dầu thấp nhất phải lớn hơn chiều cao răng của bánh vít 2 1 2 a4 a2d dh h 15 h 2 h 52,5 15 15 22,5 22,5                Hộp giảm tốc thỏa điều kiện bôi trơn. PHẦN 4 THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN THEN -Sơ đồ không gian của các chi tiết trong hộp giảm tốc: -Phân tích lực: TR? C 2 TR? C 3 TR? C 1 23 TRỤC I a. Thông số kỹ thuật Công suất trên trục P1 = 7,93 kW Moment xoắn trên trục T1 = 90711,62 N.mm Số vòng quay của trục n1 = 834,86 vòng/phút Thời gian làm việc Lh = 8.300.16 = 38400 giờ Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh b. Tính toán 1. Chọn vật liệu Chọn thép C45 có σb=600 MPa , σch=340 MPa và [σF]-1 = 50 Mpa. Và chọn ứng suất xoắn cho phép [τ] = 20 Mpa 2. Tính sơ bộ đường kính trục theo moment xoắn   33 5T 5 90711,62 d 28,31 mm 20      Chọn d = 30 mm 3. Phát thảo sơ đồ trục và đặt lực tác dụng lên trục Tra bảng 10.2[1] chọn các khoảng cách dọc trục theo moment xoắn T l = (0,9÷1)daM2 = 420 mm f = 105 mm TR? C 2 TR? C 3 TR? C 1 Fa1 Ft1 Fr1 Ft2 Fa2 Fr2 Fr3 Ft3 Ft4 Fr4 Fr Fk 24 Sơ đồ phân tích lực Giá trị các lực – moment uốn Lực do bánh đai tác dụng lên trục Fr = 1159,43 N Bộ truyền trục vít Fa1 = 7184,24 N , . Ft1 = 1649,37 N Fr1 = 2614,85 N Khoảng cách AB = f = 105 mm BC = CD =l/2 = 210 mm 4. Tính phản lực Xét mặt phẳng đứng Fr Ft1 Fr1 Fa1 RBx R By RDx R Dy B D C A c w f l 25 B X a1 tvis r1 Dy Dy Dy Y By r1 Dy By Dy By By Dy M 0 F .r F .BC R .BD 0 7184,24.100 / 2 2614,85.210 420.R 0 R 452,16 N F 0 R F R 0 R R 2614,85 N R 2162,69 N R 2612,69 N Ta có R 452,16 N                                Xét mặt phẳng ngang B Y r t1 Dx Dx Dx x r Bx t1 Dx Bx Bx Dx M 0 F .105 F .210 R .420 0 1159,43.105 1649,37.210 R .420 0 R 534,83 N F 0 F R F R 0 R 2273,97 N R 2273,97 Ta có R 534,83 N                             5. Vẽ biểu đồ nội lực Biểu đồ moment uốn Mx , My , moment xoắn T. Đơn vị Nmm 26 6. Tính moment tương đương,đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm Từ biểu đồ moment ta thấy tiết diện nguy hiểm là mặt cắt tại C Moment tƣơng đƣơng 2 2 2 td X Y 2 2 2 M M M 0,75T 454164,9 112314,3 0,75 90711,62 474396,15 Nmm         Đƣờng kính trục tại tiết diện nguy hiểm Fr Ft1 Fr1 Fa1 RBx R By RDx R Dy B D C A Mx My T 454164,9 94953,6 121740,15 112314,3 90711,62 27   td 33C F 1 M 474396,15 d 45,61 mm 0,1 0,1 50       Do trục vít (có d1 = 100 mm ) đƣợc chế tạo liền trục nên luôn thỏa điều kiện bền Chọn các đƣờng kính còn lại d12 = d14 = 70 mm (tại B,D) d11 = 60 mm (tại A) Kiểm tra 3 tiết diện còn lại Tại A 2 2 2 td X Y 2 M M M 0,75T 0,75 90711,62 78558,57 Nmm         td 3311 F 1 M 78558,57 d 25,05 mm 0,1 0,1 50       Tại B 2 2 2 td X Y 2 2 M M M 0,75T 121740,15 0,75 90711,62 144886,55 Nmm          td 3312 F 1 M 144886,55 d 30,72 mm 0,1 0,1 50       Các tiết diện đều thỏa điều kiện. 7. Chọn then 28 Chọn vật liệu then bằng là thép 45 có Ứng suất cắt cho phép [τC] = 60 Mpa. Ứng suất dập cho phép [σd] = 50 Mpa. Tra bảng 9.1a [3] Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh đai (TCVN 2261 – 77) d11 = 60 mm b = 18 mm h = 11 mm t1 = 7 mm t2 = 4,4 mm l = 40 mm Chọn then 2 đầu tròn Chiều dài làm việc của then l1 = l – b = 40 – 18 = 22 mm Kiểm tra ứng suất cắt   1 C 11 1 C 2 T d l b 2 90711,62 8,59 MPa < 60 MPa 60 22 16             Kiểm tra ứng suất dập       1 d 11 1 1 d 2 T d l h t 2 90711,62 34,36 MPa < 50 MPa 60 22 11 7               8. Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi Tại tiết diện 1-3 (tại C) Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất pháp (thay đổi theo chu kỳ đối xứng) 1 a m 261,6 s 33,78 K 1 4,77 0 0,7 0,88                Với 1 b0,436 0,436 600 261,6 MPa      Không có rãnh then nên không có tập trung ứng suất Kσ =1 Hệ số kích thƣớc εσ = 0,7 tra bảng 10.3 với d = 100 mm Hệ số tăng bền bề mặt β = 0,88 hình 2.7[1] (trục đƣợc đánh bóng thô hay mài tinh) Hệ số xét đến ảnh hƣởng của ứng suất trung bình ψσ = 0,05 (hình 2.9[1]) Moment chống uốn 29 X 3 3 13d 100W 98175 Nmm 32 32      Ứng suất pháp cực đại 2 2 2 2X Y13 max X M MM 454164,9 112314,3 4,77 MPa W 98175 98175        Ứng suất pháp trung bình σm = 0 MPa Ứng suất pháp biên độ σa = σmax = 4,77 Mpa Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất tiếp (thay đổi theo chu kỳ mạch động dương) a 1 m 132 s 353,53 K 1 0,23 0 0,7 0,88                 Với 1 b0,22 0,22 600 132 MPa      Không có rãnh then nên không có tập trung ứng suất Kτ =1 Hệ số kích thƣớc ετ = 0,7 tra bảng 10.3[1] với d = 100 mm Hệ số tăng bền bề mặt β = 0,88 hình 2.7[1] (trục đƣợc đánh bóng thô hay mài tinh) Hệ số xét đến ảnh hƣởng của ứng suất trung bình ψτ = 0 (hình 2.9[1]) Moment chống xoắn O 3 3 13d 100W 196350 Nmm 16 16      Ứng suất tiếp cực đại max O T 90711,62 0,46 MPa W 196350    Ứng suất tiếp trung bình cực đại τm = τmax/2 = 0,23 MPa Ứng suất tiếp biên độ τa = τmax/2 = 0,23 MPa Hệ số an toàn 30     2 2 2 2 s s 33,78 353,53 s 33,63 s 1,5....2,5 s s 33,78 353,53              Các tiết diện còn lại Tiết diện Đƣờng kính M T Kσ σmax Kτ τmax sσ sτ s 1-1 60 0 90711,62 1,75 0 1,5 2,3 - 51,2 51,2 1-2 70 121740,15 90711,62 1 3,62 1 1,32 49,6 128,3 46,27 1-3 100 467846,4 90711,62 1 4,77 1 0,46 33,78 353,53 33,63 1-4 70 0 0 1 0 1 0 - - - TRỤC II a. Thông số kỹ thuật Công suất trên trục P1 = 6,28 kW Moment xoắn trên trục T1 = 1436847,15 Nmm Số vòng quay của trục n1 = 41,74 vòng/phút Thời gian làm việc Lh = 8.300.16 = 38400 giờ Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh b. Tính toán 1. Chọn vật liệu Chọn thép 45 có σb=600 MPa , σch=340 MPa và [σF]-1 = 50 Mpa. Và chọn ứng suất xoắn cho phép [τ] = 20 Mpa 2. Tính sơ bộ đường kính trục theo moment xoắn   33 5T 5 1436847,15 d 71,09 mm 20      Chọn d = 75 mm 3. Phát thảo sơ đồ trục và đặt lực tác dụng lên trục Chọn chiều dài mayo bánh răng trụ l2 = 160 mm Chọn chiều dài mayo bánh vít l3 = 110 mm Tra bảng 10.2[1] chọn các khoảng cách dọc trục theo moment xoắn T w = 80 mm 31 x = 15 mm l = l2 + l3 + 3x + w = 160+110+45+80 =395 mm Sơ đồ phân tích lực Giá trị các lực – moment uốn Bộ truyền bánh răng Fr = 5504,94 N Ft = 15124,71 N Bộ truyền trục vít Fa2 = 1649,37 N Ft2 = 7184,24 N Fr2 = 2614,85 N Fr Ft Fa2 Ft2 Fr2 RAx R Ay RDx R Dy A B C D l3 x l2 w x w l x 32 Khoảng cách AB = x + (l2 + w)/2 = 135 mm BC = x + (l2 + l3)/2 = 150 mm CD = x + (l3 + w)/2 = 110 mm 4. Tính phản lực Xét mặt phẳng ngang X A Y x Dx DxAx 2 Ax r D t2 r t M 0 135F 395R 285F 135 5504,94 285 7184,24 R 3302,13 N 395 F 0 F R R F R 5504,94 7184,24 3302,13 1622,83 N                        Ta có Ax Dx R 1622,83 N R 3302,13 N     Xét mặt phẳng đứng Y A tX Dyr2 Dy tDyAy r2 Ay a2M 0 285F M 395R 135F 285 2614,85 329874 135 15124,71 R 2447,42 N 395 F 0 R R F F R 2614 15124,71 2447,42 10062,44 N                           Ta có Ay Dy R 10062,44 N R 2447,42 N      5. Vẽ biểu đồ nội lực Biểu đồ moment uốn Mx , My , moment xoắn T. Đơn vị Nmm 33 6. Tính moment tương đương,đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm Từ biểu đồ moment ta thấy tiết diện nguy hiểm là mặt cắt tại B Moment tƣơng đƣơng tại B 2 2 2 td X Y 2 2 2 M M M 0,75T 1358429,4 219082,05 0,75 1436847,15 1855188,58 Nmm         Đƣờng kính trục tại tiết diện nguy hiểm         td 33B F 1 M 1855188,58 d 71,86 mm 0,1 0,1 50 Fr Ft Fa2 Ft2 Fr2 RAx R Ay RDx R Dy A B C D 1358429,4 599088,9 269216,2 219082,05 363234,3 Mx My 1436847,15 T 34 Tại tiết diện có gắn then ta tăng đƣờng kính thêm 5% để đảm bảo độ bền của trục Chọn dB = d22 =80 mm Chọn các đƣờng kính còn lại d22 = d23 = 80 mm (tại B, C) d21 = d24 = 75 mm (tại A, D) Kiểm tra các tiết diện còn lại Tại C 2 2 2 td X Y 2 2 2 M M M 0,75T 599088,9 363234,3 0,75 1436847,15 1428021 Nmm           td 3323 F 1 M 1428021 d 65,85 mm 0,1 0,1 50       Các tiết diện đều thỏa điều kiện. 7. Chọn then Chọn vật liệu then bằng là thép 45 có Ứng suất cắt cho phép [τC] = 60 Mpa. Ứng suất dập cho phép [σd] = 50 Mpa. Tra bảng 9.1b [3] Chọn then bằng cao tại vị trí lắp bánh răng và bánh vít (TCVN 4218 – 86) Kiểm tra tại vị trí lắp bánh vít (bề rộng bánh vít nhỏ hơn bánh răng) d23 = 80 mm b = 22 mm h = 20 mm t1 = 12 mm t2 = 8,4 mm l =100 mm ( với mayo bánh vít 110mm) và l = 125mm (tại vị trí lắp bánh răng) Sử dụng 2 then 2 đầu tròn đặt cách nhau 180o tại vị trí lắp bánh vít. Mỗi then chịu 0,75T Chiều dài làm việc của then l1 = l – b = 100 – 22 = 78 mm 35 Kiểm tra ứng suất cắt   1 C 22 1 C 2 0,75.T d l b 2 0,75.1436847,15 15,7 MPa < 60 MPa 80 78 22             Kiểm tra ứng suất dập       1 d 22 1 1 d 2 0,75.T d l h t 2 0,75.1436847,15 43,17 MPa < 50 MPa 80 78 20 12               8. Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi Tại tiết diện 2-2 (tại B) Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất pháp (thay đổi theo chu kỳ đối xứng) 1 a m 261,6 s 4,28 K 1,75 39,3 0 0,75 1,5                Với 1 b0,436 0,436 600 261,6 MPa      Do có tập trung ứng suất vì có rãnh then Kσ =1,75 bảng 10.8[1] Hệ số kích thƣớc εσ = 0,75 tra bảng 10.3[1] với d = 80 mm Hệ số tăng bền bề mặt β = 1,5 bảng 10.4[1] (trục đƣợc thấm cacbon) Hệ số xét đến ảnh hƣởng của ứng suất trung bình ψσ = 0,05 (hình 2.9[1]) Moment chống uốn X 3 2 22 1 22 1 22 3 2 d bt (d t ) W 32 d 80 22 12(80 12) 35006,28 Nmm 32 80           Ứng suất pháp cực đại 2 2 X Y22 max X 2 2 M MM W 35006,28 1358429,4 219082,05 39,3 MPa 35006,28        Ứng suất pháp trung bình σm = 0 MPa 36 Ứng suất pháp biên độ σa = σmax = 39,3 Mpa Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất tiếp (thay đổi theo chu kỳ mạch động dương) a 1 m 132 s 11,43 K 1,5 8,43 0 0,73 1,5                 Với 1 b0,22 0,22 600 132 MPa      Do có tập trung ứng suất vì có rãnh then Kτ =1,5 Hệ số kích thƣớc ετ = 0,73 tra bảng 10.3[1] với d = 80 mm Hệ số tăng bền bề mặt β = 1,5 bảng 10.4[1] (trục đƣợc thấm cacbon) Hệ số xét đến ảnh hƣởng của ứng suất trung bình ψτ = 0 (hình 2.9[1]) Moment chống xoắn O 3 2 22 1 22 1 22 3 2 d bt (d t ) W 16 d 80 22 12(80 12) 85271,76 Nmm 16 80           Ứng suất tiếp cực đại max O T 1436847,15 16,85 MPa W 85271,76    Ứng suất tiếp trung bình cực đại τm = τmax/2 = 8,43 MPa Ứng suất tiếp biên độ τa = τmax/2 = 8,43 Mpa Hệ số an toàn     2 2 2 2 s s 4,28 11,43 s 4 s 1,5....2,5 s s 4,28 11,43              Các tiết diện còn lại 37 Tiết diện Đƣờng kính M T Kσ σmax Kτ τmax sσ sτ s 2-1 75 0 0 1 0 1 0 - - - 2-2 80 1375982,33 1436847,15 1,75 39,3 1,5 16,85 4,28 11,43 4 2-3 80 700604,5 1436847,15 1,75 20,01 1,5 16,85 8,4 11,43 6,77 2-4 75 0 0 1 0 1 0 - - - TRỤC III a. Thông số kỹ thuật Công suất trên trục P1 = 5,97 kW Moment xoắn trên trục T1= 3141239,67 Nmm Số vòng quay của trục n1 = 18,15 vòng/phút Thời gian làm việc Lh = 8.300.16 = 38400 giờ Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh b. Tính toán 1. Chọn vật liệu Chọn thép 45 có σb=600 MPa , σch=340 MPa và [σF]-1 = 50 Mpa. Và chọn ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 Mpa 2. Tính sơ bộ đường kính trục theo moment xoắn   33 5T 5 3141239,67 d 101,55 mm 15      Chọn d = 105 mm 3. Phát thảo sơ đồ trục và đặt lực tác dụng lên trục Chọn chiều dài mayo bánh răng trụ l2 = 160 mm Tra bảng 10.2[1] chọn các khoảng cách dọc trục theo moment xoắn T f = 130 mm w = 80 mm x = 15 mm l = 395 mm ( bằng khoảng cách 2 gối đỡ của trục II ) 38 Sơ đồ phân tích lực Giá trị các lực – moment uốn Bộ truyền bánh răng Fr = 5504,94 N Ft = 15124,71 N Khoảng cách AB = f = 130 mm BC = x + (l2 + w)/2 = 135 mm CD = l – BC = 260 mm Khớp nối Fk Fr Ft RBx R By RDx R Dy A B C D l2 f l x w w 39 Chọn nối trục vòng đàn hồi. Chọn hệ số làm việc cho bộ phận công tác K = 2 Moment xoắn tính toán Tt = K.T1 = 2×3141239,67 = 6282479,34 Nmm = 6283 Nm. Chọn nối trục vòng đàn hồi có [T]= 9932 Nm, A=390 B=316 C=155 D=200 E=225 G=6 D0 = 0,55.(A+E) = 0,55.(390+225) = 338,25 mm (đƣờng kính qua tâm chốt) Lực vòng tại chốt 1 tk 0 2T 2 3141239,67 F 18573,48 N D 338,25     Lực do nối trục tác động lên trục Fk có Độ lớn : Fk = (0,2÷0,3) . Ftk = 0,25 . 18573,48 = 4643,37 N Chiều : ngƣợc chiều lực vòng trên bánh răng. 4. Tính phản lực Xét mặt phẳng đứng 40 Y k B tX Dyk Dy tBy Dy By M 0 130F 135F 395R 0 130 4643,37 135 15124,71 R 6697,4 N 395 F 0 R R F F 0 R 15124,71 4643,37 6697,4 3783,94 N                         Ta có By Dy R 3783,94 N R 6697,4N    Xét mặt phẳng ngang r Dx Dx x Bx r Dx Bx B YM 0 135F 395R 0 135.5504,94 R 1881,44 N 395 F 0 R F R 0 R 5504,94 1881,44 3623,5 N                        Ta có Bx Dx R 3623,5 N R 1881,44 N      5. Vẽ biểu đồ nội lực Biểu đồ moment uốn Mx , My , moment xoắn T. Đơn vị Nmm 41 6. Tính moment tương đương,đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm Từ biểu đồ moment ta thấy tiết diện nguy hiểm là mặt cắt tại C Moment tƣơng đƣơng tại C 2 2 2 td X Y 2 2 2 M M M 0,75T 1741324,95 489174,4 0,75 3141239,67 3266809,48 Nmm         Fk Fr Ft RBx R By RDx R Dy A B C D 603638,1 1741324,95 489174,4 3141239,67 Mx My T 42 Đƣờng kính trục tại tiết diện nguy hiểm   td 33C F 1 M 3266809,48 d 86,77 mm 0,1 0,1 50       Do tại C có then nên tăng thêm 5% . Chọn dC = d33 =95 mm Chọn các đƣờng kính còn lại d32 = d34 = 90 mm (tại B,D) Kiểm tra các tiết diện còn lại Tại A 2 2 2 td X Y 2 M M M 0,75T 0,75 3141239,67 2720393,35 Nmm         td 3331 F 1 M 2720292,35 d 81,6 mm 0,1 0,1 50       chọn d31 = 85 mm Tại B 2 2 2 td X Y 2 2 M M M 0,75T 603638,1 0,75 3141239,67 2786560,42 Nmm          td 3332 F 1 M 2786560,42 d 82,39 mm 0,1 0,1 50       Các tiết diện đều thỏa điều kiện. 43 7. Chọn then Chọn vật liệu then bằng là thép 45 có Ứng suất cắt cho phép [τC] = 60 Mpa. Ứng suất dập cho phép [σd] = 70 Mpa. Tra bảng 9.1a [3] Chọn then bằng cao tại vị trí lắp bánh răng (TCVN 4818 – 86) d33 = 95 mm b = 25 mm h = 22 mm t1 = 13 mm t2 = 9,4 mm l = 140 mm Chọn then 2 đầu tròn Sử dụng 2 then đặt cách nhau 180o, lúc đó mỗi then chịu 0,75T Chiều dài làm việc của then l1 = l – b = 115 mm Kiểm tra ứng suất cắt   1 C 33 1 C 2 0,75T d l b 2 0,75 3141239,67 17,25 MPa < 60 MPa 95 115 25              Kiểm tra ứng suất dập       1 d 33 1 1 d 2 0,75T d l h t 2 0,75 3141239,67 47,9 MPa < 50 MPa 95 115 22 13                Chọn then bằng cao tại vị trí lắp nối trục đàn hồi (TCVN 4818 – 86) d31 = 85 mm b = 25 mm h = 22 mm t1 = 13 mm t2 = 9,4 mm l = 160 mm Chọn then 1 đầu tròn 1 đầu bằng Sử dụng 2 then đặt cách nhau 180o, lúc đó mỗi then chịu 0,75T Chiều dài làm việc của then l1 = l – b = 135 mm Kiểm tra ứng suất cắt 44   1 C 31 1 C 2 0,75T d l b 2 0,75 3141239,67 16,42 MPa < 60 MPa 85 135 25              Kiểm tra ứng suất dập       1 d 31 1 1 d 2 0,75T d l h t 2 0,75 3141239,67 45,62 MPa < 50 MPa 85 135 22 13                8. Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi Tại tiết diện 3-3 (tại C) Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất pháp (thay đổi theo chu kỳ đối xứng) 1 a m 261,6 s 5,3 K 1,75 29,57 0 0,7 1,5                Với 1 b0,436 0,436 600 261,6 MPa      Do có tập trung ứng suất do rãnh then Kσ =1,75 bảng 10.8[1] Hệ số kích thƣớc εσ = 0,7 tra bảng 10.3[1] với d = 95 mm Hệ số tăng bền bề mặt β = 1,5 bảng 10.4[1] (trục đƣợc thấm cacbon) Hệ số xét đến ảnh hƣởng của ứng suất trung bình ψσ = 0,05 (hình 2.9[1]) Moment chống uốn X 3 2 33 1 33 1 33 3 2 d bt (d t ) W 32 d 95 25 13(95 13) 61169 Nmm 32 95           Ứng suất pháp cực đại 2 2 2 2 X Y33 max X M MM 1741324,95 489174,4 29,57 MPa W 61169 61169        Ứng suất pháp trung bình σm = 0 MPa Ứng suất pháp biên độ σa = σmax = 29,57 Mpa 45 Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất tiếp (thay đổi theo chu kỳ mạch động dương) a 1 m 132 s 8,55 K 1,5 10,81 0 0,7 1,5                 Với 1 b0,22 0,22 600 132 MPa      Do tập trung ứng suất vì có rãnh then nên Kτ =1,5 Hệ số kích thƣớc ετ = 0,7 tra bảng 10.3[1] với d = 95 mm Hệ số tăng bền bề mặt β = 1,5 bảng 10.4[1] (trục đƣợc thấm cacbon) Hệ số xét đến ảnh hƣởng của ứng suất trung bình ψτ = 0 (hình 2.9[1]) Moment chống xoắn O 3 2 33 1 33 1 33 3 2 d bt (d t ) W 32 d 95 25 13(95 13) 145342,03 Nmm 16 95           Ứng suất tiếp cực đại 14 max O T 3141239,67 21,6 MPa W 145342,03    Ứng suất tiếp trung bình cực đại τm = τmax/2 = 10,81 MPa Ứng suất tiếp biên độ τa = τmax/2 = 10,81 Mpa Hệ số an toàn     2 2 2 2 s s 5,3 8,55 s 4,5 s 1,5....2,5 s s 5,3 8,55              Các tiết diện còn lại Tiết diện Đƣờng kính M T Kσ σmax Kτ τmax sσ sτ S 3-1 85 0 3141239,67 1,75 0 1,5 - - - - 3-2 90 603638,1 3141239,67 1 8,43 1 21,95 33,98 12,99 12,13 3-3 95 1808729,99 3141239,67 1,75 29,57 1,5 21,6 5,3 8,55 4,5 3-4 90 0 0 1 0 1 - - - - 46 PHẦN 5 CHỌN Ổ LĂN TRỤC I 1. Thông số kỹ thuật Công suất trên trục P1 = 7,93 kW Moment xoắn trên trục T1 = 90711,62 Nmm Số vòng quay của trục n1 = 834,86 vòng/phút Thời gian làm việc Lh = 8.300.16 = 38400 giờ Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh 2. Sơ đồ tính toán Đƣờng kính trong d = 70 mm Lực hƣớng tâm tác động lên ổ A 2 2 2 2 A X YR R R 2273,97 2162,69 3138,18 N     Lực hƣớng tâm tác động lên ổ B 2 2 2 2 B X YR R R 534,83 452,16 700,35 N     Lực dọc trục Fa1 = 7184,24 N Lực dọc trục hƣớng vào ổ A Lập tỉ số B aF 7184,24 10,26 0,3 R 700,35    Chọn ổ A là 2 ổ bi đỡ chặn Chọn ổ B là ổ bi đỡ 3. Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ QA , QB Tại A, chọn sơ bộ ổ 46314, C= 93,3 kN; C0 = 78,3 kN Ta chọn V=1 vòng trong ổ lăn quay Kd=1,8 hệ số ảnh hƣởng tải trọng, bảng 11.2[1] Kt=1 hệ số ảnh hƣởng của nhiệt độ a 3 0 F 7184,24 0,09 C 78,3.10 e 0,41     Fa RA RB 47 Đối với gối có 2 ổ đỡ chặn ta tính toán nhƣ sau a r atF 0,5Fe F 0,5.0,41.3138,18 7184,24 7827,57 N     Lực hƣớng tâm tác dụng lên mỗi ổ: A0,5R 0,5.3138,18 1569,09 N  Lập tỉ số - tra bảng 11.3[1] A a A F 7827,57 4,99 e nên X 0,45 ; Y 1,34 V R 1 1569,09         Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ A A d t A aQ (0,5X V R Y F ) K K (0,5.0,45.3138,18 1,34.7827,57)1,8 20151,06 N          B r t dQ VFk k 700,35.1,8 1260,63 N   4. Tuổi thọ ổ (triệu vòng) 1 h 6 6 60n L 60 834,8 38400 L 1923,52 10 10      Ta chia 8 tuổi thọ ổ L = 240,44 (thay ổ sau 1 năm sử dụng) 5. Hệ số khả năng tải động Ổ A m 3 tt AEC Q L 14562,41 240,44 90,55 kN < 93,3 kN    Bậc đƣờng cong mỏi m=3 đối với ổ bi Do tải trọng thay đổi theo bậc nên mn i i i 1 m n i i 1 3 3 3 AE A T t T Q Q t 1 15 0,5 37 20151,06 14562,41 N 15 37                   Ổ B m 3 tt BEC Q L 911,01 1923,52 11,33 kN    48 Bậc đƣờng cong mỏi m=3 đối với ổ bi Do tải trọng thay đổi theo bậc nên mn i i i 1 m n i i 1 3 3 3 BE B T t T Q Q t 1 15 0,5 37 1260,63 911,01N 15 37                   6. Thông số ổ lăn Ổ A kí hiệu 46314 có d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) Co (kN) 70 150 35 93,3 78,3 Ổ B kí hiệu 314 có d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) Co (kN) 70 150 35 81,7 64,5 7. Kiểm tra khả năng tải tĩnh Tính cho ổ A Đối với ổ có tác dụng đỡ và chặn tải trọng tĩnh quy ƣớc ta chọn Qo max trong 2 giá trị sau A O A ao oQ X R Y F 3138,18 0,74 7184,24 8454,52 N        AoQ R 3138,18 N  tra bảng 11.6[1] đối với ổ bi đỡ chặn 2 dãy ( ổ đỡ chặn kép lấy giá trị X0, Y0 nhƣ đối với ổ đỡ chặn 2 dãy) Hệ số tải trọng hƣớng tâm Xo = 1 Hệ số tải trọng dọc trục Yo = 0,74 Vậy Qo max =8,48 kN < Co . Vậy ổ đủ bền tĩnh. TRỤC II 1. Thông số kỹ thuật Công suất trên trục P1 = 6,28 kW Moment xoắn trên trục T1 = 1436847,15 Nmm 49 Số vòng quay của trục n1 = 41,74 vòng/phút Thời gian làm việc Lh = 8.300.16 = 38400 giờ Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh 2. Sơ đồ tính toán Đƣờng kính trong d = 75 mm Lực hƣớng tâm tác động lên ổ A 2 2 2 2 A X YR R R 1622,83 10062,44 10192,46 N     Lực hƣớng tâm tác động lên ổ B 2 2 2 2 B X YR R R 3302,13 2447,42 4110,22 N     Lực dọc trục Fa2 = 1649,37 N Lực dọc trục hƣớng vào ổ B Lập tỉ số B aF 1649,37 0,4 R 4110,22   Chọn ổ bi đỡ chặn loại 46215 có C = 61,5 kN, C0 = 54,8 kN Lắp kiểu chữ “ O ” a 3 0 F 1649,37 0,03 C 54,8.10 e 0,34     3. Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ QA , QB Ta chọn V=1 vòng trong ổ lăn quay Kd=1,8 hệ số ảnh hƣởng tải trọng, bảng 11.2[1] Kt=1 hệ số ảnh hƣởng của nhiệt độ Lực dọc trục phụ SA = e.RA = 0,34 . 10192,46 =3465,44 N SB = e.RB = 0,34 . 4110,22 = 1397,47 N Tổng lực dọc trục phụ FaA = SA = 3465,44 N Fa RA RB 50 FaB = S1 + Fa2 = 3465,44 + 1649,37 = 5114,81 N Lập tỉ số - tra bảng 11.3[1] A a A F 3465,44 0,34 e nên X 1 ; Y 0 V R 1 10192,46         B a B F 5114,81 1,24 e nên X 0,45 ; Y 1,62 V R 1 4110,22         Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ A A d t A aQ (X V R Y F ) K K 10192,46.1,8 18346,43 N         B B d t B aQ (X V R Y F ) K K (0,45 4110,22 1,62 5114,81).1,8 18244,06 N            Do QA > QB nên ta tính cho ổ A. 4. Tuổi thọ ổ (triệu vòng) 1 h 6 6 60n L 60 41,74 38400 L 96,17 10 10      5. Hệ số khả năng tải động m 3 tt AEC Q L 13258,27 96,17 60,7 kN < C=61,5 kN    Bậc đƣờng cong mỏi m=3 đối với ổ bi Do tải trọng thay đổi theo bậc nên mn i i i 1 n i i 1 3 3 3 mAE A T t T Q Q t 1 15 0,5 37 18346,43 13258,27 N 15 37                  6. Thông số ổ lăn Chọn ổ 46215 cỡ nhẹ hẹp có d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) Co (kN) 51 75 130 25 61,5 54,8 7. Kiểm tra khả năng tải tĩnh Tính cho ổ A Đối với ổ có tác dụng đỡ và chặn tải trọng tĩnh quy ƣớc ta chọn Qo max trong 2 giá trị sau A O ao oQ X R Y F 0,5 10192,46 0,37 3465,44 6378,44 N          AoQ R 10192,46 N tra bảng 11.6[1] đối với ổ bi đỡ chặn Hệ số tải trọng hƣớng tâm Xo = 0,5 Hệ số tải trọng dọc trục Yo = 0,37 Vậy Qo max = 10,192 kN < Co . Vậy ổ đủ bền tĩnh. TRỤC III 1. Thông số kỹ thuật Công suất trên trục P1 = 5,97 kW Moment xoắn trên trục T1 = 141239,67 Nmm Số vòng quay của trục n1 = 18,15 vòng/phút Thời gian làm việc Lh = 8.300.16 = 38400 giờ Quay 1 chiều,làm việc 2 ca, tải va đập mạnh 2. Sơ đồ tính toán Đƣờng kính trong d = 100 mm Lực hƣớng tâm tác động lên ổ A 2 2 2 2 A X YR R R 3623,5 3783,94 5239,08 N     Lực hƣớng tâm tác động lên ổ B 2 2 2 2 B X YR R R 1881,44 6697,4 6956,65 N     Không có lực dọc trục nên Chọn ổ bi đỡ Lắp kiểu chữ “ O ” RA RB 52 3. Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ QA , QB Chọn kd = 1,8 (tải va đập mạnh) A AQ 1,8.R 1,8.5239,08 9430,34 N   B BQ 1,8R 1,8.6956,65 12521,97 N   Do QB > QA nên ta tính cho ổ B. 4. Tuổi thọ ổ (triệu vòng) 1 h 6 6 60n L 60 18,15 38400 L 41,82 10 10      5. Hệ số khả năng tải động m 3 tt BEC Q L 9049,16 41,82 31,4 KN    Bậc đƣờng cong mỏi m=3 đối với ổ bi Do tải trọng thay đổi theo bậc nên mn i i i 1 n i i 1 3 3 3 mBE B T t T Q Q t 1 15 0,5 37 12521,97 9049,16 N 15 37                  6. Chọn ổ Chọn ổ 118 cỡ đặc biệt nhẹ vừa có d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) Co (kN) 90 140 24 41,1 35,7 7. Kiểm tra khả năng tải tĩnh Tính cho ổ B Đối với ổ có tác dụng đỡ và chặn tải trọng tĩnh quy ƣớc ta chọn Qo max trong 2 giá trị sau B O ao oQ X R Y F 0,6 6956,25 0,5 0 4173,75 N         BoQ R 6956,25 N  53 tra bảng 11.6[1] đối với ổ bi đỡ Hệ số tải trọng hƣớng tâm Xo = 0,6 Hệ số tải trọng dọc trục Yo = 0,5 Vậy Qo max =69,56 kN < Co . Vậy ổ đủ bền tĩnh. PHẦN 6 THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CHỌN CÁC CHI TIẾT PHỤ A. Thiết kế vỏ hộp -Việc thiết kế vỏ hộp giảm tốc phải đảm bảo vị trí tƣơng đối giữa các chi tiết và các bộ phận của máy ,đủ tiếp nhận tải trọng do các chi tiết trên vỏ truyền đến , chứa dầu bôi trơn , bảo vệ các chi tiết khỏi bám bụi. -Hộp giảm tốc bao gồm :thành hộp nẹp và gân,mặt bích gối đỡ -Vật liệu : gang xám GX 15-32 1. Chọn bề mặt nắp và thân Bề mặt ghép thƣờng chọn song song với mặt đế đi qua đƣờng tâm các trục để đảm bảo lắp ghép các chi tiết thuận lợi. 2. Xác định kích thước cơ bản của vỏ hộp a. Chiều dày Thân hộp : 0,03 3 6a mm    Chọn 13 mm Nắp hộp : 1 0,9 12  mm  b. Gân tăng cứng Chiều dày e : e = (0,8...1)  =11 mm Chiều cao h :h = 57 mm Độ dốc : khoảng 20 c. Các đường kính Bulông nền d1=24 Bulông cạnh ổ d2= 20 Bulông ghép bích nắp và thân d3=16 Vít ghép nắp ổ d4=10 Vít ghép nắp cửa thăm d5=8 d. Mặt bích ghép nắp và thân Chiều dày bích thân hộp S3=22 Chiều dày bích nắp hộp S4 = 22 Bề rộng bích nắp và thân k3=47 e. Mặt đế hộp Chiều dày đế hộp khi không có phần lồi S1 = 34 mm f. Khe hở giữa các chi tiết 54 Giữa bánh răng với thành trong hộp Δ = 13 mm Giữa đỉnh răng với đáy hộp Δ1 ≥ 39 † 65 mm, chọn Δ1 = 65 mm Giữa các mặt bên bánh răng với nhau Δ ≥ 10 mm g. Số lượng bulong nền Z=(L+B)/(200...300) = 6 h. Kích thước nắp ổ Z : số bulông nắp ổ . d4 : đƣờng kính bulong nắp ổ. Các kích thƣớc này đƣợc điều chỉnh so với kích thƣớc đƣa ra ở B 18.2 cho phù hợp với yêu cầu công nghệ . Trục I Trục II Trục III D 150 130 140 D2 160 150 160 h D D4 D2 D3 55 D3 190 180 190 D4 125 115 125 h 14 14 14 d4 M10 M10 M10 Z 6 6 6 B. Các chi tiết phụ 1. Kết cấu trục Các chi tiết đƣợc lắp trên trục nhƣ bánh đai , khớp nối , bánh răng,bánh vít đƣợc cố định nhờ vào các then bằng dung sai lắp ghép là H7/k6 ,các bánh răng đƣợc gia công bằng phƣơng pháp rèn hoặc dập. 2. Vòng phớt Vòng phớt không cho dầu mỡ chảy ra ngoài hộp giảm tốc và ngăn không cho bụi từ bên ngoài vào trong hộp giảm tốc. Chọn loại vòng phớt hình thang . 3. Vòng chắn dầu Có tác dụng không cho dầu tiếp xúc với mỡ bôi trơn các ổ lăn. 4. Chốt định vị Có tác dụng định vị chính xác vị trí của nắp và thân. Dựa vào bảng 18-4b ta chọn các kích thƣớc sau : d = 8 c = 1,2 l = 25… 140 5. Nắp cửa thăm dầu Có tác dụng để kiểm tra quan sát các chi tiết trong hộp giảm tốc khi lắp ghép và đổ dầu vào hộp ,đƣợc bố trí trên đỉnh hộp. 65 8 1,2x45 o 56 Theo bảng 18-5,ta chọn các kích thƣớc sau : 6. Que thăm dầu Dùng kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc. Chọn que thăm dầu theo tiêu chuẩn . 7. Nút thông hơi Làm giảm áp suất điều hòa không khí bên trong hộp giảm tốc , nút thông hơi đƣợc lắp ở cửa thăm. Từ bảng 18.6 ta chọn các kích thƣớc của nút thông hơi nhƣ sau : A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 1 36 32 A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lƣợng 100 75 150 100 125 - 87 12 M8x22 4 57 8. Nút tháo dầu Dùng để tháo dầu cũ không còn đảm bảo chất lƣợng . Từ bảng 18.7 ta chọn các kích thƣớc cho nút tháo dấu nhƣ sau d b m f L c q D S D0 M22 15 10 3 29 2,5 19,8 32 22 25,4 9. Bu lông vòng Hộp giảm tốc đƣợc thiết kế có các khoảng cách trục : 315 theo bảng 18.3b ta xác định khối lƣợng tƣơng đối của hộp giảm tốc là >350 kg Từ bảng 18.3a ta chọn Bulông vòng M16 10. Bôi trơn hộp giảm tốc Ta thiết kế hộp giảm tốc đƣợc bôi trơn theo phƣơng pháp ngâm dầu . Dầu bôi trơn : ta dùng dầu Tuabin có chất lƣợng tốt để bôi trơn hộp giảm tốc. đảm bảo cho hộp giảm tốc hoạt động tốt . 11. Chọn nối trục - Để giảm va đập , chấn động và bù trừ lệch trục ta chọn nối trục vòng đàn hồi liên kết trục III với trục của xích tải. Ta có : Mômen truyền: Tnt = 3141239,67 Nmm Đƣờng kính trong của nối trục vòng đàn hồi (hãng Flexitech): d = 95 mm. Nên ta chọn nối trục vòng đàn hồi có Đƣờng kính chốt: dC = 38 mm Đƣờng kính vành ngoài D =390 mm. 58 Đƣờng kính qua tâm chốt: D0 =338,25 mm. Số chốt: z=10. Kiểm tra độ bền dập theo công thức:  d d O C O 2kT 2 2 3141239,67 1,36 3 MPa zD d l 10 338,25 8 72              Điều kiện bền chốt:  Ou u3 3 O C kTl 2 3141239,67 72 24,39 60 MPa 0,1zD d 0,1 0 3 8,25 38             Vậy nối trục vừa chọn là phù hợp. C. Bảng dung sai lắp ghép 1. Chọn cấp chính xác - Đối với bánh răng chọn cấp chính xác là 9. - Đối với trục ,then và các rãnh then chọn cấp chính xác là 8. - Đối với gia công các lỗ thì chọn cấp chính xác cao hơn nên chọn cấp chính xác là 7. - Đối với các chi tiết khác chọn cấp chính xác cho sự sai lệch của độ song song,độ thẳng góc ,độ nghiêng ,độ đảo mặt đầu,độ đảo mặt toàn phần là 6 ,còn đối với độ phẳng ,độ thẳng là 7. - Đối với sự sai lệch của độ đồng tâm ,độ đối xứng ,độ giao trực ,độ đảo hƣớng tâm độ đảo hƣớng tâm toàn phần,độ trụ , độ tròn và profin tiết diện dọc ta chọn cấp chính xác là 6. 2. Chọn kiểu lắp Căn cứ vào yêu cầu làm việc của các chi tiêt trong hộp giảm tốc ta chọn các kiểu lắp nhƣ sau : Bánh răng,bánh vít lắp trên trục theo kiểu lắp trung gian H7/k6. Đối với vòng trong các ổ lăn chọn kiểu lắp k6, vòng ngoài chọn kiểu lắp H7 Bảng dung sai lắp ghép bánh răng Sai lệch giới hạn trên (μm) Sai lệch giới hạn dƣới (μm) Độ dôi Nmax (μm) Độ hở Smax (μm) ES Ei es ei Trục II Ø80H7/k6 30 0 21 2 21 28 Ø80H7/k6 30 0 21 2 21 28 Trục III Ø95H7/k6 35 0 25 3 25 32 59 Ổ lăn Lắp ổ lăn trên trục Lắp ổ lăn trên vỏ Kiểu lắp Dung sai lắp ghép (μm) Kiểu lắp Dung sai lắp ghép (μm) 46314 k6 21 2 H7 30 0 314 k6 21 2 H7 30 0 46215 k6 21 2 H7 30 0 118 k6 25 3 H7 35 0 Kích thước tiết diện then bxh Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then (mm) Chiều sâu rãnh then (mm) Trên trục Trên bạc Sai lệch giới hạn trên trục t1 Sai lệch giới hạn trên bạc t2 H9 D10 18 x 11 0,043 0,120 +0,2 +0,2 0 0,050 22 x 20 0,052 0,149 +0,2 +0,2 0 0,065 25 x 22 0,052 0,149 +0,2 +0,2 0 0,065 Tài liệu tham khảo [1] Nguyễn Hữu Lộc : Cơ sở Thiết kế máy Nhà xuất bản Đại học Quốc gia Thành phố Hồ Chí Minh, 2009 [2] Nguyễn Hữu Lộc :Bài tập chi tiết máy Nhà xuất bản Đại hoc Quốc gia Thành Phố Hồ Chí Minh,2008 [3] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế Hệ dẫn động cơ khí, Tập 1 và 2, Nhà xuất bản Giáo dục, 2003. [4] Ninh Đức Tốn : Dung sai và lắp ghép Nhà xuất bản Giáo Dục,2000 [5] Trần Hữu Quế : Vẽ kỹ thuật Cơ khí (tập 1 và 2), Nhà xuất bản Giáo dục, 2003.