Đồ án chi tiết máy - Đề số 43: Thiết kế hệ dẫn động cơ khí

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 43: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ Thông số đầu vào : 1. Lực kéo băng tải F = 9600 N 2. Vận tốc băng tải v =0,14 m/s 3. Đường kính tang D = 390 mm 4. Thời hạn phục vụ Ih= 6 năm 5. Số ca làm việc: Số ca = 1 ca 6. Góc nghiêng đường nối tâm của bộ truyền ngoài: 45o 7. Đặc tính làm việc: Êm PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1.Chọn động cơ điện 1.1.1.Xác định công suất yêu cầu của trục động cơ Pct= Trong đó Pct : Công suất cần thiết trên trục động cơ (kW). Plv : Công suất làm việc của động cơ (kW). Hiệu suất của bộ truyền: η=ηol3.ηkn.ηd.ηbr2 (1) Tra bảng ta có: Hiệu suất của một cặp ổ lăn : = 0,99 Hiệu suất của bộ đai : ηd=0,96 Hiệu suất của bộ truyền bánh răng : ηbr= 0,97 Hiệu suất của khớp nối: 0,99 Thay số vào (1) ta có: η=ηol3.ηkn.ηd.ηbr2= 0,993.0,96.0,972.0,99 = 0,87 Do tải trọng thay đổi. Plv=Ptd Ptđ = Mà ta có : F= => T1= Trong đó : F : Là lực băng tải (N) d : đường kính tang (m) T1= = = 1,872 (kN.m) T2 = 0,6T1 = 0,6.1,872=1,1232 (kN.m) Công suất tương đương Ptđ = = = 1,49 (kW) Vậy công suất yêu cầu trên trục động cơ là : Pct=Ptđη=1,490,87=1,7 (kW) 1.1.2.Xác định số vòng quay của động cơ Trên trục công tác ta có: nlv = =60000.0,143,14.390= 6.86 (v/ph) Trong đó : (2) Tra bảng ta chọn được tỉ số truyền sơ bộ của: Truyền động đai: ud=4 Truyền động bánh răng trụ: ubr = 30 (hộp giảm tốc một cấp) Thay số vào (2) ta có: =4.30 = 120 Suy ra : 120.6,86 = 823,2 (v/ph) Chọn số vòng quay đồng bộ : ndc = 705 (v/ph) 1.1.3.Chọn động cơ Từ Pyc = 1,71 (kW) & ndc = 705 (v/ph) Tra bảng phụ lục ta có động cơ điện Kiểu động cơ Pđc (KW) cosφ ɳđc (Tk/Tdn) 4A112MA8Y3 2,2 705 0,71 76,5 2,2 1,8 1.2.PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN. - Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống Tỉ số truyền chung của hệ thống là : uch=nđcnlv=7056,86=102,76 Mà: uch = uh . uđ Trong đó: uh = Tỉ số truyền của hộp giảm tốc uđ : Tỉ số truyền của bộ truyền đai Chọn: uđ = 4 => uh = = 102,764 = 25,69 Đối với HGT bánh răng trụ 2 cấp đồng trục ta có u1 = u2 = 1.3. TÍNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC 1.3.1.Công suất trên các trục Công suất danh nghĩa trên trục động cơ (tính ở trên) là: Pct = 1,71 (kW) Công suất danh nghĩa trên trục I là : PI=Pct.ɳol.ɳkn=1,71.0,995.0,99=1,67 (kW) Công suất danh nghĩa trên trục II là : PII=PI.ɳol.ɳbr=1,67.0,97.0,99=1,61 (kW) Công suất danh nghĩa trên trục III là: PIII=PII.ɳol.ɳbr=1,61.0,97.0,99=1,56 (kW) Công suất danh nghĩa trên trục IV là: PIV=PIII.ɳol.ɳđ=1,56.0,99.0,96=1,48 (kW) 1.3.1.Số vòng quay Số vòng quay trên trục động cơ: nđc = 705 (vg/ph) Số vòng quay trên trục I: nI=nđcukn=7051=705 v/ph Số vòng quay trên trục II: nII=nIu1=7055,064=139,3 (v/ph) Số vòng quay trên trục III: nIII=nIIu2=139,35,06=27,53 (v/ph) Số vòng quay trên trục IV: nIv=nIIIuđ=27,534=6,88 (v/ph) 1.3.3.Mômen xoắn trên các trục Mômen xoắn thực trên trục động cơ là : Tđc=9,55.106.Pđcnđc=9,55.106.1,71705=23163 (N.mm) Mômen xoắn trên trục I là : TI=9,55.106.PIηI=9,55.106.1,67705=22621 ( N.m) Mômen xoắn trên trục II là : TII=9,55.106.PIInII=9,55.106.1,61139,3=110376 ( N.mm) Mômen xoắn trên trục III là : TIII=9,55.106.PIIInIII=9,55.106.1,5627,53=541155 (N.mm) Mômen xoắn trên trục IV là : TIV=9,55.106.PIVnIV=9,55.106.1,486,88=2054360 (N.mm) 1.3.4 Bảng thông số động học Trục Thông số Động cơ I II III IV u ukn= 1 u1 =5,06 u2 =5,06 uđ =4 P (v/ph) 1,71 1,67 1,61 1,56 1,48 n (kW) 705 705 139,3 27,53 6,88 T (N.mm) 23163 22621 110376 541155 2054360 PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN 2.1.Tính toán thiết kế bộ truyền đai. 2.1.1.Chọn loại đai và tiết diện đai. Chọn đai thang thường. Tra đồ thị với các thông số:P=2,2 (kW) và nI=1420 (v/ph) ta chọn tiết diện đai thang thường loại : A 2.1.2.Tính đường kính bánh đai. * Tính đường kính đai nhỏ : d1. Chọn theo tiêu chuẩn theo bảng: Ta chọn =125 mm Kiểm tra vận tốc đai: v=πd1n60000=3,14.125.70560000=4,61 (m/s) < vmax = 25 ( m/s) thỏa mãn. * Tính đường kính đai lớn : d2. Xác định : d2=u.d11-ε :Hệ số trượt tương đối giữa đai và bánh đai. Thường ε = 0,01 ÷ 0,02 -> chọn ε = 0,015 d2=u.d11-ε=4.1251-0,015=507,61 (mm) Tra bảng ta chọn theo tiêu chuẩn: d2 = 500 (mm) Tỷ số truyền thực: ut = = = 4 = uđ 2.1.3.Xác định khoảng cách trục a. Theo [1] 2(d1+d2) ≥ a ≥ 0,55 (d1 + d2) + h ó 2(125+500) ≥ a ≥ 0,55 (125 + 500) + 8 ó 351,75 ≤ a ≤ 1250 (mm) Theo tiêu chuẩn ta chọn : a = 475 (mm) (= 0,95) * Chiều dài đai. Theo [1] L = 2.a + π. + L=2.475+3,14.125+5002+500-1254.475=2000 (mm) Theo tiêu chuẩn B[1] chọn : L= 2000 (mm) Dựa vào bảngta chọn L theo tiêu chuẩn :Chọn Số vòng chạy của đai trong.i=vL=4,612=2,3 1s<imax=10 (1s) Thỏa mãn. * Xác định lại khoảng cách trục a  Theo [1] : Trong đó :λ=L-π.d1+d22=2000-3,14.125+5002=1018 Δ=d2-d12=500-1252=187,5 (mm) Vậy: a=1018+10182-8.187,524=471,8 ≈475 (mm) Vậy a = 475 (mm) được chọn thỏa mãn. * Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ. Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong TH này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn vì vậy nếu góc ôm bánh đai nhỏ thỏa mãn thì góc ôm bánh đai lớn cũng thỏa mãn điều kiện không trượt trơn. α1=180o-(d1+d2).57oa=180o-(125+500).57o475=135o Vì α1 > αmin = 120 o . => Thỏa mãn điều kiện không trượt trơn giữa đai và bánh đai. 2.1.4.Tính số đai Z. Số đai Z được tính theo công thức: Trong đó: P: Công suất trên bánh đai chủ động.TH này cũng chính là công suất động cơ (kW) . P= 2,27 (KW) :Công suất cho phép.Tra bảng theo tiết diện đai A, [P0] = 1,17 (kW) ; l0= 1700 :Hệ số tải trọng động.Tra bảng ta được: kd= 1,25 (Do cơ cấu làm việc 1 ca) C∝:Hệ số xét đến ảnh hưởng của góc ôm. Theo [1] Cα =1-0,0025.(180-α1) = 1-0,0025.(180-135) = 0,8875 :Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai. Tra bảngvới = =1,17 ta được: :Hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền. Tra bảng ta được : :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai. Tra bảng Z’ = = 2,21,17=1,88 => Chọn Cz = 0,95 Vậy: Z'=P.kdP0.CαCLCuCz=2,2.1,251,17.0,8875.1,14.1.1,095=2,6 Lấy Z=3 2.1.5.Các thông số cơ bản của bánh đai. Chiều rộng bánh đai B=(Z-1).t+2.e Tra bảngta được : Vậy : B=(Z-1).t+2.e = (3-1).15+2.10 = 50 (mm) * Góc chêm của mổi rãnh đai: * Đường kính ngoài của bánh đai: da1 = d1 + 2.h0 = 125 + 2.3,3 = 131,6 (mm) da2 = d2 + 2.h0 = 500+ 2.3,3 = 506,6 (mm) * Đường kính đáy bánh đai: df1 = da1 - H = 131,6 – 12,5 = 119,1 (mm) df2 = da2 - H =506,6 – 12,5 = 494,1 (mm) 2.1.6.Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục. Lực căng ban đầu: Trong đó: Fv: Lực căng do lực li tâm sinh ra : khối lượng 1(m) đai Tra bảng với tiết diện đai A ta được =0,105(kg/m) Nên : Fv = 0,105.4,61= 2,23 (kg.m/s2) Do đó: F0=780.P.kdv.Cα.z+F0=780.2,2.1,254,61.0,8875.3+2,23=190,96 (N) Lực tác dụng lên trục bánh đai: Fr=2.F0.Z.sinα2=2.190,96.3.sin1352=1058 (N) 2.1.7.Tổng kết các thông số của bộ truyền đai: P=2,2 (kW)n=705 (v/ph)uđ=4 Thông số Ký hiệu Giá trị Tiết diện đai A Đường kính bánh đai nhỏ 125 Đường kính bánh đai lớn 500 Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ 131,6 Đường kính đỉnh bánh đai lớn 506,6 Đường kính chân bánh đai nhỏ 119,1 Đường kính chân bánh đai lớn 494,1 Góc chêm rãnh đai 36 o Số đai z 3 Chiều rộng đai 50 Chiều dài đai 2000 Khoảng cách trục 475 Góc ôm bánh đai nhỏ 135 o Lực căng ban đầu 190,96 Lực tác dụng lên trục 1058 2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng  2.2.1.Thông số đầu vào: P = P1 =2,16 (KW) T = T1 = 40820 (N.mm) n = n1 = 505,34 (v/ph) u = ubr = 4 Lh = 23000 (giờ) 2.2.2.Chọn vật liệu Vật liệu bánh lớn: Nhãn hiệu thép: C45 Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện Độ rắn: HB = 192÷240; ta chọn HB2 = 230 Giới hạn bền: σb2 = 750 MPa Giới hạn chảy: σch2 = 450 MPa Vật kiệu bánh nhỏ: Nhãn hiệu thép: C45 Chế độ nhiệt luyện: tôi cải thiện Độ rắn: HB = 241÷285; ta chọn HB1 = 245 Giới hạn bền: σb1 = 850 MPa Giới hạn chảy: σch1 = 580 MPa 2.2.3.Xác định ứng suất cho phép Xác định ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép Chọn sơ bộ: ZR.Zv.KxH = 1 YR.YS.KxF = 1 và KFC = 1 (tải quay 1 chiều) do đó ta có: SH, SF : Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn Tra bảng 6.2 với: Bánh răng chủ động: SH1=1,1 ; SF1=1,75 Bánh răng bị động: SH2= 1,1 ; SF2=1,75 soHlim1 = 2.HB1+ 70 = 2. 245+ 70 = 560 (MPa) soFlim1 = 1,8.HB1 = 1,8 . 245 = 441 (MPa) soHlim2 = 2.HB2 + 70 = 2. 230 + 70 = 530 (MPa) soFlim2 = 1,8. HB2 = 1,8 . 230 = 414 (MPa) + KHL, KFL : là hệ số tuổi thọ xác định theo công thức: Với: mH , mF : là bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, do HB < 350 ® mH = mF = 6 + NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. + NFO : số chu kì ứng suất cơ sở khi thử về uốn : NFO = 4.106 + NHE , NFE : số chu kì thay đổi ứng suất tương đương : NHE1 = NFE1 = 60.c.n1.t∑ = 60.1. 505,34.23000 =697369200 NHE2 = NFE2 = 60.c.n2.t∑ = 60.1. 126,34.23000 = 174349200 NHE1 > NHO1 => KHL1 = 1 NHE2 > NHO2 => KHL2 = 1 NFE1 > NFO1 => KFL1 = 1 NFE2 > NFO2 => KFL2 = 1 Thay vào ta được : Do đây là bánh răng côn răng thẳng nên [] = min(,) = 481,82 (MPa) Ứng suất cho phép khi quá tải [sH]max = 2,8.sch Þ [sH1]max = [sH2]max = 2,8.580 = 1624(MPa) [sF]max = 0,8.sch Þ [sF1]max = [sF2]max = 0,8.450 = 360 (MPa) ; 2.2.4.Xác định sơ bộ chiều dài côn ngoài Re và đường kính chia ngoài de Chiều dài côn ngoài Trong đó: + KR : hệ số phụ thuộc vật liệu bánh răng và loại răng,với bộ truyền bánh côn răng thẳng bằng thép KR = 0,5.Kd = 0,5. 100 = 50 MPa1/3 (do Kd=100 Mpa1/3 ) ; + Kbe : hệ số chiều rộng vành răng Kbe= 0,25..0,3 , do u1 = 4 > 3 ® Kbe = 0,25 + KHb : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn. Theo bảng 6.21 , với: Kbe.u1/( 2 - Kbe) = 0,25.4/(2 – 0,25) = 0,57 với ổ đũa ® ta được : KHb = 1,13 + T1 = 40820 Nmm - mômen xoắn trên trục I + [sH]=481,82 MPa Vậy : chiều dài côn ngoài sơ bộ Re là: Đường kính chia ngoài sơ bộ de1 của bánh răng chủ động là: 2.2.5.Xác định các thông số ăn khớp a. Xác định mô đun vòng ngoài và vòng trung bình mte ,mtm : + Số răng bánh nhỏ Z1: Từ de1 = 64,22 (mm) và tỉ số truyền u = 4 ,tra bảng (6.22) ,ta có: Z1p = 16 Với: HB1, HB2 < 350 Þ Z1 = 1,6.Z1p = 1,6.16 = 25,6 Þ chọn Z1 = 26 răng dựa vào bảng (6.20), chọn hệ số dịch chỉnh đối xứng : x1 = 0,38 ; x2 = -0,38 + Đường kính trung bình và mô đun trung bình sơ bộ : Tra bảng 6.8Tr99/TL1, chọn mte theo tiêu chuẩn : mte = 2,5 (mm) Mô đun trung bình tính lại là: mtm = mte.(1 – 0,5.Kbe) = 2,5.(1- 0,5.0,25) = 2,19(mm) b. Xác định số răng : Z1=dm1mtm=56,192,19=25,66 lấy Z1=26 Z2=u.Z1=4.26=104 Tỷ số truyền thực tế: utt=Z2Z1=10426=4 Sai lệch tỷ số truyền: ∆u=utt-uu=4-44=0%<4%⇒Thỏa mãn c. Xác định góc côn chia : δ1=arctgZ1Z2=arctg26104=14,04°δ2 = 90°- δ1= 75,96° d. Xác định hệ số dịch chỉnh: Đối với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta sử dụng chế độ dịch chỉnh đều: Tra bảng 6.20Tr112 [1] với Z1 = 26 ; ut = 4, ta được: x1 = 0,38 ⇒ x2 = -0,38 e. Xác định đường kính trung bình và chiều dài côn ngoài : Đường kính trung bình : dm1 = mtm. Z1=2,19.26= 56,94 (mm)dm2 = mtm. Z2=2,19.104=227,76 (mm) Chiều dài côn ngoài : Re=mte2Z12+Z22=2,52262+1042=134 (mm) 2.2.6. Xác định các hệ số và 1 số thông số động học: Tỉ số truyền thực tế: utt=4 Vận tốc vòng trung bình của bánh răng: v=πdm1n160000=π.56,94.505,3460000=1,51(ms) Tra bảng 6.13Tr106/TL1 với bánh răng côn răng thẳng và v = 1,51 (m/s) ta được cấp chính xác của bộ truyền là: CCX =8 Tra phụ lục 2.3 [250/TL1] với: CCX = 8 HB < 350 Răng thẳng v = 1,51 (m/s) Nội suy tuyến tính ta được :KHv= 1,05KFv= 1,15 Từ thông tin trang 91 và 92 trong [TL1] ta chọn: Ra =2,5..1,25 μm ZR = 0,95 HB<350, v = 1,51≤ 5 (m/s) ⇒ Zv = 1. da2≈dm2=227,76 mm<700(mm)⇒KxH=1 Chọn YR=1 YS=1,08-0,0695.lnm=1,08-0,0695.ln2,5=1,02 Do da2≈dm2=227,76 mm<400(mm)⇒KxF=1 Hệ số tập trung tải trọng : KHβ = 1,13KFβ = 1,25 KHα,KFα– Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất tiếp xúc, uốn: Do bộ truyền là bánh răng côn răng thẳng ⇒KHα=1 và KFα=1 KHv , KFv – Hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp khi tính về ứng suất tiếp xúc, uốn: KHv= 1,05KFv= 1,15 2.2.7. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng : a. Kiểm nghiệm về ứng suất uốn : [σH]=ZM.ZH.Zε2T1KHu2+10,85.b.utdm12<σH [σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = [σH]. ZR ZvKxH = 481,82.0,95.1.1 = 457,73 (MPa) ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp: Tra bảng 6.5Tr96[1] ⇒ZM=274 MPa13 ZH – Hệ số kể đến hình dạng hình học của bề mặt tiếp xúc: Tra bảng 6.12Tr106 [1] với x1+x2=0 và β=0° ta được: ZH=1,76 Zε – Hệ số trùng khớp của răng: Zε=4-εα3 , Với: εα – hệ số trùng khớp ngang: εα≈1,88-3,21Z1+1Z2=1,88-3,2126+1104=1,73 ⇒Zε=4-εα3=4-1,733=0,87 KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH=KHαKHβKHv = 1.1,13.1,05 = 1,19 b- chiều rộng vành răng: b=KbeRe=0,25.134 =33,5 mm→lấy bw=34 (mm) Thay vào ta được: σH=ZM.ZH.Zε2T1KHu2+10,85.b.utdm12=274.1,76.0,872.40820.1,1942+10,85.34.4.56,942=433,73 (MPa) Kiểm tra: σH-σHσH.100%=457,73-433,73457,73.100%=5,24%<10%⇒chấp nhận. b. Kiểm nghiệm về độ bền uốn: σF1=2T1.KFYεYβYF10,85.bw.dm1mtm≤[σF1] σF2 = σF1.YF2YF1≤[σF2] [σF1],[σF2] - ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động: [σF1] = [σF1]. YRYSKxF=252.1.1,02.1= 257,04 (mm)[σF2]= [σF2].YRYSKxF=236,57.1.1,02.1= 241,30 (mm) KF – hệ số tải trọng khi tính vê uốn : KF=KFαKFβKFv=1.1,25.1,15=1,44 Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yε=1εα=11,73=0,58 Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Do là bánh răng côn răng thẳng : ⇒ Yβ = 1 YF1,YF2 – Hệ số dạng răng : Tra bảng 6.18 [109/TL1] với : Z1v=Z1cosδ1=26cos14,04=26,8Z2v=Z2cosδ2=104cos75,96=428,69 x1=0,38 ; x2=-0,38 Ta được:YF1 = 3,51YF2 = 3,63 Thay vào ta có : σF1=2T1.KFYεYβYF10,85.bw.dm1.m=2.40820.1,44.0,58.1.3,510,85.34.56,94.2,19=66,4≤[σF1]=257,04 (MPa) σF2 = σF1.YF2YF1=66,4.3,633,51=68,67≤[σF2]=241,30 (MPa) ⇒ Thỏa mãn. 2.2.8. Một vài thông số hình học của cặp bánh răng : Đường kính vòng chia : de1 = mte. Z1=2,5.26= 65 (mm)de2 = mte. Z2=2,5.104= 260 (mm) Chiều cao răng ngoài : he = 2,2.mte=2,2.2,5=5,5 (mm) Chiều cao đầu răng ngoài : hae1 = (1+x1)mte=1+0,38.2,5= 3,45 (mm)hae2 = (1+x2)mte=1-0,38.2,5= 1,55 (mm) Chiều cao chân răng ngoài : hfe1 = he- hae1=5,5-3,45= 2,05 (mm)hfe2 = he- hae2=5,5-1,55= 3,95 (mm) Đường kính đỉnh răng ngoài : dae1 = de1+2.hae1.cosδ1=65 +2.3,45.cos14,04°= 71,69 (mm)dae2 = de2+2.hae2.cosδ2=260 + 2.1,55.cos75,96°= 260,75 (mm) 2.2.9.Bảng tổng hợp một vài thông số của bộ truyền bánh răng : Thông số Ký hiệu Giá trị Chiều dài côn ngoài Re 134(mm) Mô đun vòng ngoài mte 2,5(mm) Chiều rộng vành răng b 34(mm) Tỉ số truyền utt 4 Góc nghiêng của răng β 0° Số răng của bánh răng Z1 26 Z2 104 Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 0,38 x2 -0,38 Đường kính vòng chia ngoài de1 65(mm) de2 260(mm) Góc côn chia δ1 14,04° δ2 75,95° Chiều cao răng ngoài he 5,5(mm) Chiều cao đầu răng ngoài hae1 3,45(mm) hae2 1,55(mm) Chiều cao chân răng ngoài hfe1 2,05(mm) hfe2 3,95(mm) Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 71,69(mm) dae2 260,75(mm) PHẦN 3 : TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN 3.1.Tính chọn khớp nối. Thông số đầu vào: Mômen cần truyền: T=TII=156471(N.mm) Đường kính trục cần nối: 29,65 (mm) Chọn khớp nối. Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục Chọn khớp nối theo điều kiện:Tt≤Tkncfdt≤dkncf Trong đó dt - Đường kính trục cần nối dt=29,65 mm Tt –Mômen xoắn tính toán Tt=k.T k -Hệ số chế độ làm việc tra bảng 16.1Tr58 [2] lấy k=1,2 T- Momen xoắn danh nghĩa trên trục: T=TII=156471 (N.mm) Do vậy Tt=k.T=1,2.156471=187765N.mm=187,76(N.m) Tra bảng 16.10a [2] tr 68 với điều kiện Tt=187,76 N.m≤Tkncfdt=29,65 mm≤dkncf Ta được: Tkncf=250 N.mdkncf=32 mmZ=6Do=105 mm Tra bảng 16.10bTr69 [2] với Tkncf=250 N.m ta được l1=34 mml2=15 mml3=28 mmdc=14 mm 3.1.1.Kiểm nghiệm khớp nối. Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện: Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi σd=2k.TZ.Dodcl3≤[σd] σd -Ứng suất dập cho phép của vòng cao su σd=2÷4 Mpa Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi: σd=2kTZD0dcl3=2.1,2.1564716.105.14.28=1,52<[σd] → Thỏa mãn. Điều kiện bền của chốt: σu=k.T.l00,1.dc3.D0.Z≤[σu] Trong đó: [σu]- Ứng suất uốn cho phép của chốt.Ta lấy [σu]=(60÷80) MPa; Do vậy, ứng suất sinh ra trên chốt: σu=k.T.l00,1.dc3.D0.Z=1,2.156471.41,50,1.143.105.6=45,1<[σu] → Thỏa mãn. 3.1.2.Lực tác dụng lên trục. Ta có Fkn=0,2 Ft Ft=2TD0=2.156471105=2980,4(N) →Fkn=0,2.Ft=0,2.2980,4=596,08(N) Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi: Thông số Kí hiệu Giá trị Mômen xoắn lớn nhất có thể truyền được Tkncf 250 (N.m) Đường kính lớn nhất có thể của nối trục dkncf 32 (mm) Số chốt Z 6 Đường kính vòng tâm chốt D0 105 (mm) Chiều dài phần tử đàn hồi l3 28(mm) Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 34 (mm) Đường kính của chôt đàn hồi dc 14 (mm) Lực tác dụng lên trục Fkn 596,08 (N) 3.2.Tính sơ bộ trục 3.2.1.Chọn vật liệu chế tạo trục. Vật liệu làm trục chọn là thép 45 tôi cải thiện. 3.2.2.Tính sơ bộ đường kính trục theo momen xoắn. Theo công thức 10.9Tr188 [1], ta có: dsb1≥3TI0,2.τ=3408200,2.15÷30=19,95÷23,87(mm) dsb2≥3TII0,2.τ=31564710,2.15÷30=29,65÷37,36(mm) ⇒Chọnd1=dsb1=20 (mm)d2=dsb2=35 (mm) Chiều rộng ổ lăn trên trục: Tra bảng 10.2Tr189 [1]: với dsb1=20 (mm)dsb2=35 (mm)⇒b01=15 (mm)b02=21 (mm) 3.2.3.Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục. Lực tác dụng lên trục I Lực tác dụng lên trục I từ bộ truyền đai : Fd = 376,86 (N) Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng côn răng thẳng : Lực vòng: Ft1=2TIdm1=2.4082056,94=1433,79(N) Lực hướng tâm: Fr1 = Ft1.tanα.cosδ1= 1433,79.tan20°.cos14°,04 = 506,27 (N) Lực dọc trục: Fa1 = Ft1.tanα.sinδ1= 1433,79.tan20°.sin14°,04 = 126,6 (N) Lực tác dụng lên trục II Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng côn răng thẳng: Lực vòng: Ft2 = Ft1= 1433,79 (N) Lực hướng tâm: Fr2= Fa1 = 126,6(N) Lực dọc trục: Fa2= Fr1 = 506,27(N) Lực tác dụng lên trục II từ khớp nối : Fk = 596,08 (N) 3.2.4.Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực. Sơ đồ khoảng cách giữa các điểm đặt lực như hình vẽ phác họa kết cấu HGT sau: Chọn chiều dài may-ơ và các khoảng cách k1, k2, k3, hn Chiều dài may-ơ bánh răng côn: Theo công thức: 10.12Tr189[1] ta có: lm13=1,2÷1,4d1=1,2÷1,420=24÷28 (mm) Chọn lm13 = 25 (mm) lm23=1,2÷1,4d2=1,2÷1,435=42÷49 (mm) Chọn lm23 = 45 (mm) Chiều dài may-ơ bánh đai: Theo công thức: 10.12Tr189 [1] ta có: lm12=1,2÷1,5d1=1,2÷1,520=24÷30 (mm) Chọn lm12 =30 (mm) Chiều dài may-ơ nửa khớp nối: Theo công thức: 10.10Tr189[1] ta có: lm22=1,4÷2,5d2=1,4÷2,535=49÷87,5 (mm) Chọn lm22 = lm24 = 50 (mm) Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: k1 = 8 ÷15, ta chọn k1 = 10 Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: k2 = 5 ÷15, ta chọn k2 = 10 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 10 ÷20, ta chọn k3 = 10 Chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông: hn = 15 ÷20 ta chọn hn = 20 (các giá trị k1, k2, k3, hn chọn theo bảng B10.3Tr189[1]) Khoảng cách các điểm đặt lực trên các trục Khoảng công-xôn (khoảng chìa): theo công thức 10.14Tr190[1] lcki=0,5lmki+b0+k3+hn lc12=0,5(lm12+b01)+k3+hn=0,530+15+10+20=52,5 (mm)lc22=0,5(lm22+b02)+k3+hn=0,550+21+10+20=65,5 (mm) Chiều rộng vành răng bki thứ i trên trục k: b13=b23=b=34(mm) Khoảng cách đặt lực trên trục I: l12=-lc12=-52,5 (mm) l11=2,5÷3d1=2,5÷320=50÷60(mm) Chọn l11 = 60 (mm) l13=l11+0,5b01+k1+k2+0,5lm13=60+0,5.15+10+10+0,5.25=100 (mm) Chọn l13 = 100(mm) Trên trục II: lc22=lc24=65,5 (mm) l22=0,5b02+k1+k2+lm23-0,5b.cosδ2 =0,5.21+10+10+45-0,5.34.cos⁡(δ2)=71,38 (mm) Chọn l22=l24=75 (mm) l21=2.l22+dm1=2.75+56,94=206,94 (mm) Chọn l21=207 (mm) 3.3.Tính toán thiết kế trục 3.3.1.Tính toán thiết kế trục II 3.3.1.1.Tính phản lực tại các gối tựa Các lực tác dụng lên trục II có chiều như hình vẽ: Ft2= 1433,79(N) Fr2= 126,6(N) Fa2= 506,27(N) Fkn = 596,08 (N) Cần xác định phản lực tại các gối tựa: Fx20,Fy20,Fx21,Fy21 Phương trình cân bằng : 3.3.1.2.Vẽ biểu đồ momen: 3.3.1.3. Xác định chính xác đường kính các đoạn trên trục I Chọn vật liệu làm trục: thép 45, tôi cải thiện ta có σ= 67MPa Tính chính xác đường kính trục : Theo công thức 10.15Tr194[1] và 10.16tr194[1] ta có: Tại tiết diện 3: M3=Mx32+My32=02+ 02=0(mm) Mtđ3=Mx32+My32+0,75T22=02+02+0,75.1564712=135508(N.mm) ⇒d3=3Mtđ20,1σ=31355080,1.67=27,25(mm) Tại tiết diện 0: M0=Mx02+My02=39043,242+02=39043,24Nmm Mtđ0=Mx02+My02+0,75T22=39043,242+02+0,75.1564712=141020Nmm ⇒d0=3Mtđ00,1σ=31410200,1.67=27,61(mm) Tại tiết diện 2: M2=Mx22+My22=93470,522+30709,82=98386Nmm Mtđ2=Mx22+My22+0,75T22=93470,522+30709,82+0,75.1564712=167458Nmm ⇒d2=3Mtđ20,1σ=31674580,1.67=29,24(mm) Tại tiết diện 1: M1=0(mm) Mtđ1=0(N.mm)⇒d1=0(mm) 3.3.1.4.Chọn lại đường kính các đoạn trục: + Ta chọn đường kính theo tiêu chuẩn và đảm bảo điều kiện lắp ghép: Suy ra ta chọn được: d3=28 mm d0= d1 = 30 mm d2= 32mm 3.3.1.5.Chọn và kiểm nghiệm then: a. Chọn then Trên trục II then được lắp tại bánh răng (vị trí 2) và khớp nối Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng côn: d2=32 mm Chọn then bằng, tra bảng B9.1aTr173[1] ta được: b=10 mmh=8 mmt1=5 mm Lấy chiều dài then: lt=0,8÷0,9.lm Then lắp trên trục vị trí lắp bánh răng côn (vị trí 2) lt2=0,8÷0,9.lm23=0,8÷0,9.45=36÷40,5mm Ta chọn lt2=36 mm Then lắp trên trục vị trí lắp khớp nối: d3=28 mm Chọn then bằng, tra bảng B9.1aTr173[1] ta được: b=8 mmh=7 mmt1=4 mm Chiều dài then trên đoạn trục lắp đĩa xích: lt3=0,8÷0,9.lm22=0,8÷0,9.50=40÷45mm ⇒Ta chọn lt3=40 mm b. Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt: Theo công thức 9.1 và 9.2Tr173[1] ta có: σd=2Tdlt(h-t1)≤σdτc=2Tdltb≤τc Với bảng B9.5Tr178[1] ta có: dạng lắp cố định, vật liệu may-ơ bằng thép và chế độ tải trọng va đập nhẹ ⇒σd=100 Mpaτc=45 Mpa Kiểm tra độ bền then tại vị trí lắp với bánh răng côn σd2=2T2d2lt2(h-t1)=2.15647132.36.(8-5)=90,55 Mpa<σd=100 Mpaτc=2T2d2lt2b=2.15647132.36.10=27,17Mpa<τc=45 Mpa ⇒ Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí lắp xích σd3=2T2d3lt3(h-t1)=2.15647128.40.(7-4)=93,14 Mpa<σd=100 Mpaτc=2T2d3lt3b=2.15647128.40.8=34,93 Mpa<τc=45 Mpa ⇒ Then tại vị trí này thỏa mãn điều kiện bền dập và cắt 3.3.1.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi. a. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện: trong đó : - hệ số an toàn cho phép, thông thường = 1,5 2,5 (khi cần tăng độ cứng = 2,5 3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục) ssj và stj - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp tại tiết diện j : trong đó : và - giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng. Có thể lấy gần đúng ,,,là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j,do quay trục một chiều: với là momen cản uốn và momen cả xoắn tại tiết diện j của trục. là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ,tra bảng B với 750MPa,ta có: và - hệ số xác định theo công thức sau : trong đó : Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8 trang 197 - “ Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 ”, lấy Kx = 1, 1 Ky - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó Ky = 1. và - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi và - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất Kiểm nghiệm tại tiết diện nắp khớp nối: Ta có: Do M0=0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính tính tiêng ứng suất tiếp,tra bảng B với dj=28mm Ta có: Ta thấy sự tập trung ứng suất tại trục lắp bánh đai là do rãnh then và do lắp ghép có độ dôi .Tra bảng B ảnh hưởng của độ dôi: ảnh hưởng của rãnh then : Tra bảng B Ta có: Tra bảng:B với trục 750MPa: Ta có: Lấy -kiểm nghiệm tại tiết diện ở ổ lăn: Tra bảng B với d0L= 30 mm Do tiết diện này lằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lỗ.Tra bẳng B nên ta có: -kiểm nghiệm tại tiết diện lắp bánh răng: Tra bảng B với d= 32 mm Do tiết diện này lằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lỗ.Tra bẳng B nên ta có: ảnh hưởng của rãnh then : Tra bảng B Ta có: Tra bảng:B với trục 750MPa: Ta có: Lấy Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi b. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh: Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (khi mở máy) cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Theo công thức 10.27Tr200[1] ta có: σtd=σ2+3τ2≤σ Trong đó: σ=Mtdmax0,1d23=1674580,1.323=51,1 Mpa (CT 10.28Tr2001) τ=Tmax0,1d23=1564710,1.323=47,75Mpa (CT 10.29Tr2001) σ≈0,8σch=0,8.580=464 Mpa với σch tra bảng B6.1Tr92[1] σtd=σ2+3τ2=51,12+3.47,752=92,21 Mpa≤σ= 464 Mpa ⇒ Trục thỏa mãn độ bền tĩnh. 3.3.1.7. Chọn, kiểm nghiệm ổ lăn a. Chọn loại ổ lăn Sơ đồ bố trí ổ: Thông số đầu vào: Cần đảo chiều khớp nối và tính lại xem trường hợp nào ổ chịu lực lớn hơn thì tính cho trường hợp đó Tính phải lực tại các gối tựa 0 và 1: Phương trình cân bằng : So sánh trường hợp Fk ngược chiều với Ft1 và trường hợp Fk cùng chiều với Ft1 thì trường hợp Fk cùng chiều với Ft1 ổ phải chịu lực lớn hơn do vậy ta tính ổ lăn theo trường hợp có Fk cùng chiều với Ft1 Đường kính đoạn trục lắp ổ d=d0=d1=30 mm Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ: Tại vị trí ổ lăn 0: Fr0=Fx202+Fy202=16992+359,252=1736,6(N) Tại vị trí ổ lăn 1: Fr1=Fx212+Fy212=330,872+232,652=404,5(N) Ta có lực dọc trục ngoài (lực dọc tác dụng lên bánh răng côn): Fat=Fa2=506,27 N Do có lực dọc trục (do bánh răng côn sinh ra) và nhằm đảm bảo cứng,vững nên ta chọn ổ lăn là loại ổ đũa côn. Chọn loại ổ lăn sơ bộ là ổ đỡ lăn cỡ nhẹ tra bảng P2.11Tr262[1] ta có: Với d=30 mm⇒chọn ổ đỡ lăn có: Kí hiệu:7206C=29,8 KNC0=22,3KNα=13,67°d=30 mmD=62 mmB=16 mm ⇒Hệ số e=1,5tanα=1,5tan13,67°=0,36 b. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn Khả năng tải động Cd được tính theo công thức: 11.1Tr213[1] Cd=Q.mL Trong đó: m – bậc của đường cong mỏi: m=103 (ổ đũa) L – tuổi thọ của ổ: L=60.n.Lh.10-6=60.126,34.23000.10-6=174,35 (triệu vòng) Q – tải trọng động quy ước (KN) được xác định theo công thức 11.3Tr114[1] Q=X.V.Fr+Y.Fakt.kd Trong đó: V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay: V = 1 kt- Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ kt=1 kd – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tải trọng tĩnh, hộp giảm tốc công suất nhỏ: kd=1 Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên ổ lăn (hình vẽ) là: Fs0=0,83.e.Fr0=0,83.0,36.1736,6=518,9N Fs1=0,83.e.Fr1=0,83.0,36.404,5=120,9 N Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 0 là: Fa0=Fs1+Fa2=120,9+506,27=627,17N Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 là: Fa1=Fs0-Fa2=518,9-506,27=12,63 N Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 0 là: Fa0=MaxFa0,Fs0=Max627,17 ;518,9=627,17 N Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 là: Fa1=MaxFa1,Fs1=Max12,63 ;120,9=120,9N X – hệ số tải trọng hướng tâm Y – hệ số tải trọng dọc trục Theo bảng B11.4Tr216[1] ta có: Với Fa0V.Fr0=627,171.1736,6=0,361>e=0,36 ⇒X0=0,4Y0=0,4cotα=0,4.cot13,67°=1,64 Với Fa1V.Fr1=120,91.404,5=0,3<e=0,36 ⇒X1=1Y1=0 Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ: Q0=X0.V.Fr0+Y0.Fa0.kt.kd=0,4.1.1736,6+1,64.627,17.1.1=1723,2 Q1=X1.V.Fr1+Y1.Fa1.kt.kd=1.1.404,5+0.1.1=404,5N Ta thấy Q0>Q1 nên ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ lăn 0 ⇒Q=maxQ0,Q1=1723,2 Khả năng tải động của ổ lăn 2 Cd=Q.mL=1723,2103174,35=8105 N=8,1 KN<C=29,8KN ⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải động c. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn Tra bảng B11.6Tr221[1] cho ổ đũa côn 1 dãy ta được: X0=0,5Y0=0,22cotα=0,22cot13,67=0,9 Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ: Qt0=X0.Fr0+Y0.Fa0=0,5.1736,6+0,9.627,17=1432,8N Qt1=X0.Fr1+Y0.Fa1=0,5.404,5+0,9.120,9=311,06 N Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ: Qt=maxQt0,Qt1=1432,8N=1,4328 KN<C0=22,3KN ⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh 3.3.2.Tính toán thiết kế trục I 3.3.2.1. Chọn đường kính các đoạn trục dựa vào các yếu tố công nghệ, lắp ráp ... +Với d1sb = 20mm. Ta chọn đường kính các đoạn trục: -Tại tiết diện lắp bánh răng: d12 = 20mm -Tại tiết diện lắp ổ lăn: d10 = d11=25mm -Tại tiết diện lắp bánh đai : d13 =20mm 3.3.2.2. Chọn then Tại vị trí lắp bánh răng : Tra bảng 9.1a/173 [I] với d12 = 20mm ta chọn được then có các thông số sau: b = 6 mm h =6 mm t1=3,5 mm t2=2,8 mm rmin=0,16 mm rmax=0,25 mm Chiều dài then bằng : lt=) Chọn lt =20mm Tại vị trí lắp bánh đai : Tra bảng 9.1a/173 [I] với d13 = 20mm ta chọn được then có các thông số sau: b = 6 mm h =6 mm t1=3,5 mm t2=2,8 mm rmin=0,16 mm rmax=0,25 mm Chiều dài then bằng : lt=) Chọn lt =25mm 3.3.2.3. Chọn ổ lăn Do là trục I lắp bánh răng côn nên có lực dọc trục và để đảm bảo độ cứng, vững ta chọn ổ đũa côn Đường kính đoạn trục lắp ổ: d=d10=d11=25 mm Chọn ổ đũa côn cỡ trung. Tra bảng P2.11Tr262[1] với d=25 mm ta được: ổ đũa côn: Kí hiệu:7205C=23,9 KNC0=17,9 KNα=13,5°d=25 mmD=52 mmB=15 mm 3.3.2.4. Vẽ kết cấu trục I PHẦN 4: KẾT CẤU VỎ HỘP 4.1.VỎ HỘP 4.1.1Tính kết cấu của vỏ hộp Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ.Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32. Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục. 4.1.2 Kết cấu nắp hộp Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32. Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc : Tên gọi Tính toán Chiều dày: Thân hộp, δ Nắp hộp, δ1 δ = 0,03Re + 3 = 0,03.134 + 3 = 7,02 (mm) Chọn δ = 8 (mm) δ1 = 0,9.δ = 0,9.8 = 7,2 (mm) chọn Gân tăng cứng: Chiều dày, e Chiều cao, h Độ dốc e = (0,8÷1)δ = 6,4÷ 8 mm Chọn e = 8 (mm) h < 58 mm = 42 khoảng 20 Đường kính: Bulông nền, d1 Bulông cạnh ổ, d2 Bulông ghép bích nắp và thân, d3 Vít ghép nắp ổ, d4 Vít ghép nắp của thăm, d5 d1 > 0,04a + 10 = 0,04.134 + 10 = 15,36 (mm) Chọn d1 = 16 (mm) d2 = (0,7÷0,8)d1 = 11,2÷12,8 mm chọn d2 = 12(mm) d3 = (0,8÷0,9)d2 = 9,6÷10,8 mm chọn d3 = 10 (mm) d4 = (0,6÷0,7)d2 = 7,2÷8,4 chọn d4 = 8 (mm) d5 = (0,5÷0,6)d2 = 6÷7,2 chọn d2 = 8 (mm) Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp, S3 Chiều dày bích nắp hộp, S4 Chiều rộng bích nắp và thân, K3 S3 = (1,4÷1,8)d3 = 14÷18 mm chọn S3 = 15(mm) S4 = (0,9÷1)S3 = 15,3÷17 mm chọn S4 = 15 (mm) K3 = K2 - (3÷5) = 36 mm chọn K3 = 36 (mm) Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít, D3, D2 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ, K2 Tâm lỗ bulông cạnh ổ, E2 và C (k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ) Chiều cao, h Trục I: D2 = 85,6 (mm), D3 = 103(mm) Trục II: D2 = 79,6(mm), D3 = 97 (mm) K2 = E2+R2+(3÷5)= 39 (mm) E2 = 1,6d2 = 1,6.12=19,2(mm) chọn E2 = 19 (mm) R2 = 1,3d2 =1,3.12=15,6 (mm) chọn R2 = 16 (mm) Chọn h = 42 (mm) Mặt đế hộp: Chiều dày: khi không có phần lồi S1 khi có phần lồi: Dd, S1 và S2 Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q Chọn S1 = (1,31,8)d1 =(20,824) chọn =S1 =24(mm) S2=(1,01,1)d2=(1617,6) chọn S2=17 (mm) K1 = 3d1 = 3.16=48 (mm), q ≥ K1 + 2δ =48+2.8= 64 (mm) Khe hở giữa các chi tiết: Giữa bánh răng với thành trong hộp Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Giữa mặt bên của các bánh răng với Nhau Δ ≥ (1÷1,2)δ = (11,2).8=(8÷9,6) chọn Δ =10 (mm) Δ1 ≥ (3÷5)δ = (35).8=(24÷40) chọn Δ = 30 (mm) Δ2 =8chọn 2=10 (mm) Số lượng bulông nền, Z L: chiều dài vở hộp B:chiều rộng vỏ hộp Z= Chọn Z=4 chọn L=650 (mm) B=400 (mm) 4.2.Một số chi tiết khác: 4.2.1 Nắp ổ và cốc lót Đường kính nắp ổ được xác định theo công thức : Chọn chiều dày cốc lót Chiều dày vai và bích cốc lót Căn cứ vào bảng ta có: Vị trí h Trục I 68 85,6 103 68 M8 6 7 Trục II 62 79,6 97 62 M8 6 7 4.2.2. Bu lông vòng: Tên chi tiết: Bu lông vòng Chức năng: để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép) trên nắp và thân thường lắp them bu lông vòng Vật liệu: thép 20 Số lượng: 2 chiếc Tra bảng B18.3bTr89 [2] với Re=134 mm ta được trọng lượng hộp Q=60 Kg Thông số bu lông vòng tra bảng B18.3aTr89[2] ta được: Ren d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l≥ f b c x r r1 r2 M10 45 25 10 25 15 22 8 6 21 2 12 1,5 3 2 5 4 4.2.3. Chốt định vị Tên chi tiết: Chốt định vị Chức năng: nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân) do đó loại trừ được các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng Chọn loại chốt định vị là chốt trụ Thông số kích thước: B18.4aTr90[2] ta được: d=6 mm, c=0,6 mm, L=20÷160mm Chọn L=48 mm 4.2.4. Cửa thăm Tên chi tiết: cửa thăm Chức năng: để kiểm tra quan sát các chi tiết trong hộp khi lắp ghép và để đồ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp, trên nắp có nút thông hơi. Thông số kích thước: tra bảng 18.5Tr93[2] ta được A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng 110 60 150 100 130 130 80 12 M8x22 4 4.2.5. Nút thông hơi Tên chi tiết: nút thông hơi Chức năng: khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp người ta dung nút thông hơi. Thông số kích thước: tra bảng 18.6Tr93[2] ta được A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 4.2.6. Nút tháo dầu Tên chi tiết: nút tháo dầu Chức năng: sau 1 thời gian làm việc dầu bôi trơn có chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bẩn hoặc hại mài) hoặc dầu bị biến chất. Do đó cần phải thay dầu mới, để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu, lúc làm việc lỗ này bị bít kín bằng nút tháo dầu. Thông số kích thước (số lượng 1 chiếc): tra bảng 18.7Tr93[2] ta được d b m f L c q D S D0 M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,5 4.2.7. Kiểm tra mức dầu Tên chi tiết: que thăm dầu. Que thăm dầu: Chức năng que thăm dầu: dùng để kiểm tra mức dầu, chất lượng dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc. Để tránh sóng dầu gây khó khăn cho việc kiểm tra, đặc biệt khi máy làm việc 3 ca, que thăm dầu thường có vỏ bọc bên ngoài. Số lượng 1 chiếc 4.2.8. Lót ổ lăn Ổ lăn làm việc trung bình và bôi trơn bằng mỡ ta chọn làm kín động gián tiếp bằng vòng phớt. Chi tiết vòng phớt: Chức năng: bảo vệ ổ lăn khỏi bám bụi, chất lỏng hạt cứng và các tạp chất xâm nhập vào ổ, những chất này làm ổ chóng bị mài mòn và han gỉ. Thông số kích thước: tra bảng 15.17Tr50[2] ta được d d1 d2 D a B S0 Trục I (mm) 30 31 29 43 6 4,3 9 Trục II (mm) 35 36 34 54 9 6,5 12 Chi tiết vòng chắn dầu Chức năng: vòng chắn dầu quay cùng với trục, ngăn cách mỡ bôi trơn với dầu trong hộp, không cho dầu thoát ra ngoài. Thông số kích thước vòng chắn dầu a=6÷9 mm, t=2÷3 mm, b=2÷5 (mm)(lấy bằng gờ trục) 4.2.9.Cốc lót. Tên chi tiết: cốc lót Chức năng: dùng để đỡ ổ lăn tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và điểu chỉnh bộ phận ổ cũng như điều chỉnh ăn khớp của bánh răng côn. Vật liệu: gang xám GX15÷32 Thông số chi tiết: Chọn chiều dày cốc lót: δ=8 mm Chiều dày vai và bích cốc lót: δ1=δ2=δ=8 (mm) PHẦN 5: LẮP GHÉP, BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI Dung sai lắp ghép và lắp ghép ổ lăn Lắp vòng trong của ổ lên trục theo hệ thống lỗ cơ bản và lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục cơ bản. Để các vòng không trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ khi làm việc, ta chọn kiểu lắp trung gian với các vòng không quay và lắp có độ dôi với các vòng quay. Chọn miền dung sai khi lắp các vòng ổ: Tra bảng 20-12, 20-13 ta được: + Lắp ổ lên trục là: k6 + Lắp ổ lên vỏ là: H7 Lắp bánh răng lên trục: Để truyền momen xoắn từ trục lên bánh răng và ngược lại, ta chọn sử dụng then bằng. Mối ghép then thường không được lắp lẫn hoàn toàn do rãnh then trên trục thường được phay thường thiếu chính xác. Để khắc phục cần cạo then theo rãnh then để lắp. Lắp bánh răng lên trục theo kiểu lắp chặt: ∅H7k6 Dung sai mối ghép then Tra bảng B20.6Tr125[2] với tiết diện then trên các trục ta được Sai lệch giới hạn của chiều rộng then: Trục I:b×h=6×6 chọn:Js9±0,018Trục II:b×h=10×8 chọn:Js9±0,018 Sai lệch chiều sâu rãnh then: Trục I:t=3,5 mm⇒Nmax=+0,2 mmTrục II:t=4,0 mm⇒Nmax=+0,2 mm Bôi trơn hộp giảm tốc Bôi trơn trong hộp Theo cách dẫn dầu bôi trơn đến các chi tiết máy, người ta phân biệt bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông, do các bánh răng trong hộp giảm tốc đều có vận tốc v=1,51 ms<12ms nên ta bôi trơn bánh răng trong hộp bằng phương pháp ngâm dầu. Với vận tốc vòng của bánh răng côn v=1,51 ms tra bảng 18.11Tr100[2], ta được độ nhớt để bôi trơn là: 186 (11)16 (2) Centistoc ứng với nhiệt độ 50℃ Theo bảng 18.13Tr101[2] ta chọn được loại dầu AK-20 Bôi trơn ngoài hộp Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị nào che đậy nên dễ bị bám bụi do đó bộ truyền ngoài ta thường bôi trơn định kỳ. Bôi trơn ổ lăn : Khi ổ lăn được bôi trơn đúng kỹ thuật, nó sẽ không bị mài mòn, ma sát trong ổ sẽ giảm, giúp tránh không để các chi tiết kim loại tiếp xúc trực tiếp với nhau, điều đó sẽ bảo vệ được bề mặt và tránh được tiếng ồn. Lắp ghép giữa nắp với ổ và bạc với trục Trục Vị trí lắp Kiểu lắp Lỗ Trục Trục I Trục và vòng trong ổ ϕ25k6 ϕ25+0,002+0,015 Cốc lót và vành ngoài ổ ϕ52H7 ϕ520+0,030 Vỏ và cốc lót ϕ68H7h6 ϕ680+0,030 ϕ68-0,0190 Trục và vòng chắn dầu ϕ20F8k6 ϕ200+0,021 ϕ20+0,002+0,015 Đoạn trục lắp bánh đai ϕ20k6 ϕ20+0,002+0,015 Nắp ổ và cốc lót ϕ52H7d11 ϕ520+0,030 ϕ52-0,290-0,100 Trục và bánh răng ϕ20H7k6 ϕ200+0,021 ϕ20+0,002+0,015 Trục và bạc ϕ20D11k6 ϕ20+0,065+0,098 ϕ20+0,002+0,015 Trục II Trục và vòng chắn dầu ϕ30F8k6 ϕ300+0,021 ϕ30+0,002+0,015 Vỏ và nắp ổ trục 2 ϕ62H7d11 ϕ620+0,030 ϕ62-0,290-0,100 Đoạn trục lắp đĩa xích ∅28k6 ϕ28+0,002+0,015 Trục và vòng trong ổ ϕ30k6 ϕ30+0,002+0,015 Vỏ và vòng ngoài ổ ϕ62H7 ϕ620+0,030 Trục và bánh răng ϕ32H7k6 ϕ320+0,025 ϕ32+0,002+0,018 Trục và bạc ϕ28D11k6 ϕ28+0,065+0,098 ϕ28+0,002+0,015 MỤC LỤC Phần 1. TÍNH ĐỘNG HỌC Trang 1.1. Chọn động cơ điện 1.1.1.Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ (Pyc) 2 1.1.2.Phân phối tỉ số truyền (TST) 4 1.1.3Tính các thông số trên các trục và lập bảng thông số động học 4 Phần 2. TÍNH BỘ TRUYỀN  2.1. Tính bộ truyền ngoài 6 2.2. Tính bộ truyền trong 15 Phần 3. TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN 3.1. Chọn khớp nối 20 3.2. Tính sơ bộ trục 21 3.2.1. Chọn vật liệu chế tạo trục 21 3.2.2. Tính sơ bộ đường kính trục 21 3.2.3. Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục 22 3.2.3. Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực 23 3.3. Tính, chọn đường kính các đoạn trục 25 3.3.1. Trục yêu cầu tính đầy đủ 25 3.3.1.1. Tính phản lực 25 3.3.1.2. Vẽ biểu đồ mô men 27 3.3.1.3. Tính mô men tương đương 28 3.3.1.4. Tính đường kính các đoạn trục 28 3.3.1.5. Chọn đường kính các đoạn trục 29 3.3.1.6. Chọn và kiểm nghiệm then 29 3.3.1.7. Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi 30 3.3.1.8. Chọn, kiểm nghiệm ổ lăn 34 3.3.2. Trục không yêu cầu tính đầy đủ 37 3.3.2.1. Từ đường kính trục sơ bộ, tiến hành chọn đường kính các đoạn trục dựa vào các yếu tố công nghệ, lắp ráp 37 3.3.2.2. Chọn then 37 3.3.2.3. Chọn ổ lăn 37 3.3.2.4. Vẽ kết cấu trục 37 Phần 4. TÍNH, LỰA CHỌN KẾT CẤU    4.1.Tính kết cấu của vỏ hộp 38 4.2.Một số chi tiết khác: 39 Phần 5: Lắp ghép, bôi trơn và dung sai 44 Dung sai lắp ghép và lắp ghép ổ lăn 44 Lắp ghép bánh răng lên trục 44 Dung sai mối ghép then 45 Bôi trơn hộp giảm tốc 45 Lắp ghép giữa nắp với ổ, bạc với trục 46 TÀI LIỆU THAM KHẢO 1. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 1 – Nhà xuất bản giáo dục; PGS.TS – Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển 2. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập 2 – Nhà xuất bản giáo dục; PGS.TS – Trịnh Chất – TS Lê Văn Uyển 3. Dung sai lắp ghép - Nhà xuất bản giáo dục; PGS.TS Ninh Đức Tốn 4. Trang web: