Đồ án Chi tiết máy

= 2240mm Xácđịnh lạikhoảng cách trục a 2 28 4 k k a     4.5a[1] Với  1 2 2 d d k L      125 500 2240 1258, 25 2 k mm      2 1 500 125 187,5 2 2 d d mm        2 21258, 25 1258, 25 8.187,5 599,8 600 4 a mm mm      Vậy a =600mm được chọn thõa 5. Tính góc ôm đai nhỏ Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong trường hợp này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn nên nếu góc ôm bánh đai nhỏ thõa thì góc ôm bánh đai lớn cũng được thõa 2 11 500 125 180 57 180 57 144,375 600 od dα a - - = - = - = Vì 1 min 120 oα α> = Þ thỏa mãn điều kiện không trượt trơn. 6. Tính số đai z Ta có: [ ] dc o u α v r zo p Z p C C C C C ³ Với: dcP : công suất trên trục bánh dẫn trường hợp này cũng chính là công suất động cơ, kW( dcP =5,5kW) [ ]op : công suất có ích cho phép được xác định theo đồ thị hình 4.21[1] [po] = 3,05kw :vC : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vC =1 – 0,05(0,01 2 1v – 1) = 1 – 0,05(0,0118,98 2 -1) = 0,87 trang 151[1] Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 13 αC : Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm 1 1101,24 1C e          = 144,375 1101, 24 1 0,91e        4.53[1] uC : Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỉ số truyền, chọn 1,14uC = ( tra bảng 4.9 [1]) LC : hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài đai L 66 0 2240 1,047 1700 L L C L    trang 152 Với L0 là chiều dài thực nghiệm L0 = 1700mm zC : hệ số ảnh hưởng đến sự phân bố không đều của tải trọng giữa các dây đai Z 2 3 46 Z >6 Cz 0,95 0,9 0,85 Chọn Cz = 0,9 Cr : Hệ số xét đến ảnh hưởng tải trọng, theo bảng 4.8[1] Chọn Cr = 0,7 do cơ cvau61 phải làm việc 2 ca nên Cr = 0,7 – 0,1 = 0,6 Thay các thông số vào ta có: 5,5 3,53 3,05.0,91.1,14.1,047.0,9.0,6.0,87 Z ³ = Þ chọn 4Z = 7. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai 7.1 Chiều rộng bánh đai Chiều rộng bánh đai: ( 1) 2B z t e= - + 4.17[2] Với t và e tra bảng 4.21[2] t = 15mm e = 10mm 3,3oh = mm thay số vào ta được: B = (4 – 1 ).15 + 2.10 = 65mm 7.2 Đường kính ngoài hai bánh đai: 1 1 2n oD d h= + 4.18[2] 2 2 2n oD d h= + 1 125 2.3,3 131,6nD mm= + = 2 500 2.3,3 506,6nD mm= + = Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 14 8. Lực tác dụng lên trục Fr, và lực căng ban đầu Fo. Lực căng trên 1 đai: 0 1 780 . . . dc d v α p k F F v C Z = + Với Kd : hệ số tải trọng động tra bảng 4.7[2] với loại truyền động xích tải lam việc 1ca ta chọn Kd = 1,25 trường hợp này làm việc 2 ca nên Kd = 1,25 + 0,15 = 1,4 C = 0,91 (đã tính ở trên) Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra. 21v mF q v 4.20[2] qm : khối lượng trên 1m chiều dài đai tra bảng 4.22[2] ta được qm = 0,105 kg/m Fv = 0,105.18,98 2 = 37,83 kgm/s2 0 780.5,5.1,4 37,83 124,8 18,98.0,91.4 F N   Lực tác dụng lên trục: trục được tính như sau: 1 144,375 2. . .sin 2.4.124,8.sin 951 2 2 r o α F Z F N æ ö æ ö÷ ÷ç ç= = =÷ ÷ç ç÷ ÷çç è øè ø 9. Đánh giá đai Để đảm bảo cho đai hoạt động có lợi nhất (khả năng tải tương đối lớn , không sảy ra hiện tượng trượt trơn và hiệu suất truyền động cao nhất), công suất trên bánh đai chủ động phải đảm bảo:   dc d Z p p p K   8.23[3] Với    0 . . . . 3,05.0,91.1,14.1,047.0,9 2,98u L Zp p C C C C kw   Suy ra 4.2.98 5,5 8,5 1,4 p    Vậy bộ truyền bánh đai được thõa. 10. Tuổi thọ đai Lực vòng có ích: 1 1000 1000.5,5 290 18,98 t P F N v = = = 4.9[2] Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 15 Hệ số ma sát tương đương: Từ công thức ' ' 0 1 2. . 1 f t f F e Z F e      4.31[1] Suy ra 1 2. .1 1 2.4.124,8 290 ' ln ln 0, 24 2. . 2,52 2.4.124,8 290 o t o t Z F F f α Z F F + + = = = - - Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn: 36 '.sin 0, 24.sin 0,074 2 2 γ f f= = = 4.1[1] Ứng suất lớn nhất trong mỗi đai: ax 10,5m o t v uσ σ σ σ σ= + + + Với - oσ : ứng suất do lực căng ban đầu gây ra, 1, 2oσ MPa£ ta chọn 0 1, 2MPa  - tσ : ứng suất có ích 290 0,9( ) 4.81 t t F σ MPa ZA = = = - vσ : ứng suất do lực căng phụ gây nên 2 6 2 61 1 .10 1200.18,98 .10 0, 43( )vv F σ ρv MPa A - -= = = = 31200 /ρ kg m= : là khối lượng riêng của đai (đai vải cao su) - 1 1 2 2.2,8 .100 4,48 125 o u y σ E MPa d = = = E : môđun đàn hồi của đai, 100E MPa= Þ Z ax 1,2 0,5.0,9 0, 43 4, 48 6,56( )mσ MPa= + + + = Tuổi thọ đai: 8 7 7 ax 9 .10 .10 6,56 2058,2 2.3600 2.3600.8,47 m r m h σ σ L i æ ö æ ö÷ç ÷ç÷ç ÷ç÷ç ÷÷ç çè ø è ø = = = giờ Trong đó: rσ : Giới hạn mỏi của đai thang, 9rσ MPa= m : Chỉ số mũ của đường cong mỏi Đối với đai thang 8mÞ = i : số vòng chạy của đai trong 1 giây, 18,98 8, 47 2,24 i = = (l/s) Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 16 Vậy trong bảy năm làm việc, số lần thay đai là N = 7.300.2.8 16,3 17 2058, 2   lần Phần IV :Thiết kế bộ truyền bánh răng. 1. Tính toán cấp chậm. 1.1 Chọn vật liệu: Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ, hai cấp, chịu công suất nhỏ ( 5,5dcdmP kW= ), chỉ cần chọn vật liệu nhóm I. Vì nhóm I có độ rắn HB<350, bánh răng được tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Dựa theo bảng 3.8 ( [1] ) chọn Thép 45C loại thép này rất thông dụng , rẻ tiền.Với phương pháp tôi cải thiện tra bảng 6.1, 6.2 ta được các thông số sau: Bánh nhỏ: 2 21 1 1250, 850 / , 580 /b chHB σ N mm σ N mm= = = Bánh lớn: 2 22 2 2220, 750 / , 360 /b chHB σ N mm σ N mm= = = 1.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép: 1.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:   lim .0,9 .OHH HL H K S    6.33[1] Trong đó:  H -ứng suất tiếp xúc cho phép, 2( / )N mm . limOH - Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở limOH = 2HB + 70 2( / )N mm Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở bánh nhỏ lim1OH = 2.250 + 70 = 570 2( / )N mm Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở bánh lớn lim2OH = 2.220 + 70 = 510 2( / )N mm SH - Hệ số an toàn tra bảng 6.13[1] SH = 1,1 KHL – hệ số tuổi thọ phụ thuộc vào NHE, NHO, NFO, NFE NHE – số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi tiếp xúc. NHE = 3 '60 i i i T c n t T        6.36[1] c – số lần an khớp ở trường hợp này c = 1 Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 17 T – Mô men xoắn lớn nhất trong các mô men Ti Ti – Mô men xoán ở chế độ làm việc thứ i t 'i - thời gian làm việc tính bằng giờ ni – số vòng quay t '1 = 1 1 2 3 15 .7.300.2.8 6720 75 lv t t t t t     giờ t '2 = 2 1 2 3 48 .7.300.2.8 21504 75 lv t t t t t     giờ t '3 = 3 1 2 3 12 .7.300.2.8 5376 75 lv t t t t t     giờ Số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ NHE1=  3 3 3 760.1.203 1 .6720 0,9 .21504 0,75 .5376 30.10   chu kì Số chu kì làm việc tương đương bánh lớn NHE2=  3 3 3 760.1.62,1 1 .6720 0,9 .21504 0,75 .5376 9, 2.10   chu kì NFE – số chu kì làm việc tương đương của đường cong mỏi uốn NHE = 6 '60 i i i T c n t T        Số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ NFE1 =  6 6 6 760.1.203 1 .6720 0,9 .21504 0,75 .5376 23,3.10   chu kì Số chu kì làm việc tương đương bánh lớn NFE2 =  6 6 6 760.1.62,1 1 .6720 0,9 .21504 0,75 .5376 7,12.10   NHO - số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc. NHO = 30HB 2,4 T220[1] số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của bánh nhỏ: NHO1 = 30.250 2,4 =1,7.10 7 chu kì số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của bánh lớn: NHO2 = 30.220 2,4 =1,26.10 7 chu kì NFO - số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi uốn. Đối với tất cả các loại thép thì : NFO = NFO1 = NFO2 = 5.10 6 chu kì . Vì NHE1 > NHO1 NFE1 > NFO1 NHE2 > NHO2 NFE2 > NFO2 Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 18 Nên KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1 Với : KFL, KHL – Hệ số tuổi thọ Vậy: ứng suất tiếp xúc cho phép bánh nhỏ:  1 570.0,9 .1 466 1,1 H   N/mm 2 ứng suất tiếp xúc cho phép bánh lớn :  2 510.0,9 .1 417,3 1,1 H   N/mm 2 Do bánh lớn co ứng suất tiếp xúc cho phép bé hớn nên ta chọn bánh lớn để tính toán điều kiện tiếp xúc. 1.2.2 Ứng suất uốn cho phép. Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ứng suất uốn được tính theo công thức sau: [ ] lim . .OFF FL FC F σ σ K K s = 6.47[1] FCK : Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi. Ở đây quay một chiều nên FCK = 1. Fs - Hệ số an toàn tra bảng 6.13[1] ta được: Fs = 1,75 limOF - giới hạn mỏi uốn tra bảng 6.13 ta được: lim1OF = 1,8HB = 1,8.250 = 450 lim2OF = 1,8HB = 1,8.220 = 396 Vậy : [ ] lim11 1 450 . . .1.1 257 1,75 OF F FL FC F σ σ K K s = = = N/mm 2 [ ] lim 22 2 396 . . .1.1 226,3 1,75 OF F FL FC F σ σ K K s = = = N/mm 2 1.3 Các thông số bánh răng. Do các bánh răng không đối xứng các ổ trục nên ta chọn baψ = 0,3 theo 6.15[1] Với baψ - hệ số chiều rộng vành răng. ( )2 1 0,64 2 bd ba u ψ ψ + = = Theo bảng 6.7[2] ta chọn hệ số phân bố không đều của tải trọng Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 19 1,05HK   1,12FK   1.3.1 Xác định khoảng cách trục aw Ta xác định độ bền tiếp xúc theo độ bền tiếp xúc của bánh bị dẫn ( ) ( ) ( ) 2 2 332 2 2 2 243690.1,05 50( 1) 50 3, 27 1 244 0,3. 417,3 .3, 27 Hβ w ba H T K a u mm ψ σ u = + = + = Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 250 mm 1.3.2 Môđun bánh răng. m =  0,01 0,02 2,5 5wa   chọn m = 4 mm theo tiêu chuẩn 1.3.3 Số răng của bánh răng. 1 2 2. 2.250 125 4 waZ Z m     răng Số răng bánh dẫn Z1 và bánh bị dẫn Z2: Z1 = 1 2 2 125 29 1 3, 27 1 Z Z u      răng Z2 = 1125 125 29 96Z    răng Tỉ số truyền sau khi chọn răng: '2 96 3.31 29 u   Sai số tỉ số truyền: ' 2 2 2 2 3,31 3, 27 0,012% 2% 3, 27 u u u u        Vậy số răng cặp bánh răng được thõa. 1.3.4 Kích thước bộ truyền bánh răng Chiều rộng bánh răng lớn: 2 0,3.250 75w ba wb ψ a mm= = = Chiều rộng bánh răng nhỏ: 1 2 5 75 5 80w wb b mm= + = + = Đường kính vòng chia: Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 20 d 1w = Z1.m = 29.4 = 116 mm d 2w = Z2.m = 96.4 = 384 mm đường kính vòng đỉnh: d 1a = dw1 + 2.m = 116 + 2.4 = 124 mm d 2a = dw2 + 2.m = 384 + 2.4 = 392 mm Đường kính vòng chân răng : df = dw – 2,5m df1 = dw1 – 2,5m = 116 – 2,5.4 = 106 mm df1 = dw2 – 2,5m = 384 – 2,5.4 = 374 mm vận tốc bánh răng: 1 . .116.203 1,23 / 2 60000 60000 w IId nv m      Theo bảng 6.13[2] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9 Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5[1] chọn: KHV = 1,06 KFV = 1,11 1.4 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.  '2 1 ' 1 2 2 2. . .. . . II H FV uH H w w T K KZ Z Z d b u      Với : ZH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = 0 2 2 1,76 sin 2 s in40wa   Z  - Hệ số xét đến ảnh hưởng tổng chiều dài tiếp xúc Z  = 4 3  6.61[1] Với  - hệ số trùng khớp có giá trị từ 1,2 – 1,9 ta chọn  = 1,5 Z  = 4 1,5 0,91 3   Z  - Hệ số xét đến cơ tính vật liệu làm bánh răng Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 21 Z  =     1 2 2 2 2 1 1 2 2. 1 1 E E E E       Cả hai bánh đều bằng thép nên môđun đàn hồi của vật liệu làm bánh răng E1 = E2 = 2,1.105 N/mm2 Hệ số poisson của vật liệu làm bánh răng 1 2 0,3   Vậy Z  =     5 1 2 2 1 2,1.10 271 1 1 0,3 E        (N/mm2 )1/2  2.243690.1,05.1,11. 3,31 1271.1,76.0,91 348 124 75.3,31 H MPa      lim . . . .r v l XH HL H OH H Z Z K K K s   6.39[1] Trong đó : Zr – Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt. Ta chọn độ nhám bề mặt bánh răng Ra = 2,5 khi đó Zr = 0,95 Zv – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Zv = 0,85.v 0,1 =0,85.1,23 0,1 = 0,87 Kl –Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thường Kl = 1 KXH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng KXH = 41,05 110 ad   1 0,95.0,87.1.1.1 570 428 1,1 H   N/mm 2  2 0,95.0,87.1.1.1 510 383 1,1 H   N/mm 2  2H = 383 > H = 348 Vậy độ bền tiếp xúc được thõa 1.5 tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn 1.5.1 Hệ số dạng răng YF1 = 1 13, 2 13, 2 3, 47 3, 47 3,925 29Z     6.80[1] YF1 = 2 13, 2 13, 2 3, 47 3, 47 3,6 96Z     Đặc tính so sánh độ bền các răng: Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 22 Bánh dẫn :  1 1 257 65,5 3,925 F FY    Bánh bi dẫn :  2 2 226,3 62,9 3,6 F FY    Do đó độ bền bánh bị dẫn thấp hơn, nên ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn 1.5.2 Ứng suất uốn tính toán: 22 1 2 2. . . . 2.3,6.243690.1,12.1.11 62,7 . . 116.75.4 F II F FV F w w Y T K K d b m     N/mm2 Vì :  2 262,7 226,3F F    N/mm 2 Nên độ bền uốn được thõa mãn. 2 Tính toán cấp nhanh. 2.1 Chọn vật liệu: So với bộ truyền bánh răng cấp chậm, bộ truyền cấp chậm có tỉ số truyền cao hơn, nhưng chênh lệch không lớn nên ta chọn vật liệu cấp nhanh giống cấp chậm. Bánh nhỏ: 2 21 1 1250, 850 / , 580 /b chHB σ N mm σ N mm= = = Bánh lớn: 2 22 2 2220, 750 / , 450 /b chHB σ N mm σ N mm= = = 2.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép: 2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép:   lim .0,9 .OHH HL H K S    6.33[1] Trong đó:  H -ứng suất tiếp xúc cho phép, 2( / )N mm . limOH - Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở limOH = 2HB + 70 2( / )N mm Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở bánh nhỏ lim1OH = 2.250 + 70 = 570 2( / )N mm Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở bánh lớn lim2OH = 2.220 + 70 = 510 2( / )N mm SH - Hệ số an toàn tra bảng 6.13[1] SH = 1,1 KHL – hệ số tuổi thọ phụ thuộc vào NHE, NHO, NFO, NFE Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 23 NHE – số chu kì làm việc tương đương của đường mỏi tiếp xúc. NHE = 3 '60 i i i T c n t T        6.36[1] c – số lần an khớp ở trường hợp này c = 1 T – Mô men xoắn lớn nhất trong các mô men Ti Ti – Mô men xoán ở chế độ làm việc thứ i t 'i - thời gian làm việc tính bằng giờ ni – số vòng quay t '1 = 1 1 2 3 15 .7.300.2.8 6720 75 lv t t t t t     giờ t '2 = 2 1 2 3 48 .7.300.2.8 21504 75 lv t t t t t     giờ t '3 = 3 1 2 3 12 .7.300.2.8 5376 75 lv t t t t t     giờ Số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ NHE1=  3 3 3 760.1.725 1 .6720 0,9 .21504 0,75 .5376 107.10   chu kì Số chu kì làm việc tương đương bánh lớn NHE2=  3 3 3 760.1.203 1 .6720 0,9 .21504 0,75 .5376 30.10   chu kì NFE – số chu kì làm việc tương đương của đường cong mỏi uốn NHE = 6 '60 i i i T c n t T        Số chu kì làm việc tương đương bánh nhỏ NFE1 =  6 6 6 760.1.725 1 .6720 0,9 .21504 0,75 .5376 83,2.10   chu kì Số chu kì làm việc tương đương bánh lớn NFE2 =  6 6 6 760.1.203 1 .6720 0,9 .21504 0,75 .5376 23,3.10   NHO - số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc. NHO = 30HB 2,4 T220[1] số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của bánh nhỏ: NHO1 = 30.250 2,4 =1,7.10 7 chu kì số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi tiếp xúc của bánh lớn: NHO2 = 30.220 2,4 =1,26.10 7 chu kì Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 24 NFO - số chu kì làm việc cơ sở của đường mỏi uốn. Đối với tất cả các loại thép thì : NFO = NFO1 = NFO2 = 5.10 6 chu kì . Vì NHE1 > NHO1 NFE1 > NFO1 NHE2 > NHO2 NFE2 > NFO2 Nên KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1 Với : KFL, KHL – Hệ số tuổi thọ Vậy: ứng suất tiếp xúc cho phép bánh nhỏ:  1 570.0,9 .1 466 1,1 H   N/mm 2 ứng suất tiếp xúc cho phép bánh lớn :  2 510.0,9 .1 417,3 1,1 H   N/mm 2 Do bánh lớn co ứng suất tiếp xúc cho phép bé hớn nên ta chọn bánh lớn để tính toán điều kiện tiếp xúc. 2.2.2 Ứng suất uốn cho phép. Răng làm việc một mặt (răng chịu ứng suất thay đổi mạch động) nên ứng suất uốn được tính theo công thức sau: [ ] lim . .OFF FL FC F σ σ K K s = 6.47[1] FCK : Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi. Ở đây quay một chiều nên FCK = 1. Fs - Hệ số an toàn tra bảng 6.13[1] ta được: Fs = 1,75 limOF - giới hạn mỏi uốn tra bảng 6.13 ta được: lim1OF = 1,8HB = 1,8.250 = 450 lim2OF = 1,8HB = 1,8.220 = 396 Vậy : [ ] lim11 1 450 . . .1.1 257 1,75 OF F FL FC F σ σ K K s = = = N/mm 2 [ ] lim 22 2 396 . . .1.1 226,3 1,75 OF F FL FC F σ σ K K s = = = N/mm 2 2.3 Các thông số bánh răng. Do các bánh răng không đối xứng các ổ trục nên ta chọn baψ = 0,3 theo 6.15[1] Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 25 Với baψ - hệ số chiều rộng vành răng. ( )1 1 3,57 10,3. 0,7 2 2 bd ba u ψ ψ + + = = = tr 228[1] Theo bảng 6.7[2] ta chọn hệ số phân bố không đều của tải trọng 1,03HK   1,08FK   2.3.1 Xác định khoảng cách trục aw Do hộp giảm tốc đồng trục nên khoảng cách trục cấp nhanh ta chọn bằng khoảng cách trục cấp chậm aw = 250 mm 2.3.2 Môđun bánh răng. m =  0,01 0,02 2,5 5wa   chọn m = 4 mm theo tiêu chuẩn 2.3.3 Số răng của bánh răng. 1 2 2. 2.250 125 4 waZ Z m     răng Số răng bánh dẫn Z1 và bánh bị dẫn Z2: Z1 = 1 2 1 125 27 1 3,57 1 Z Z u      răng Z2 = 1125 125 27 98Z    răng Tỉ số truyền sau khi chọn răng: '1 98 3.63 27 u   Sai số tỉ số truyền: ' 1 1 1 1 3,63 3,57 0,02% 2% 3,57 u u u u        Vậy số răng cặp bánh răng được thõa. 2.3.4 Kích thước bộ truyền bánh răng Chiều rộng bánh răng lớn: 2 0,3.250 75w ba wb ψ a mm= = = Chiều rộng bánh răng nhỏ: 1 2 5 75 5 80w wb b mm= + = + = Đường kính vòng chia: Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 26 d 1w = Z1.m = 27.4 = 108 mm d 2w = Z2.m = 98.4 = 392 mm đường kính vòng đỉnh: d 1a = dw1 + 2.m = 108 + 2.4 = 116 mm d 2a = dw2 + 2.m = 392 + 2.4 = 400 mm Đường kính vòng chân răng : df = dw – 2,5m df1 = dw1 – 2,5m = 108 – 2,5.4 = 98 mm df1 = dw2 – 2,5m = 392 – 2,5.4 = 382 mm vận tốc bánh răng: 1 . .116.725 4,1 / 60000 60000 w Id nv m s      Theo bảng 6.13[2] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 8 Hệ số tải trọng động theo bảng 6.5[1] chọn: KHV = 1,1 KFV = 1,19 2.4 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.  '1 1 ' 1 2 1 2. . .. . . I H FV uH H w w T K KZ Z Z d b u      Với : ZH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = 0 2 2 1,76 sin 2 s in40wa   Z  - Hệ số xét đến ảnh hưởng tổng chiều dài tiếp xúc Z  = 4 3  6.61[1] Với  - hệ số trùng khớp có giá trị từ 1,2 – 1,9 ta chọn  = 1,5 Z  = 4 1,5 0,91 3   Z  - Hệ số xét đến cơ tính vật liệu làm bánh răng Z  =     1 2 2 2 2 1 1 2 2. 1 1 E E E E       Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 27 Cả hai bánh đều bằng thép nên môđun đàn hồi của vật liệu làm bánh răng E1 = E2 = 2,1.105 N/mm2 Hệ số poisson của vật liệu làm bánh răng 1 2 0,3   Vậy Z  =     5 1 2 2 1 2,1.10 271 1 1 0,3 E        (N/mm2 )1/2   22.71842.1,06.1,19. 3,63 1271.1,76.0,91 226,3 / 108 75.3,63 H N mm      lim . . . .r v l XH HL H OH H Z Z K K K s   6.39[1] Trong đó : Zr – Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt. bề mặt bánh răng Ra = 0,63 m khi đó Zr = 1 Zv – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Zv = 0,85.v 0,1 =0,85.4,1 0,1 = 0,98 Kl –Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thường Kl = 1 KXH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng KXH = 41,05 110 ad   1 1.0,98.1.1.1 570 508 1,1 H   N/mm 2  2 1.0,98.1.1.1 510 500 1,1 H   N/mm 2  2H = 500 > H = 226,3 N/mm 2 Vậy độ bền tiếp xúc được thõa 2.5 tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn 2.5.1 Hệ số dạng răng YF1 = 1 13, 2 13, 2 3, 47 3, 47 3,96 27Z     6.80[1] YF1 = 2 13, 2 13, 2 3, 47 3, 47 3,6 98Z     Đặc tính so sánh độ bền các răng: Bánh dẫn :  1 1 257,1 65 3,96 F FY    Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 28 Bánh bi dẫn :  2 2 226,3 63 3,6 F FY    Do đó độ bền bánh bị dẫn thấp hơn, nên ta kiểm tra độ bền uốn theo bánh bị dẫn 2.5.2 Ứng suất uốn tính toán: 22 1 2 2. . . . 2.3,6.71842.1,15.1.11 20, 2 . . 108.75.4 F I F FV F w w Y T K K d b m     N/mm2 Vì :  2 220,2 226,3F F    N/mm 2 Nên độ bền uốn được thõa mãn. Bảng thông số bộ truyền bánh răng Thông số Cấp nhanh Cấp chậm Bánh nhỏ Bánh lớn Bánh nhỏ Bánh lớn Môđun m 4 4 4 4 Đường kính vòng chia dw 108 392 116 384 Đường kính vòng đỉnh da 116 400 124 392 Đường kính chân răng df 98 382 106 374 Chiều rộng vành răng bw 80 75 80 75 Số răng Z 27 98 29 96 Khoảng cách trục aw 250 Phần V Tính toán thiết kế trục và chọn then 1. Thiết kế trục 1.1 Chọn vật liệu: Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 có b = 600 MPa (N/mm 2), ứng suất xoắn cho phép [ ] = 20…25 MPa với trục vào và lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, lấy trị số lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc. 1.2 – Tính sơ bộ trục Tính đường kính sơ bộ của các trục theo công thức: 3 P d C n  với P: công suất trục (kW); n: số vòng quay (vòng/phút) Ta chọn C = 120 Đối với trục I: Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 29 3 3 5.454 120 23.5 ( ) 725 I P d C mm n    Đối với trục II: 3 3 5.18 120 35.3 ( ) 203 II P d C mm n    Đối với trục III: 3 3 5.93 120 54.85 ( ) 62.1 III P d C mm n    Để thỏa mãn độ ăn khớp giữa các bánh răng, độ bền của bánh răng ta chọn: dI = 30 mm dII = 40 mm dIII = 60 mm 1.3. Tính gần đúng trục: Từ đường kính trục ở trên ta xác định chiều dày ổ lăn: dI = 35 mm => B01 = 21 mm dII = 40 mm => B02 = 23 mm dIII = 60 mm => B03 = 31 mm Tra bảng ta có các thông số như sau: Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành hộp: k1 = 10 mm Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp: k2 = 10 mm Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 mm Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 20 mm Chiều dài mayơ bánh đai: lm12 = B = 65 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I: lm13 = bw1 = 80 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ hai trên trục II: lm22 = bw2 + 5 = 75 + 5 = 80 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ ba trên trục II: lm23 = bw1 = 80 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục III: lm32 = bw2 + 5 = 75 + 5 = 80 mm Chiều dài mayơ khớp nối: lmkn = (1,4  2,5)dIII = (1,4  2,5).60 = 84-150 mm Ta chọn lmkn = 100 mm Khoảng cách giữa các gối đỡ và khoảng cách và khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực của đai hoặc khớp nối: Trục I: Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 30 Khoảng cách từ đai ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ: 12 01 12 3 64 21 15 20 77,5 ( ) 2 2 m n l B l k h mm          Khoảng cách từ gối đỡ B01 đến bánh răng lm13 trên trục I: 01 02 13 22 21 23 71,5 70,5 ( ) 2 2 B B l l mm        Khoảng cách giữa các gối đỡ trên trục I: 11 132. 2.70,5 141 ( )l l mm   Trục II: Khoảng cách từ ổ trên trục II đến bánh răng thứ 2 trên trục II: 22 02 22 1 2 80 23 10 10 71,5 ( ) 2 2 ml Bl k k mm          Khoảng cách từ ổ trên trục II đến bánh răng thứ 2 trên trục II: Với: 32 0332 1 2 23 80 10 10 71,5 ( ) 2 2 ml Bl k k mm          =>l23= 23 22 1 2 01 03 223 2 2 m ml lk k B B l        Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 31 80 80 3.10 2.10 19 31 71,5 251,5 2         (mm) Vậy khoảng cách giữa 2 ổ lăn trên trục thứ II là: l21 = l23 + l32 = 351,5 + 71,5 = 323 (mm) Trục III: Khoảng cách giữa 2 ổ lăn trên trục thứ III là: 31 32 03 022. 2.71,5 31 23 151 ( )l l B B mm       Chọn khoảng cách từ ổ lăn đến điểm đặt lực của bộ truyền xích tải: lx = 100 mm Vậy khoảng cách từ ổ lăn đặt ở vị trí đầu đến điểm đặt lực của bộ xích tải: l33 = l31 + lx = 151 + 100 = 251 (mm) Các lực tác dụng lên trục: - Lực do đai tác dụng lên trục: Rđ = 951 (N) - Bánh răng cấp nhanh: Lực vòng: )(4,1330 108.725 454,5.10.55,9.22 6 N d M P x  Lực hướng tâm: )(2,48420. 0 NtgPPr  Lực vòng trục: )(0 NPa  - Bánh răng cấp chậm: Lực vòng: )(5,4201 116.203 18,5.10.55,9.22 6 N d M P x  Lực hướng tâm: )(2,152920. 0 NtgPPr  75,5 75,5 l x l13 = 151 g F E g X Y Z Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 32 Lực vòng trục: )(0 NPa  Sơ đồ lực không gian: 1.4 Tính toán trục: 1.4.1 Trục I Ta có: R đ = 951 (N) Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 33 P1 = 1330,4 (N) Pr1 = 484,2 (N) Phản lực ở các gối đỡ trục: mAy = - 77,5R đ - 141RBy + 70,5Pr1 = 0 70,5.484, 2 77,5.951 280,6( ) 141 ByR N       RBy = 280,6 (N) mBy = - 218,5Rđ – 70,5Pr1 + 141RAy = 0 218,5.951 70,5.484,2 1716( ) 141 AyR N      AxmR = 141RBx – 70,5P1 = 0 70,5.1330,4 665, 2 ( ) 141 BxR N   AxR = P1 – RBx = 665,2 (N) Tính mômen uốn ở các tiết diện nguy hiểm: Tiết diện a-a: Mu a-a = Rđ.77,5 = 951.77,5 = 73702,5 (Nmm) Tiết diện b-b: Mu b-b = 22 uxuy MM  Trong đó: .70,5 280,6.70,5 19782 ( ) .70,5 665, 2.70,5 46897 ( ) uy By ux Bx M R Nmm M R Nmm        2 219782 46897 50898 ( )u b bM Nmm    Tính điều kiện trục ở 2 tiết diện a-a và b-b theo công thức:   3 1,0  tdMd    )/(50 2mmN Điều kiện trục ở tiết diện a-a: 22 .75,0 xutd MMM  = 2 273702,5 0,75.71842 = 96452 (Nmm) 3 96452 26,8 ( ) 0,1.50 a ad mm   Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 34 Điều kiện trục ở tiết diện b-b: 22 .75,0 xutd MMM  = 2 250898 0,75.71842 = 80384 (Nmm) 3 80384 25, 2 ( ) 0,1.50 b bd mm   Vậy điều kiện ở tiết diện a-a lấy 35 (mm) và tiết diện b-b lấy 39 (mm). 1.4.2 Trục II Ta có: P2 = 1330,4 (N) Pr2 = 484,2 (N) P3 = 4201,5 (N) Pr3 = 1529,2 (N) Phản lực ở các gối đỡ trục: mCy = 71,5Pr2 + 251,5Pr3 – 323RDy = 0 71,5.484, 2 251.1529,2 1296( ) 323 DyR N     CyR = Pr2 + Pr3 – RDy = 484,2 + 1529,2 – 1296 = 717,4 (N) Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 35 mCx = 251,5P3 + 71,5Pr2 – 323RDx = 0 251,5.4201,5 71,5.1330, 4 3566( ) 323 DxR N     CxR = P2 + P3 – RDx = 1330,4 + 4201,5 – 3566 = 1966 (N) Tính mômen uốn ở các tiết diện nguy hiểm: Tiết diện e-e: Mu e-e = 22 uxuy MM  Trong đó: .71,5 717, 4.71,5 51294 ( ) .71,5 1966.71,5 140569 ( ) uy Cy ux Cx M R Nmm M R Nmm        2 251294 140569 149635 ( )u e eM Nmm    Tiết diện i-i: Mu i-i = 22 uxuy MM  Trong đó: .71,5 1296.71,5 92664 ( ) .71,5 3566.71,5 254969 ( ) uy Dy ux Dx M R Nmm M R Nmm        2 292664 254969 271285( )u i iM Nmm    Tính điều kiện trục ở 2 tiết diện e-e và i-i theo công thức:   3 1,0  tdMd    )/(50 2mmN Điều kiện trục ở tiết diện e-e: 22 .75,0 xutd MMM  = 2 2149635 0,75.243690 = 258707 (Nmm) 3 258707 37,3 ( ) 0,1.50 e ed mm   Điều kiện trục ở tiết diện i-i: 22 .75,0 xutd MMM  Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 36 = 2 2271285 0,75.243690 = 343685 (Nmm) 3 343685 41 ( ) 0,1.50 i id mm   Vậy điều kiện ở tiết diện e-e lấy 43 (mm) và tiết diện i-i lấy 46 (mm). 1.4.3 Trục III Ta có: P4 = 4201,5 (N) Pr4 = 1529,2 (N) Phản lực ở các gối đỡ trục: mEy = 151RFy – 75,5Pr4 = 0 75,5.1529, 2 764,6( ) 151 FyR N   EyR = Pr4 – RFy = 1529,2 – 764,6 = 764,6 (N)  xmE = 151RFx – 75,5P4 = 0 75,5.4201,5 2100,75 ( ) 151 FxR N   ExR = P4 – RFx = 4201,5 – 2100,75 = 2100,75 (N) Tính mômen uốn ở các tiết diện nguy hiểm: Tiết diện g-g: Mu g-g = 22 uxuy MM  Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 37 Trong đó: .75,5 764,6.75,5 57727,3 ( ) .75,5 2100,75.75,5 158607 ( ) uy Fy ux Fx M R Nmm M R Nmm        2 257727,3 158607 168785 ( )u g gM Nmm    Tính điều kiện trục ở tiết diện g-g theo công thức:   3 1,0  tdMd    )/(50 2mmN Điều kiện trục ở tiết diện g-g: 22 .75,0 xutd MMM  = 2 2168785 0,75.758156 = 677930 (Nmm) 3 677930 51, 4 ( ) 0,1.50 g gd mm   Vậy điều kiện ở tiết diện g-g lấy 65 (mm). 1.5 - Tính chính xác trục: Tính chính xác trục nên tiến hành cho các tiết diện chịu tải lớn có ứng suất tập trung. Tính chính xác trục theo hệ số an toàn:  n nn nn n    22 .   1.5.1 Đối với trục I Tiết diện a-a: Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp(uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng: w M u a  minmax  ; 0m ama KK n             11     Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp(xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động: 0 max 22 w M x ma    Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 38 ma K n          1 Thép C45 có )/(600 2mmNb  Giới hạn mỏi và xoắn: Giới hạn mỏi uốn: )/(270600.45,045,0 21 mmNb   Giới hạn mỏi xoắn: )/(150600.25,025,0 21 mmNb   Tra bảng 7.3b có w,w0 Ứng suất pháp và tiếp sinh ra: 273702,5 22,1 ( / ) 3330 u a M N mm w     )/(99,4 7190.2 71842 2 2 0 mmN w M x ma   Chọn hệ số  và  theo vật liệu, đối với thép C trung bình 1,0 và 05,0 Hệ số tăng bền: 1 Chọn các hệ số:   ,,, KK Theo bảng 7-4 lấy: 77,0;88,0    Theo bảng 7-8 lấy: 5,1;63,1   KK Tỉ số: 85,1    K ; 95,1    K Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp ta chọn T3 áp suất sinh ra trên bề mặt ghép  30 N/mm2, tra bảng 7-10 ta có: 6,2    K 96,1)16,2.(6,011.6,01             KK 1 1 270 4,7 2,6.22,1 150 14,95 1,96.4,99 0,05.4,99 a a m n K n K                                   Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 39   2 2 14,95 . 4,7 4,5 4,7 14,95 n n     Hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thường. Tiết diện a-a thỏa điều kiện. Tương tự ở tiết diện b-b: Ta có: Giới hạn mỏi uốn: )/(270600.45,045,0 21 mmNb   Giới hạn mỏi xoắn: )/(150600.25,025,0 21 mmNb   Tra bảng 7.3b có w,w0 Ứng suất pháp và tiếp sinh ra: 250898 13,9 ( / ) 3660 u a M N mm w     )/(56,4 7870.2 71842 2 2 0 mmN w M x ma   Các hệ số: 1 ; 1,0 ; 05,0 Tra bảng 7-10 ta có: 6,2    K 96,1)16,2.(6,011.6,01             KK 1 1 270 7,5 2,6.13,9 150 16, 4 1,96.4,56 0,05.4,56 a a m n K n K                                     2 2 7,5 .16,4 6,83 7,5 16, 4 n n     Tiết diện b-b thỏa điều kiện. 1.5.2 Đối với trục II Tiết diện e-e: Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 40 ama KK n             11     ma K n          1 Giới hạn mỏi và xoắn: Giới hạn mỏi uốn: )/(270600.45,045,0 21 mmNb   Giới hạn mỏi xoắn: )/(150600.25,025,0 21 mmNb   Tra bảng 7.3b có w,w0 Ứng suất pháp và tiếp sinh ra: 2149635 20,6 ( / ) 7250 u a M N mm w     )/(8,7 15610.2 243690 2 2 0 mmN w M x ma   Các hệ số: 1 ; 1,0 ; 05,0 Tra bảng 7-10 ta có: 3,3    K 38,2)13,3.(6,011.6,01             KK 1 1 270 4 3,3.20,6 150 7,9 2,38.7,8 0,05.7,8 a a m n K n K                                     2 2 4.7,9 3,6 4 7,9 n n     Tiết diện e-e thỏa điều kiện. Tương tự ở tiết diện i-i: Ta có: Giới hạn mỏi uốn: )/(270600.45,045,0 21 mmNb   Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 41 Giới hạn mỏi xoắn: )/(150600.25,025,0 21 mmNb   Tra bảng 7.3b có w,w0 Ứng suất pháp và tiếp sinh ra: 2271285 34,8 ( / ) 7800 u a M N mm w     )/(28,7 16740.2 243690 2 2 0 mmN w M x ma   Các hệ số: 1 ; 1,0 ; 05,0 Tra bảng 7-10 ta có: 3,3    K 38,2)13,3.(6,011.6,01             KK 1 1 270 2,35 3,3.34,8 150 8, 48 2,38.7,28 0,05.7,28 a a m n K n K                                     2 2 2,35.8, 48 2,26 2,35 8, 48 n n     Tiết diện i-i thỏa điều kiện. 1.5.3 Đối với trục III Tiết diện g-g: Ta có: Giới hạn mỏi uốn: )/(270600.45,045,0 21 mmNb   Giới hạn mỏi xoắn: )/(150600.25,025,0 21 mmNb   Tra bảng 7.3b có w,w0 Ứng suất pháp và tiếp sinh ra: 2182199 7,5 ( / ) 24300 u a M N mm w     )/(4,7 51200.2 758156 2 2 0 mmN w M x ma   Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 42 Các hệ số: 1 ; 1,0 ; 05,0 Tra bảng 7-10 ta có: 3,3    K 38,2)13,3.(6,011.6,01             KK 1 1 270 10,9 3,3.7,5 150 7,11 2,38.7,4 0,05.7,4 a a m n K n K                                     2 2 10,9. 7,11 6 10,9 7,11 n n     Tiết diện g-g thỏa điều kiện. 2. Tính then: 2.1Trục I: Đường kính trục I chỗ lắp then là 39 mm. Tra bảng 7-23 [5] ta chọn then có: b = 12 mm; h = 8 mm ; t = 4,5 mm; tl = 3,6 mm; k = 4,4 mm, r = 0,2mm Đường kính trục I chỗ lắp then là 30 mm. Tra bảng 7-23 [5] ta chọn then có b = 8 mm; h = 7 mm ; t = 4 mm; tl = 3,1 mm; k = 43,5 mm, r = 0,2mm Chiều dài then lắp bánh răng: lt1 = 0,8.lm1 = 0,8.80 = 64 (mm) Chiều dài then lắp bánh đai: ltd = 0,8.lm1 = 0,8.64 = 51,2 (mm) Tải va đập nhẹ nên:   2/100 mmNd    2/87 mmNc  Kiểm nghiệm về sức bền dập của then lắp bánh răng theo công thức:    dkl M x d 2 Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 43 Với: 1 71842 39 4, 4 64 x t M Nmm d mm k mm l mm          2/100 mmNd   2 2.71842 13 / 39.4,4.64 d d N mm     Kiểm nghiệm về sức bền cắt của then theo công thức:  cxc dbl M   2 Với: b = 12 mm, các thông số còn lại như trên   2/87 mmNc    2.71842 4,8 39.12.64 c c      Vậy then lắp bánh răng thỏa điều kiện. Kiểm nghiệm về sức bền dập của then lắp bánh đai theo công thức:    dkl M x d 2 Với: 1 71842 30 3,5 51,2 x t M Nmm d mm k mm l mm          2/100 mmNd   2 2.71842 26,7 / 30.3,5.51, 2 d d N mm     Kiểm nghiệm về sức bền cắt của then theo công thức:  cxc dbl M   2 Với: b = 8 mm, các thông số còn lại như trên   2/87 mmNc    2.71842 11,7 30.8.51, 2 c c      Vậy then lắp bánh răng thỏa điều kiện. Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 44 2.2 Trục II: Đường kính trục II chỗ lắp bánh răng tại tiết diện e-e là 43 mm và tại tiết diện i-i là 46 mm. Tra bảng 7-23 ta chọn 2 then có: Tiết diện e-e : b = 14 mm; h = 9 mm ; t = 5 mm; tl = 4,1 mm; k = 5 mm, r = 0,2 mm Tiết diện i-i : b = 14 mm; h = 9 mm ; t = 5 mm; tl = 4,1 mm; k = 5 mm, r = 0,2 mm Chiều dài then ở chỗ bánh răng thứ 2 trên trục II: lt2 = 0,8.lm22 = 0,8.80 = 64 (mm) Kiểm nghiệm về sức bền dập của then theo công thức:    dkl M x d 2 Với: 2 243690 43 5 64 x t M Nmm d mm k mm l mm          2/100 mmNd   2 2.243690 35,4 / 43.5.64 d d N mm     Kiểm nghiệm về sức bền cắt của then theo công thức:  cxc dbl M   2 Với: b = 14 mm, các thông số còn lại như trên   2/87 mmNc    2.243690 12,65 43.14.64 c c      Vậy then thỏa điều kiện. Chiều dài then ở chỗ bánh răng thứ 3 trên trục II: lt3 = 0,8.lm3 = 0,8.80 = 64 (mm) Kiểm nghiệm về sức bền dập của then theo công thức:    dkl M x d 2 Với: 3 243690 46 5 64 x t M Nmm d mm k mm l mm        Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 45   2/100 mmNd   2 2.243690 33,8 / 46.5.64 d d N mm     Kiểm nghiệm về sức bền cắt của then theo công thức:  cxc dbl M   2 Với: b = 14 mm, các thông số còn lại như trên   2/87 mmNc    2.243690 11,8 46.14.64 c c      Vậy then thỏa điều kiện. 2.3 Trục III: Đường kính chọn trục chỗ lắp bánh răng tại tiết diện g-g là 65 mm. Tra bảng 7-23[5] ta chọn then có: b = 18 mm; h = 11 mm ; t = 5,5 mm; tl = 5,6 mm; k = 6,8 mm, r = 0,4 mm Đường kính đoạn trục chỗ lắp khớp nối : b = 18 mm; h = 11 mm ; t = 5,5 mm; tl = 5,6 mm; k = 6,8 mm, r = 0,4 mm Chiều dài then lắp bánh răng: lt4 = 0,8.lm4 = 0,8.80 = 64 (mm) Chiều dài then lắp khớp nối: lt4’ = 0,8.lm4 = 0,8.100 = 80 (mm) Kiểm nghiệm về sức bền dập của then theo công thức:    dkl M x d 2 Với then lắp bánh răng: 4 758156 65 6,8 64 x t M Nmm d mm k mm l mm          2/100 mmNd   2 2.758156 53,6 / 65.6,8.64 d d N mm     Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 46 Với then lắp khớp nối: 4' 758156 65 6,8 80 x t M Nmm d mm k mm l mm          2/100 mmNd   2 2.758156 42,9 / 65.6,8.80 d d N mm     Kiểm nghiệm về sức bền cắt của then theo công thức:  cxc dbl M   2 Với: b = 18 mm, các thông số còn lại như trên   2/87 mmNc  Đối với bánh răng :   2.758156 20, 25 65.18.64 c c      Đối với khớp nối :   2.758156 16,2 65.18.80 c c      Vậy then thỏa điều kiện. Bảng thông số trục I Thông số Trị số (mm) Đường kính trục dI 30 Đường kính tiết diện nguy hiểm a-a : 35 b-b : 39 Chiều dài mayơ bánh trên trục 80 Khoảng cách từ trung điểm mayơ bánh đai và ổ lăn thứ I l12 77,5 Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ I và bánh răng l13 70,5 Khoảng cách từ trung điểm mayơ hai ổ lăn thứ I và II l11 141 Chiều dày ổ lăn trên trục B01 21 Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 47 Bảng thông số trục II Thông số Trị số (mm) Đường kính trục dII 40 Đường kính tiết diện nguy hiểm e-e : 43 i-i : 46 Chiều dài mayơ bánh răng trên trục Bánh lớn: 80 Bánh nhỏ: 80 Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ III và bánh răng II: l22 71,5 Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ III và bánh răng IV: l23 251,5 Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ IV và bánh răng III: l32 75,5 Chiều dày ổ lăn trên trục B02 23 Bảng thông số trục III Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 48 Thông số Trị số (mm) Đường kính trục dIII 60 Đường kính tiết diện nguy hiểm g-g : 65 Chiều dài mayơ bánh răng trên trục 80 Khoảng cách từ trung điểm cặp ổ lăn trên trục : l31 163 Khoảng cách từ ổ lăn đến điểm đặt lực của bộ xích tải lx 100 Chiều dày ổ lăn trên trục B02 31 Bảng thông số then trên các trục Trục I TrụcII Trục III Bánh đai Bánh răng Bánh răng Bánh răng Bánh răng Khớp nối b 8 12 14 14 18 18 h 7 8 9 9 11 11 t 4 4,5 5 5 5,5 5,5 t1 3,1 4,4 4,1 4,1 5,6 5,6 r 0,2 0,2 0,2 0,2 0.4 0,4 Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 49 Phần VI: chọn ổ lăn và khớp nối trục 1. Chọn ổ lăn 1.1 Các thông số của ổ lăn. Trên mỗi trục ta chọn cùng một loại ổ lăn và được lấy theo ổ lăn lớn nhất; Trên trục I Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đỡ: 2 2 2 2 AX 2 2 2 2 BX 1771,2 665, 2 1892( ) 336 665,2 745( ) A AY B BY R R R N R R R N           Đường kính cần chọn ổ lăn d=35mm Ta có RA >RB nên ta tính gối đỡ tại A Tải trọng tương đương ( . . )V t n tQ K R M A K K  Trong đó: Kt = 1 tải trọng tĩnh Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 0C Kv = 1 khi vòng trong của ổ quay Vì lực dọc trục At = 0 nên Q = RA = 1892 (N) = 1,892 (kN) Với số vòng quay của trục n = 725 (vg/ph); h = 33600 (giờ) C = Q. 3 3 3 6 6 60. . 60.725.33600 1,892 1,892 24,5 10 10 hn LL    (kN) A B RA RB b h t t1r Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 50 Tra bảng P2.7 chọn ổ lăn cỡ trung, kí hiệu 307 với Cbảng = 26,2 kN; d = 35mm; B = 21mm đường kính ngoài D = 80 mm chỗ vát r = 2,5 mm Trên trục II Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đỡ: 2 2 2 2 CX 2 2 2 2 DX 717,4 1966 2093( ) 1296 3566 3794( ) C CY D DY R R R N R R R N           Đường kính cần chọn ổ lăn d=40mm Ta có RD >RC nên ta tính gối đở tại D Tải trọng tương đương ( . . )V t n tQ K R M A K K  (N) Trong đó: Kt = 1 tải trọng tỉnh Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 0C Kv = 1 khi vòng trong của ổ quay Vì lực dọc trục At = 0 nên Q = RD = 3794 N Với số vòng quay của trục n = 203 (vg/ph); h=33600 (giờ) C = Q. 3 3 3 6 6 60. . 60.203.33600 3,794 3,794 28, 2 10 10 hn LL    (kN) Tra bảng P2.7 [2] chọn ổ lăn cỡ trung, kí hiệu 308 với Cbảng = 31,9 kN; d = 40 mm ; B = 23 mm; đường kính ngoài D = 90 mm chỗ vát r = 2,5 mm Trên trục III: Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đỡ: 2 2 2 2 EX 2 2 2 2 FX 764,6 2100,75 2236( ) 764,6 2100,75 2236( ) E EY F FY R R R N R R R N           Đường kính cần chọn ổ lăn d = 60mm C D RC RD E F RE RF Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 51 Ta có RE = RF nên ta tính gối đở tại E hoặc F Tải trọng tương đương ( . . )V t n tQ K R M A K K  (N) Trong đó: Kt = 1 tải trọng tỉnh Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100 0C Kv = 1 khi vòng trong của ổ quay Vì lực dọc trục At = 0 nên Qb = RA = 2236 N Với số vòng quay của trục n = 62,1 (vg/ph); h=33600 (giờ) C = Q. 3 3 3 6 6 60. . 60.62,1.33600 2, 236 2,236 11, 2 10 10 hn LL    (kN) Tra bảng P2.7 chọn ổ lăn cỡ trung kí hiệu 312 với Cbảng = 64,1; d = 60mm; B = 31 mm đường kính ngoài D = 130mm chỗ vát r = 3,5 mm 1.2. Chọn kiểu lắp ổ lăn: Để ổ lăn làm việc tốt, đảm bảo không trượt khi trục làm việc, ta chọn lắp ổ vào trục theo hệ lỗ, vào vỏ hộp theo hệ trục. 1.3. Bôi trơn ổ lăn: Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc bánh răng thấp, không thể dùng phương pháp bắn toé để hắt dầu vào trong hộp vào bôi trơn bộ phận ổ. Có thể dùng mỡ loại T ứng với nhiệt độ làm việc từ 60 ÷ 1000C và vận tốc dưới 1500 vòng/phút (bảng 8-28)[5] Lượng mỡ chứa 2/3 chỗ rỗng của bộ phận ổ. Để mỡ không chảy ra ngoài và ngăn không cho dầu rơi vào bộ phận ổ, nên làm vòng chắn dầu. 1.4. Che kín ổ lăn: Để che kín các đầu trục ra, tránh sự xâm nhập của bụi bặm và tạp chất vào ổ, cũng như ngăn mỡ chảy ra ngoài, ở đây dùng loại vòng phớt là đơn giản nhất : Dựa vào bảng 8.29[5] ta chọn được các thông số sau: Vòng phớt ở trục d d1 d2 D a b S0 I 35 36 34 48 9 6,5 12 III 60 61,5 59 79 9 6,5 12 Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 52 1.5. Vòng chắn dầu Kích thước vòng chắn dầu Các trục d 1d 2d t a b Trục I 30 35 79,6 3 9 5 Trục II 40 40 89,6 3 9 6 Trục III 60 60 129,6 3 9 9 2. Chọn khớp nối trục Nối trục đàn hồi dùng để nối hai trục III và trục IV để truyền chuyển động mà giảm được rung động Công suất truyền: p= 4,92 (KW) Số vòng quay: n= 61 vg/ph Đường kính ra của hộp giảm tốc d= 60 mm Mômen xoắn truyền qua trục nối: 758156( ) 758,56( )xM Nmm Nm  Chọn hệ số tải động k=1,6 Ta chọn nối trục vòng đàn hồi cấu tạo đơn giản, dể chế tạo và giá rẻ: Theo trị số momen và đường kính trục ta chọn kích thước trục nối (bảng 9-11)[5] M = 1100 (Nm) d = 60 mm; D = 220 mm; do = 36 mm ; l = 142 mm; c = 4 mm; Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 53 o oD D d (10 20) 150mm     Kích thước chốt dc = 18mm; lc = 42mm; ren M12 số chốt Z = 10 kích thước vòng đàn hồi Đường kính ngoài 35mm Chiều dài toàn bộ của vòng đàn hồi lv = 36mm Số vòng quay lớn nhất max 2650( )n v ph Chọn vật liệu Nối trục : gang Chốt : thép CT45 thường hóa Vòng đàn hồi bằng cao su Ứng suất dập cho phép của vòng cao su:   22,5 / d N mm  Ứng suất uốn của chốt   270 / u N mm  Đều kiện về sức bền dập của vòng cao su  2 2 2 1,675( ) 2,5( )td d O V C M N mm N mm ZD L D      Đều kiện kiểm nghiệm về sức bền uốn của chốt  2 23 . 33, 276( ) 70( ) 0,1. . t c u u c O M l N mm N mm Z d D      PHẦN VII : THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP. 1. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dầy - Thân hộp  -Nắp hộp 1 =0,025aw +3=8,25 chọn 8mm 1=0,9  = 7,2 chọn 8mm Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 54 Gân tăng cứng -Chiều dầy e -Chiều cao h -Độ dốc e=(0,8-1)  = 6,4 – 8mm chọn e = 8 h<58 chọn 40 mm Khoảng 20 - Đường kính - bu lông nền d1 - bu lông cạnh ổ d2 - bu lông nắp bích và thân d3 - Bu lông nắp ghép ổ d4 - Bu lông ghép nắp cửa thăm d5 - Vít Tra bảng 10.3[5] ta được d1 = 20 mm d2=(0,7-0,8 )d1=14 – 16 mm, chọn d2 = 14mm d3=(0,8-0,9)d2=11,2 – 12,6 mm , chọn d3 = 12mm d4=(0,4 – 0,5)d1=8 – 10 mm, chọn d4 = 8 mm d5=(0,5 – 0,6)d 2=7 – 8,4 mm, chọn d5 = 8 mm d6 = 12 mm Mặt bích ghép nắp và thân -chiều dày bích thân hộp s3 -chiều dầy bích nắp hộp s4 -bề rông nắp bích và thân k3 s3=(1,4-1,8)d3=16,8 – 21,6 mm chọn s3 = 20 mm s4=(0,9-1)S3=18 – 20 mm chọn s4 = 18mm k3=k2-(3-5)mm=40mm Chốt định vị hình côn Tra bảng 18-4b[4] L = 40 mm , d = 8 mm , 1:50  d1 = 9,6 mm Kích thước gối trục đường kính ngoài và tâm lỗ vít tra bảng 18.2[4] trục 1 trục 2 trục 3 D=80mm;D3=125 mm;D2=100 mm D=90mm;D3=135 mm;D2=110 mm D=130mm;D3=180 mm;D2=150 mm Mặt đế hộp Chiều dày khi không có phần lồi S1 Khi có phần lồi : Dd, S1, S2 Bề rộng mặt đế hộp K1 và q S1 = (1,3 – 1,5)d1 = 26 – 30 mm, chọn S1 = 26 mm Dd được xác định theo đường kính dao khoét S1 = (1,4 – 1,7)d1 = 28 – 34 mm chọn S1 = 30 mm S2 = (1 – 1.1 )d1 = 20 – 22 mm chọn S2 = 20 mm K1 = 3d1 = 60 mm ; q  K1 + 2. = 76 Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 55 Khoảng cách từ tâm bu lông cạnh ổ đến mép lổ K  1,2d2 = 16,8 mm , chọn K = 18 Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ K2 Tâm lỗ bu lông cạnh ổ E2 K2=E2+R2+(3-5)mm=44 mm E2=1,6 d2= 22,4 mm chon 22mm R2=1.3d2=18,2 mm chọn R2 = 18 mm Khe hở giữa các chi tiết Bánh răng với thành trong hộp =(1- 1,2)=10mm 1=(3-5)=32 mm Số lượng bu lông nền Z= ( ) 416 682 6 (200 300) (200 300) B L      L ,B:là chiều dài và chiều rộng của hộp 2. Các chi tiết phụ + Bulông vòng (bảng 18-3a, [2]): dùng để di nâng hộp giảm tốc khi lắp ráp cũng như khi di chuyển hộp từ nơi này sang nơi khác. Chọn bulông M10 + Cửa thăm (bảng 18-5, [2]): A1 = 150, vít : M8x22 Để thuận tiện trong khi sử dụng quan sát các phần trong hộp giảm tốc cũng như khi lắp và để đổ dầu vào hộp, ta làm cửa thăm trên đỉnh hộp, trên nắp có nút thông hơi + Nút thông hơi (bảng 18-6, [4]): M10x2 Khi máy làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên, áp suất trong hộp cũng tăng theo. Để giảm áp suất và không khí trong hộp ta dùng nút thông hơi, đồng thời cũng là điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 56 + Nút tháo dầu trụ (bảng 18-7, [5]) : M16x2 Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn trong hộp bị bẩn hoặc biến chất, làm ảnh hưởng đến hiệu quả bôi trơn, do đó cần thay dầu mới và xả hết dầu cũ, để làm việc này cần có nút tháo dầu. + Que thăm dầu: (bảng 18-9, [5]) Dùng để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc, để đảm bảo mức dầu luôn ở mức cho phép để các chi tiết được bôi trơn tốt 3. Dung sai lắp ghép Kiểu lắp Trục I Trục II Trục III Kiểu lắp Dung sai (m) Kiểu lắp Dung sai (m) Kiểu lắp Dung sai (m) Bánh răng-trục H7 39 k6  +25 0 H7 43 k6  +25 0 +30 0 Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 57 +18 +2 +18 +2 H7 65 k6  +21 +2 H7 46 k6  +25 0 +18 +2 Nối trục – trục 60k6 +21 +2 Chắn dầu – trục F8 35 k6  +64 +25 F8 40 k6  +64 25 F8 60 k6  +76 30 +18 +2 +18 +2 +21 +2 Bánh đai – trục +18 +2 +18 +2 +21 +2 Ổ lăn – trục 35k6 +18 +2 40k6 +18 +2 60k6 +21 +2 Nắp ổ lăn – vỏ hộp H7 80 e8  +30 0 H7 90 e8  +30 0 H7 130 e8  +40 0 -60 -106 -72 -126 -85 -143 PHẦN VIII. XÍCH TẢI Lực vòng trên xích tải: F= 3500 N Vận tốc xích tải: 1,25 m/s Số răng đĩa xích tải dẫn: z1 = 11 Bước xích tải dẫn : p = 110 Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn (công thức 5.17 – [2]) Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 58 1 1 110 390 180 sin sin 11 p d mm z    Khoảng cách trục: a = (30÷50)p = 3300÷5500 mm Đồ án Chi Tiết Máy GVHD:AO HÙNG LINH Trang 59 Tài liệu tham khảo [1]. Nguyễn Hữu Lộc - Cơ Sở Thiết Kế Máy – NXB ĐHQG TPHCM [2]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyên – Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí T1 – NXBGD [3]. Trịnh Chất - Cơ sở thiết kế máy và chi tiết máy - Nhà xuất bản Khoa Học và Kĩ Thuật. [4]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyên – Tính Toán Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí T2 – NXBGD [5]. Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm - Thiết Kế Chi Tiết Máy - NXBGD [6]. Trần Hữu Quế - vẽ kĩ thuật cơ khí tập 1 – nhà xuất bản giáo dục – năm 2006. [7]. Lê Hoàng Tuấn – Bùi Cônng Thành – Sức bền vật liệu tập 1- Nhà xuất bản Khoa Học và Kĩ Thuật. [8]. Lê Hoàng Tuấn – sức bền vật liệu tập 2- Nhà xuất bản Khoa Học và Kĩ Thuật. [9]. Ninh Đức tốn – Dung sai và lắp ghép – Nhà xuất bản Giáo Dục