Đồ án Chi tết máy Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi

gian ngắn. Động cơ có moment mở máy đủ lớn để thắng moment cản ban đầu của phụ tải khi mới khởi động. Do chế độ tải trọng : Rung động nhẹ, quay một chiều . Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất cần thiết kế ta dựa vào: Các số liệu đã cho: Tải trọng P = 3525N Vận tốc băng tải V = 1,2 m/s. Đường kính tang D = 675 mm Nếu gọi: Nlv _ là công suất làm việc của băng tải _ là hiệu suất truyền dộng. Trong đó: Nlv = (Kw) (1.1) Ta chọn: là hiệu suất bộ xích là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (ba bộ) là hiệu suất một cặp ổ lăn (bốn cặp) là hiệu suất khớp nối. Ta được: Kw Công suất cần thiết No=5,3934Kw Ta cần phải chọn động cơ điện có công suất định mức Nđm > No. Trong tiêu chuẩn động cơ điện có nhiều loại thoả mãn điều kiện này. Theo TK CTM bảng 2P ta chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió A02-42-4 có: Công suất động cơ Nđm = 5,5 Kw Số vòng quay của động cơ nđc = 1450 vòng/phút Hiệu suất động cơ hđm = 88% Khối lượng động cơ m = 66,5 Kg. Động cơ này gọn nhẹ giá thành không đắt lắm và tỷ số truyền chung có thể phân phối hợp lý cho các bộ truyền trong hệ thống dẫn động. Kiểm tra mômen khởi động của động cơ: Ta có: Xem như bộ truyền làm việc với mômen định mức của động cơ. Mà ta có Þ Mmm>Mqt. Vậy bảo đảm động cơ khởi động được để kéo bộ truyền làm việc. II: PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN. II-1 Tỷ số truyền. Tý số truyền động chung: i = nđm/nt Trong đó nt là số vòng quay của tang dẫn động. m/s (1.2) Þ nt= vòng/phút Vậy i = Ta có: i = ing.it = ing.in.ic Trong đó: ing tỷ số truyền của bộ truyền xích it tỷ số truyền của hộp giảm tốc in tỷ số truyền cấp nhanh ic tỷ số truyền cấp chậm. Tỷ số truyền là đặc trưng, là chỉ tiêu kỹ thuật có ảnh hưởng đến kích thước, chất lưọng của bộ truyền cơ khí. Việc phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc (quan hệ giữa in và it ) theo nguyên tắc: - Kích thước và trọng lượng cuả hộp giảm tốc là nhỏ nhất - Điều kiện bôi trơn tốt nhất Trong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp có cấp nhanh phân đôi để cho các bánh răng bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm được ngâm trong dầu gần như nhau tức là đường kính của các bánh răng phải xấp xỉ nhau (R2 » R4), chọn in=1,2ic . Chọn: ix=4 ; Þ ing = ix = =4 Þ in = 1.2*2.98 = 3.576 II.2.Công suất trên các trục: II.3. Tính số vòng quay của mỗi trục. n1 = nđc= 1450(vòng/phút). (vòng/phút) (vòng/phút) II.4.Tính momen xoắn cho mỗi trục: Bảng hệ thống các số liệu tính được: Trục T.số Trục động cơ I II III I Inh=3,576 Ich=2,98 4 n(v/p) 1450 1450 405 136 N(Kw) 5,5 5,3664 5,1281 5,0004 THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN. ( BỘ TRUYỀN XÍCH). Truyền động xích thuộc truyền động ăn khớp, được sử dụng rộng rãi trong máy công cụ, máy nông nghiệp, máy dệt máy vận chuyển. Xích là một chuổi các mắc xích nối với nhau bằng bản lề .Xích truyền chuyển động và tải trọng từ trục dẫn (trục chủ động) sang trục bị dẩn (trục bị động ) nhờ sự ăn khớp các mắc xích với răng đĩa xích. Ưu nhược điểm của bộ truyền xích. Ưu điểm : +Có thể truyền chuyển động với khoảng cách lớn mà vẫn đảm bảo tỷ số truyền chính xác.Thông thường khoảng cách giữa hai trục nên dùng nhỏ hơn 8m. +So với bộ truyền đai thì hiệu suất của bộ truyền xích cao hơn .Lực tác dụng lên trục nhỏ vì lực căng ban đầu không cần lớn;khuôn khổ kích thước nhỏ, gọn hơn khi điều kiện làm việc và công suất như nhau. +Có thể cùng một lúc truyền chuyển động cho nhiều trục khác nhau. Nhựơc điểm: +vận tốc tức thời của đĩa xích thay đổi nhất là khi số răng của đĩa xích ít làm cho đĩa xích quay không đều. +Bộ truyền đòi hỏi chế tạo và lắp ghép chính xác,do đó giá thành cao. +Xích chóng mòn bản lề nhất là điều kiệm bôi trơn không tốt và bộ truyền không được che kín. +Truyền động xích có tiếng ồn Bộ truyền xích làm việc có thể xuất hiện các dạng hỏng sau đây: +Mòn bản lề và răng đĩa xích. +Con lăn bị mòn,bị rỗ hoặc vỡ. +Các má xích bị đứt vì mỏi. Thiết kế bộ truyền xích gồm ba giai đoạn. Giai đoạn 1:Nghiên cứu các yêu cầu của bộ truyền cần thiết kế: P=3525(N), N=4,23(kw), nt=34(vòng /phút), Ix=4 Giai đoạn 2: Bước 1:Sơ đồ kết cấu của nguyên lý của bộ truyền và các thông sô hình học của bộ truyền. Bước 2:xác định các thông số lý học(A,D1,D2,X,t). Chọn loại xích. Trong các bộ truyền xích thường dùng xích ống con lăn hoặc xích răng trong đó xích ống con lăn được dùng nhiều nhất. Theo đầu bài vt=1,2<1015(m/s) nên ta dùng xích ống con lăn ,nó có giá thành rẻ hơn và dễ chế tạo hơn xích răng. 2)Tính số răng của đĩa xích. Số răng của đĩa xích càng ít đĩa bị động quay càng không đều,động năng va đập của mắt xích răng đĩa xích càng tăng và xích làm việc càng ồn. Do đó cần hạn chế số răng nhỏ nhất của đĩa xích nên chọn số răng đĩa nhỏ Z1 =23, số răng đĩa xích lớn Z2 =4.23 = 92 3)Định bước xích t: Bước xích t là thông số cơ bản của bộ truyền xích,xích có bước càng lớn thì khả năng tải càng lớn nhưng tải trọng động va đập,va đập và tiếng ồn càng tăng nhất là khi vận tốc cao. Bước xích t được chọn theo điều kiện hạn chế áp suất sinh ra trong bản lề và số vòng quay trong một phút của đĩa xích phải nhỏ hơn số vòng quay giới hạn. Đê tính bước xích t trước hết định hệ số điều kiện sử dụng. k=kđ.kA.ko.kđckb.kc[SI,B6-6,T105]. Trong đó. kđ-Hệ số xét đến tính chất tải trọng ngoài .Vì tải trọng rung động nhẹ nên ta chọn kđ=1 kA-Hệ số xét đến chiều dài xích,ta chọn A=(3050).t nên ta chọn kA=1. ko-Hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền. Chọn đường tâm nối hai đĩa xích làm với đường ngang một góc nhỏ hơn một góc 60o nên ta chọn ko=1. kđc-Hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích. Trục không điều chỉnh được cũng không có đĩa hoặc con lăn căng xích ta chọn kđc=1,25. kb-hệ số xét đến điều kiện bôi trơn .Chọn điều kiiện bôi trơn liên tục(xích nhúng trong dầu hoặc phun liên tục) ta chọn kb=0,8. kc-Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền, ta chọn làm việc 2ca nên kc=1,25 Thay số vào ta có k=1.1.1,25.0,8.1,25=1,25 Công suất tính toán của bộ truyền xích. Nt=N.k.kz.kn. [SI,Ct6-7,T106]. N Công suất danh nghĩa N==4,23 (kw). Hệ số răng của đĩa dẫn . kz===1,08 Hệ số vòng quay của đĩa dẫn. kn== =1,47. Tra theo bảng 6-4 với n01=200 Thay vào công thức ta có. Nt=4,23.1,25.1,08.1,47=8,39(kw). Nt=8,39<11,4=[Nt] nên ta chọn bước xích t=25,4(mm) , tra theo bảng (6-1) ta có dc=7,95(mm),chiều dài ống B=24,13(mm) Diện tích bản lề F= 179,7(mm2),khối lượng một mét xích q =2,57(kg). Số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn ngh=1020(vòng/phút) . Số dãy xích con lăn được xác định theo điều kiện. x==0,736 ta chọn xích ống con lăn một dãy nên ta lấy x1. 4)Định khoảng cách trục A và số mắc xích. Tính số mắc xích theo công thức. X=++()2. . Định sơ bộ khoảng cách trục A. A=40.t=40.25,4=1016(mm). Với Z1=23(răng), Z2=92(răng), t=25,4(mm), A=1016(mm), thay số vào ta có. X=++()2.= 140,5 . Để tiện cho việc lắp ghép ta lấy X=140. Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây. u=== 1,49<25=[u].Thoã mãn về số lần va đập trong một giây. Tính chính xác khoảng cách trục A theo số mắc xích đã chọn. (mm) Để đảm bảo độ võng bình thường tránh cho xích bị căng quá, giảm khoảng cách trục một khoảng : DA = 0,003A=3,027 mm Cuối cùng là lấy A = 1009,16-3,027=1006(mm) 5. Tính đường kính của đĩa xích : - Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn : - Đường kính vòng chia của đĩa xích bị dẫn : 6. Tính lực tác dụng lên trục : Trong đó : kt : hệ số xét đến trọng lượng xích lên trục,ta chọn bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn với đường nằm ngang kt = 1,15. N-công suất trục dẫn t-Bước xích. n-Số vòng quay của dẫn. Z-số răng của đĩa dẫn Các thông số tính được. + Số răng đĩa xích. Đĩa dẫn Z1=23(răng). Đĩa bị dẫn Z2=92(răng). +Bước xích t=25,4(mm). +Số mắc xích X=140(mắc xích ). +Khoảng cách trục A=1006(mm). +Đường kính vòng chia. Đĩa dẫn dc1=186,5(mm). Đĩa bị dẫn dc2=744(mm). +Lực tác dụng lên trục. R=4342,635(N). Giai đoạn 3:Bộ truyền đã thiết kế có khả năng đáp ứng các yêu cầu đề ra, thoã mãn các điều kiện bền. PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC. III.1.Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh: Đối với hộp giảm tốc hai cấp có cấp nhanh phân đôi. Cấp nhanh là bánh răng trụ răng nghiêng , có các đặc điểm sau: Do cấp nhanh phân đôi nên khi tính công suất phải chia đôi cho bộ truyền cấp nhanh. Bánh răng ở cấp nhanh chịu tải nhỏ hơn bánh răng cấp chậm. Do vậy khi chọn hệ số chiều rộng răng sao cho cần thoã mãn bch» 2bnh Bánh răng cấp chậm là bánh răng trụ răng thẳng; ăn khớp không tốt, có va đập, vì vậy khi thiết kế ta tính theo cặp bánh răng dịch chỉnh. III.1.1.Chọn vật liệu làm bánh răng. _ Bánh răng nhỏ: chọn thép 45, thường hoá có: sk1= 600 N/mm2 ; sch1= 300N/mm2 ; HB = 200. Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (60¸90) mm. _Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có: sb=500 N/mm2 ; sch= 260 N/mm2 ; HB = 170. Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100¸300) mm. III.1.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: 1. Ứng xuất tiếp xúc cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ: Ntđ1= 60 u S(Mi/Mmax)3ni.Ti (3.1) Trong đó: _ Mi,ni,Ti là moment xoắn, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i. _ Mmax là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (không kể mômen quá tải) _ u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng. ÞNtđ1=60.1.6,5.330.16.1450.[13.4/8 + (0,5)3.4/8]= 167,95.107 > No với N0_ số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc. Thường N0=107. Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn: Ntđ2= Ntđ1/in = 167,95.107 / 3,576= 46,97.107> No Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k’N của cả hai bánh răng đều bằng 1. Theo bảng 3-9: [s]Notx= 2,6.HB [s]tx = [s]Notx. k’N. [s]tx1= 520 N/mm2 [s]tx2= 442 N/mm2 2.Ứng suất uốn cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh răng: Ntđ = 60 u S(Mi/Mmax)mni.Ti (3.2) Các thông số như trên. m_ bậc của đường cong mỏi uốn. Đối với thép thường hoá m= 6. Vậy số chu kỳ tương đương của bánh lớn là: Ntđ2= 60.1.6,5.16.330.405.[16.4/8 + (0,5)6.4/8]= 42,3.107 Þ Ntđ1= 3,576.42,3.107= 151,3.107 . Cả Ntđ1 và Ntđ2 > No . Với N0_chu kỳ cơ sỡ của đường cong mỏi uốn. N0=5.106 . Do đó k’’N = 1_hệ số chu kỳ ứng suất uốn [s]u= (3.3) do răng làm việc một mặt Giới hạn mỏi uốn của thép 45: s-1= 0,43. sk = 0,43.600=258 N/mm2. Giới hạn mỏi uốn của thép 35: s-1= 0,43.500 = 215 N/mm2. Hệ số an toàn: n = 1,5. Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: ks = 1,8. Bánh nhỏ: [s]u1= = 143,3 N/mm2. Bánh lớn: [s]u2= = 119,4N/mm2. III.1.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k: Do ổ bố trí đối xứng Có thể chọn sơ bộ k = 1,5 III.1.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: Do bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh răng chử V, phân đôi. Do vậy tải trọng tác dụng lên một bánh là nhỏ. Vậy chọn yA= b/A = 0,3 III.1.5.Xác định khoảng cách trục: (3.4) q’-hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng. Chọn q’= 1,2. k_ hệ số tải trọng n2=405(v/p) stx2=442N/mm2 Chọn A1=135 III.1.6.Tinh vận tốc vòng v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh răng: Vận tốc vòng của bánh răng trụ: (3.5) Với vận tốc này theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác 9. III.1.7.Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A: Hệ số tải trọng k được tính theo công thức : k = ktt.kđ.(3.6) ktt- hệ số tập trung tải trọng kđ- hệ số tải trọng động. Chiều rộng bánh răng: b = yA.A = 0,3. 135 = 40,5 mm. Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: do đó: yd= b/d1= Tra bảng 3-12 ta tìm được kttbảng = 1,03 Hệ số tập trung tải trọng thực tế: ktt= (kttbảng+ 1)/2 = 1,015. Giả sử: (3.7) theo bảng 3-14 ta tìm được kđ= 1,4. Hệ số tải trọng k = ktt.kđ = 1,015.1,4=1,421 ksơbộ=1.5. Vậy sai số ek= Như vậy lấy chính xác A = Asơbộ. mm.(3.8) Như vậy có thể lấy chính xác A = 133mm.(3.8) b=0,3.133=40mm III.1.8.Xác định mođun, số răng và góc nghiêng của răng: Modun pháp: mn = (0,010,02).A = (1,332,66)mm Theo bảng 3-1 chọn mn= 2mm. Sơ bộ chọn góc nghiêng b = 10o Số răng của bánh nhỏ: . (3.8) Số răng bánh lớn: Z2= Z1.i = 28.3,576 = 100 Tính chính xác góc nghiêng b: cosb = (3.10) Vậy b = 103 Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện: b = 40mm kiểm tra điều kiện (3.7) :b> thoả III.1.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Tính số răng tương đương: Ztđ=Z/cos3b.(3.11) Bánh nhỏ: Ztđ1 =28/(0,984)3 =29 Bánh lớn: Ztđ2 =100/(0,984)3= 105 Hệ số dạng răng theo bảng 3-18: y1 = 0,451 y2 = 0,517 Lấy q’’=1,5_hệ số phản ánh khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so với bộ truyền bánh răng thẳng. Đối với bánh răng nhỏ: (3.12) vậy < [s]u1=143,3 N/mm2 Đối với bánh răng lớn: su2 = su1.y1/y2 (3.13) Þsu2 = 34,98.0,451/0,517=30,51N/mm2 < [s]u2 = 119,4 N/mm2. III.1.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột: Tính ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [s]txqt=2,5[s]Notx.(3.14) Bánh nhỏ: [s]txqt1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2. Bánh lớn: [s]txqt2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2. Tính ưng suất uốn cho phép khi quá tải: [s]uqt =0,8.sch.(3.15) Bánh nhỏ: [s]uqt1 = 0,8.300 = 240 N/mm2. Bánh lớn: [s]uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2. Kiểm tra sức bền tiếp xúc: (3.16) ; kqt=1,4. Þ Þstxqt2= stxqt1 < 1300 N/mm2 Þ thỏa mãn. stxqt2<1105 N/mm2 Þ thỏa mãn Kiểm tra sức bền uốn : suqt = kqt.su. Bánh nhỏ: suqt1 = 34,98.1,4 = 48,97 N/mm2 < [s]uqt1 Bánh lớn: suqt2 = 30,51.1,4 = 42,7 N/mm2 < [s]uqt2. III.1.11.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền: P' 1 P 1 P n P' 1 P a1 P r Modun pháp: mn= 2mm Số răng: Z1 = 28 ; Z2 = 100 Góc ăn khớp: an = 20o Góc nghiêng: b = 103 Chiều cao răng: h=2,25.mn=2,25.2=4,5mm Chiều cao đầu răng : hd=mn=2mm Độ hở hướng tâm c1=0,25.mn= 0,25.2=0,5mm Khoảng cách trục: A = 133mm. Bề rộng bánh răng: b= 40mm. Đường kính vòng chia: dc1=mn.Z1/cosb (3.17) Þ dc1= 2.28/cos103= 57mm ; Þ dc2= 2.100/ cos103 = 203mm Đường kính vòng đỉnh: de1 = dc1 + 2.mn Þ de1= 57+2.2=61 mm. Þ de2 = 203+ 2.2 = 207 mm. Đường kính vòng chân: di1 = dc1 - 2.mn-2.c Þ di1= 57-4-1=52 mm. di2 = 203 - 4 - 1 = 198 mm. III.1.12.Tính lực tác dụng lên trục: Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm 3 thành phần: lực vòng P, lực hướng tâm Pr và lực dọc trục Pa. Tính lực vòng: (3.18) Lực hướng tâm: (3.19) Lực dọc trục: Pa = P.tgb = 1240,15.tg10 = 219,79N. III.2.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM: III.2.1.Chọn vật liệu làm bánh răng. Bánh răng nhỏ: chọn thép 45 thường hóa có: sbk3 = 600 N/mm2 ; sch3 = 300 N/mm2 ; HB = 200. sNotx3=520N/mm2 Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (60¸90) mm. Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có: sbk4 = 500 N/mm2 ; sch4 = 260 N/mm2 ; HB = 170. sNotx4=442N/mm2 Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (100¸300) mm. III.2.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: 1.Ứng suất tiếp xúc cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh răng: Ntđ = 60 u S(Mi/Mmax)3ni.Ti (3.20) Số chu kỳ tương đương của bánh răng nhỏ: Ntđ3 = Ntđ2 = 46,97.107 > No Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn: Ntđ4 = Ntđ2/ic =46,97.10/2,98=15,76.107> No Nên chọn k’N = 1 cho cả 2 bánh răng Þ [s]tx = [s]Notx. k’ = 2,6.HB Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: [s]tx4 = 442 N/mm2 Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:[s]tx3 = 520N/mm2 Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ : [s]tx4 = 442 N/mm2 2.Ứng suất uốn cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: Ntđ3 = Ntđ2= 42,3.107 Þ Ntđ4 = Ntđ3/ic = 42,3.107/2,98=14,19.107 Cả Ntđ1 và Ntđ2 > No =5.106 do đó k’’N = 1. Theo công thức (3.3) [s]u = do răng tải một mặt. Giới hạn mỏi uốn của thép 45: s-1 = 0,45.600 = 270 N/mm2. Giới hạn mỏi uốn của thép 35: s-1 = 0,45.500 = 225 N/mm2. Hệ số an toàn: n = 1,5. Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: ks = 1,8. Bánh nhỏ: [s]u1 = = 150 N/mm2. Bánh lớn: [s]u2 = = 125 N/mm2. III.2.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k: Có thể chọn sơ bộ k = 1,5. Do ổ bố trí đối xứng III.2.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng thẳng. Vận tốc thấp. Mà theo công thức (3.21). Vậy bộ truyền cấp chậm chịu tải lớn hơn bộ truyền cấp nhanh. Chọn yA = b/A = 0,4 III.2.5.Xác định khoảng cách trục: (3.22) Lấy A = 178mm. Chiều rộng bánh răng: b3 = yA.A = 0,4.178= 71mm. III.2.6.Tinh vận tốc vòng v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh răng: Vận tốc vòng của bánh răng trụ: (3.23) Với vận tốc này theo bảng 3-11 ta chọn cấp chính xác chế tạo là 9. III.2.7.Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A: Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: Þ yd = b/d1 = 0,8. Tra bảng 3-12 ta tìm được kttbảng = 1,05. Hệ số tập trung tải trọng thực tế: ktt = (kttbảng + 1)/2 = 1,025 Giả sử: theo bảng 3-14 ta tìm được kđ = 1,2. k = ktt.kđ =1,23. ek= k khác với trị số chọn sơ bộ nên cần tính lại khoảng cách trục A. Như vậy lấy chính xác A = 167mm. Chiều rộng bánh răng: b3 = yA.A = 0,4.167 = 67mm III.2.8.Xác định modun, số răng và góc nghiêng của răng: Modun pháp: m = 0,02.A = 0,02.167=3,34 mm. Ta chọn mn = 3 Số răng của bánh nhỏ .(3..24) Số răng bánh lớn: Z4 = Z3.i = 2,98.28 = 83 Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện: Bánh nhỏ b3 = 67mm > Chọn bánh lớn b4=67mm Hệ số thay đổi khoảng cách trục A: (3.25) với Zt=Z1+Z2=28+83=111_là tổng số răng của cả hai bánh. Þ . Þ trị số 1000a/Zt=1000.0,17/111=1,53 Theo toán đồ (I_56) Þ1000y/Zt=0,02 Với y_hệ số giảm chiều cao răng. Þ y=0,02.111/1000=0,002 Þ xt=a+y_hệ số dịch dao tổng (3.26) Þ xt=0,17+0,002=0,172 Þ x1=(3.27) = 0,5.[0,172-55/111(0,172-0,002)]=0,044 Þ x2=0.128 Þ góc ăn khớp của răng cosa= Þa=20028. III.2.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Hệ số dạng răng theo bảng 3-18: Với Z3=28;Z4=83. Suy ra x1=0,044; x2=0,128. Vậy y1=0,451;y2=0,511 Đối với bánh răng lớn: < [s]u2 = 125 N/mm2(3.28) Đối với bánh răng nhỏ: su1 = su2.y2/y1 = 38,27.0,511/0,451=43,36< [s]u1 = 150 N/mm2. III.2.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột: Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [s]txqt = 2,5[s]Notx. Bánh nhỏ: [s]txqt1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2. Bánh lớn: [s]txqt2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2. Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [s]uqt = 0,8.sch. Bánh nhỏ: [s]uqt1 = 0,8.300 = 240 N/mm2. Bánh lớn: [s]uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2. Kiểm tra sức bền tiếp xúc: kqt= 1,4. (3.29) stxqt1 < 1300 N/mm2 Þ thỏa mãn. Tương tự stxqt2=509N/mm2<1105N/mm2Þ thỏa mãn. Kiểm tra sức bền uốn : suqt = kqt.su.(3.30) Bánh nhỏ: suqt1 = 43,36.1,4 = 60,7 N/mm2 < [s]uqt1=150N/mm2 Bánh lớn: suqt2 = 38,27.1,4 = 53,58 N/mm2 < [s]uqt2=125N/mm2. III.2.11.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền: Modun : m = 3mm Số răng: Z3 = 28 ;Z4 = 83 Góc ăn khớp: a = 20o28’ A=167mm b3=67 b4=67 chiều cao răng h=2,25m-y.m=(2,25-0,002).3=6,7mm Đường kính vòng chia: d3 = m.Z1 = 3.28=84mm d4 = m.Z2 = 3.83=249mm Đường kính vòng đỉnh: de3 =(Z1+ 2+ 2x1- 2y).m (3.31) = (28+2+2.0,044-2.0.002).3 =90 mm. de4 =(Z2+ 2+ 2x2- 2y).m (3.32) =(83+ 2+ 2.0,128 -2.0,002).3= 256mm Đường kính vòng chân: di1 = (Z1- 2,5+ 2. x1).m (mm).(3.33) = (28- 2,5+ 2.0,044).3=77mm di2 = (Z2- 2,5+ 2. x2).m (mm).(3.34) P r1 P r2 P 2 P 1 =(83-2,5+ 2.0,128).3= 242mm III.2.12.Tính lực tác dụng lên trục: Lực vòng: (3.35) vớiMx3== suy ra P=2.120922/84=2879N P2=P1=2879N Lực hướng tâm: Pr=P.tga=2879.tg20028=1074,5N Phần IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN. A: THIẾT KẾ TRỤC. IV.A.1. Chọn vật liệu: Trục phải đảm bảo các yêu cầu: Đảm bảo độ bền, độ cứng, ít nhạy với ứng suất tập trung, dể gia công, nhiệt luyện, chịu được mài mòn. Chọn thép 45, tôi cải tiến. HB=200; sk=600N/mm2; sch=300N/mm2; sNotx=520N/mm2. IV.A.2. Tính sơ bộ trục: Chỉ xét trục chịu ảnh hưởng của mômen xoắn. Tính đường kính sơ bộ của các trục: (mm) (4.1) Trong đó C là hệ số tính toán phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép đối với đầu trục vào và trục truyền chung. Lấy C = 120 Đối với trục I: NI = 5,3664 Kw nI = 1450 vòng/phút Þ Chọn d1=20mm Đối với trục II: NII = 5,1281 Kw nII = 405vòng/phút Þ Chọn d2=28mm Đối với trục III: NIII = 5,0004 Kw nIII = 136 vòng/phút Þ Chọn d3= 40mm Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng các trục trong 3 trị số dI, dII, dII ta có thể lấy trị số dII = 28mm để chọn loại ổ bi.Theo bảng 17P ta chọn chiều rộng B = 13mm_ là loại ổ trung bình IV.A.3.Tính gần đúng trục: Trình tự : Định kích thước dài của trục Dựa vào các số liệu: khoảng cách trục A chiều rộng bánh răng b chiều rộng đĩa xích, chiều rộng ổ và các phần tử khác chọn theo kinh nghiệm. Từ chiều dài trục, ta vẽ sơ đồ tính trục. Dựa vào sức bền ta tính được mômen uốn và xoắn tác dụng lên trục. Tổng hợp tác dụng của hai tải trọng này, dựa và thuyết bền 4, ta tính được đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm. Từ đó vẽ được kết cấu trục. * Theo bảng 7-1 ta chọn các kích thước như sau: 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 Chiểu rộng ổ: B = 13 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(13+8+15+40) +67+2(10-1) +18+15+30= 300mm Trục II: L2 = 2(l2+B+a+b2+1)+ 2c+ b3 = 2(8+13+15+40+1)+2.10+67= 241mm Trục III: L3= L2+l3+l4+l5 = 241+ 18+ 15+ 60= 334mm Sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi: IV.A.5.Sơ đồ phân tích lực trên các trục: TrụcIII IIII Trục II Trục I IV.A.6.Trục I : 6.1.Các số liệu ban đầu: Chiều dài trục: L1=300mm; d1 = 57mm K1= 49,5 mm K2= 125 mm K3= 54,5 mm P1 = 1240,15 N Rx = 4342,635 N Pr1 = 458,4 N Pa1 = 219,79N Mx1= P1.d1/2= 35344,275Nmm Mz1 = pa1.d1/2 = 6264,015mm Phản lực ở các gối trục: K3 K2 K1 K1 45517 45517 Theo sơ đồ phân bố lực ta có: YA+YD=2Pr1- Rx=2.458,4-4342,635=-3246 N YA(2K1+K2)=Pr1(2K1+K2)+Rx.K3 YA= Pr1+=458,4+=1056,6 N YD =-4302,6 N ZA+ZD=2P1=2.1240,15=2480,3 N ZA(2K1+K2)= P1(2K1+K2) ZA=ZD = P1=1240,15 N Tính moment uốn ở những tiết diện nguy hiểm: Ở tiết diện D: Mu(D) = 236673,6 Nmm. Mx(D) = 35344,220 Nmm Ở tiết diện C: (4.2) Trong đó: Muy= 61387,425Nmm Muz =238655+6264=244919,355 Nmm Þ Mu(C)= N.mm và MX(C)=35344,22Nmm 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 = 1240,15N Mx2= P2.d2/2=125875 Nmm Pr2=458,4N Pa2=219,79N Mz2=Pa2.d2/2=22308,68Nmm P3=2879N Pr3=1074,5N Mx3=P3.d3/2=120918Nmm d3=84mm 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=157,7 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=249mm 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. Phần V: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC Khi chọn cần chú ý đến các yếu tố: trị số phương chiều và đặc tính tải trọng (tĩnh, thay đổi, va đập...), vận tốc, thời gian phục vụ của ổ; điều kiện bôi trơn, những yêu cầu về tháo lắp, điều kiện công nghệ chế tạo lỗ của vỏ hộp và các chỉ tiêu về kinh tế. Thiêt 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. 51