Đồ án chi tiết máy - Đề số 49: Thiết kế hệ dẫn động cơ khí

1 - Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 1.1 - Chọn bề mặt ghép nắp và thân - Chỉ tiêu của vỏ 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 GX 15-32. - Chọn bề mặt ghép của vỏ hộp (phần trên của vỏ là nắp, phần dưới là thân) đi qua đường tâm các trục. Nhờ đó việc nắp ghép các chi tiết sẽ dễ dàng hơn. - Bề mặt ghép chọn song song với mặt đế. 1.2 - Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp Dựa vào bảng 18.1-85[2] ta xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp • Chiều dày Thân hộp:  = 0,03.a+3 = 0,03.157 + 3 = 7,71mm > 6mm. Lấy  = 10mm Với a = 157mm (khoảng cách giữa trục II và trục III) Nắp hộp: 1 = 0,9. = 0,9.10 = 9mm • Gân tăng cứng

docx66 trang | Chia sẻ: tueminh09 | Ngày: 27/01/2022 | Lượt xem: 338 | Lượt tải: 1download
Bạn đang xem trước 20 trang tài liệu Đồ án chi tiết máy - Đề số 49: Thiết kế hệ dẫn động cơ khí, để xem tài liệu hoàn chỉnh bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
t; NFE1 = u1.NFE2 = 7,96.2,75.108 = 21,89.108 (c.kì) Đối với tất cả các loại thép thì NFO = 4.106 Như vậy ta thấy: NFE1 > NFO1 => KFL1 = 1 NFE2 > NFO2 => KFL2 = 1 Với bộ truyền quay một chiều thì: KFC = 1; SF = 1,75. Theo 6.2a-93[1] ta có: σF1= σFlim1o.KFL1KFC1SF= 441.1.11,75=252 MPa σF2= σFlim2o.KFL1KFC2SF= 414.1.11,75=236,57 MPa Ứng suất cho phép khi quá tải: Theo CT 6.13 và 6.14[1] ta có: σHmax= 2,8.σch2=2,8.450=1260 MPa σF1max= 0,8.σch1=0,8.580=464 MPa σF2max= 0,8.σch2=0,8.450=360 MPa 3.3 - Xác định sơ bộ khoảng cách trục - Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng được xác định theo công thức 6.15a-96[1] aw1= Ka.u1±1.3T1.KHβσH2.u1.ψba Trong đó: Ka - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5-96[1]) Ka = 49,5 T1 - Mômen xoắn trên trục bánh chủ động (Trục I) (N.mm) T1 = 11903,9 (N.mm) [sH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa) [sH] = 481,82 (MPa) u1 - Tỉ số truyền cấp nhanh u1 = 7,96 KHβ - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng Tra bảng 6.7-98[1] ta được: KHβ = 1,24 (sơ đồ 3) ψba= bw/aw - Hệ số, trong đó bw là chiều rộng vành răng Tra bảng 6.6-97[1] chọn: ψba=0,3 do đó theo công thức 6.16-97[1] ψbd=0,53.ψba.u1+1= 0,53.0,3.7,96+1=1,42 Thay các giá trị trên vào công thức ta có: aw1= Ka.u1±1.3T1.KHβσH2.u1.ψba=49,5.7,96+1.311903,9.1,24481,822.7,96.0,3=132,4 (mm) Lấy aw1 = 132 (mm) 3.4 - Xác định các thông số ăn khớp Modul (m) của bánh răng trụ răng thẳng được xác đinh như sau: m = (0,01 ¸ 0,02).aw1 = (0,01 ¸ 0,02).132 = 1,32 ¸ 2,64 Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn: m = 2 Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lượt là Z1 và Z2. Theo CT 6.19 và 9.20-99[1] ta có: Z1= 2aw1m.u1+1= 2.1322.7,96+1= 14,7 Chọn Z1 = 15 (răng) Z2 = u1.Z1 = 7,96.15 = 119,4 (răng) Chọn Z2 = 119 (răng) Vậy Zt = Z1 + Z2 = 15 + 119 = 107 (răng) Tỉ số truyền thực là: um = Z2/Z1 = 119/15 = 7,93 Tính lại khoảng các trục theo 6.21-99[1] aw1= m.Zt2= 2.1342=134 (mm) - Tra bảng 6.9-100[1] ta có hệ số dịch chỉnh: X1=0,3 ; X2=-0,3 - Góc ăn khớp: Theo công thức 6.27-101[1] với α = 20o ta có cosαtw1= Zt.m.cosα2.aw1= 134.2.cos20o2.134= 0,9397 Vậy αtw1 = 20o 3.5 - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc - Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền cần phải đảm bảo điều kiện σH ≤ σH=481,82 MPa (Công thức 6.33-105[1]) σH=ZM.ZH.Zε2.T1.KH.um+1bw.umdw12 Trong đó T1 : Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Trục I), um là tỉ số truyền thực. bw : Chiều rộng vành răng. bw= ψba.aw1= 0,3.134=40,2 (mm) dw1 : Đường kính vòng lăn của bánh chủ động. dw1= 2.aw1um+1= 2.1347,93+1=30 (mm) ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu. Tra Bảng 6.5-96[1] ta được ZM = 274 Mpa1/3 vì bánh răng làm thép. ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Theo 6.34-105[1] ZH= 2sin2αtw= 2sin2.20=1,76 Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Với bánh răng thẳng, theo 6.36a-105[1] ta có Zε=4-εα3 = 4-1,643=0,89 Với εα tính theo 6.38b-105[1]. εα=1,88-3,2.1Z1+1Z2=1,88-3,2.115+1119=1,64 KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. KH= KHβ.KHα.KHv Với: + KHβ Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng. Theo bảng 6.7-98[1] (Sơ đồ 3) KHβ=1,24 + KHα Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Với bánh răng thẳng KHα=1 + Theo công thức 6.40-106[1] vận tốc vòng: v = π.dw1.n160000 = 3,14.30.142060000 = 2,23 (m/s) Theo bảng 6.13-106[1] với v ≤ 6, răng thẳng. Chọn cấp chính xác 8, do đó theo bảng 6.16-107[1] ta được go = 56 Theo 6.42-107[1] với δH=0,006 (tra bảng 6.15-107[1]) ta có: vH= δH.go.v.aw1u=0,006.56.2,23.1347,93=3,1 KHv=1+vH.bw.dw12.T1.KHβ.KHα=1+3,1.40,2.302.11903,9.1,24.1=1,13 KH=1,24.1.1,13=1,4012 Thay các giá trị trên vào công thức công thức 6.33-105[1] ta được σH=ZM.ZH.Zε2.T1.KH.um+1bw.um.dw12 =274.1,76.0,89.2.11903,9.1,4012.(7,96+1)40,2.7,93.302=438,07 MPa Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép Theo 6.1-61[1] với v = 2,23(m/s) < 5(m/s), Zv = 1. Với cấp chính xác động học là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 – 1,25µm, do đó ZR = 0,95. Với da < 700mm, KxH = 1, do đó theo 6.1[1] và 6.1a[1] ta có: σHcx= σH.Zv.ZR.KxH=481,82.1.0,95.1=457,73 MPa Ta thấy σH< σHcx do vậy bộ truyền đảm bảo độ bền về tiếp xúc. 3.6 - Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn - Theo 6.43 và 6.44-108[1] ta có: σF1= 2.T1.KF.Yε.Yβ.YF1bw.dw1.m≤[σF1] σF2= σF1YF2YF1≤[σF2] Trong đó T1 :là mômen xoắn trên trục bánh chủ động Nmm) m :là modul pháp (mm) bw :là chiều rộng vành răng dw1 :đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm) Yε= 1εα= 0,6 :là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, εα là hệ số trùng khớp ngang. Yβ :là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Yβ=1 (răng thẳng) YF1 và YF2 :là hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh. Tra bảng 6.18-109[1] ta có: YF1 = 3,72 và YF2 = 3,65 KF :là hệ số tải trọng khi tính về uốn. Theo 6.45-109[1] KF= KFβKFαKFv Trong đó: KFβ :là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn. Theo bảng 6.7[1] ta có KFβ=1,13 KFα :là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Với răng thẳng KFα=1 Có vF tính theo 6.47-109[1] vF= δFgovaw1u=0,016.56.2,23.1347,93= 8,21 KFv :là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn. Theo 6.46-109[1] ta có: KFv=1+vFbwdw12T1KFβKFα=1+ 8,21.40,2.302.11903,9.1,13.1=1,37 Do đó KF = 1,13.1.1,37 = 1,55 Vậy σF1= 2.T1.KF.Yε.Yβ.YF1bw.dw1.m= 2.11903,9.1,55.0,6.1.3,7240,2.30.2=34,15 MPa σF2= σF1YF2YF1= 34,15.3,653,72=33,51 MPa Mà σF1=252 MPa và σF2=236,57 MPa => Bộ truyền đảm bảo về uốn. 3.7 - Kiểm nghiêm răng về quá tải - Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax không được vượt quá một giá trị cho phép. Theo 6.48-110[1] σHmax= σHKqt ≤σHmax Trong đó σH và σHmax xác định theo 6.33-105[1] và 6.13-95[1]. - Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép. Theo 6.49-110[1] σFmax= σFKqt ≤ σFmax Trong đó: σF và σFmax xác định theo 6.43-108[1] và 6.44-108[1] và 6.14-95[1]. Với Kqt = Tmax/Tdn = 2,2 ta có: σHmax= 438,07.2,2= 649,78 MPa σF1max= 34,15.2,2=75,13 MPa σF2max= 33,51.2,2=73,722 MPa Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải. 3.8 -Một số thông số cơ bản của bánh răng - Đường kính vòng chia: d1=Z1.m=15.2=30 (mm) d2=Z2.m=119.2=238 (mm) - Đường kính vòng đỉnh: da1=d1+2.(1+x1).m=30+2.(1+0,3).2=35,2 mm da2=d2+2.(1+x2).m=238+2.(1-0,3).2=240,8 mm - Đường kính vòng đáy: df1=d1-(2,5-2x1).m=30-(2,5-2.0,3).2=26,2 mm df2=d2-2,5-2x2.m=238-2,5+2.0,3.2=231,8 (mm) Thông số tính toán cấp nhanh Tên gọi Ký hiệu Giá trị Đơn vị Khoảng cách trục aw1 134 mm Modul pháp m 2 mm Chiều rộng vành răng bw 40 mm Tỉ số truyền thực um 7,93 Số răng bánh nhỏ và lớn Z1 và Z2 15 và 119 răng Đường kính chia dw1 và dw2 30 và 238 mm Đường kính đỉnh răng da1 và da2 35,2 và 240,8 mm Đường kính đáy răng df1 và df2 26,2 và 231,8 mm Góc profin gốc α 20o độ Góc profin răng αt 20o độ Góc ăn khớp αtw 20o độ B- Tính toán cấp chậm 3.1 - Chọn vật liệu Theo bảng 6.1-92[1] Chọn vật liệu bánh nhỏ là thép 45 tôi cải thiện. Có HB3 = 241 ¸ 285; σb3 = 850 MPa ; σch3 = 580 MPa Chọn vật liệu bánh lớn là thép 45 tôi cải thiện. Có HB4 = 192 ¸ 240; σb4 = 750 MPa ; σch4 = 450 MPa 3.2 - Xác định ứng suất tiếp xúc [σH] và ứng suất uấn cho phép σF cho phép Theo bảng 6.2-94[1]với thép 45 tôi cải thiện có HB = 180 ÷ 350 thì: σHlim 30=2.HB+70 ; σFlim 30=1,8.HB SH = 1,1 ; SF = 1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ là HB3 = 245 ; độ rắn bánh lớn HB4 = 230. Ta có: σHlim 30=2.HB+70=2.245+70=560 MPa σFlim 30=1,8.HB=1,8.240=441 MPa σHlim 40=2.HB+70=2.230+70=530 MPa σFlim 40=1,8.HB=1,8.230=414 MPa Số chu kỳ cơ sở khi thử về tiếp xúc: NHO = 30H2,4HB Ta có: NHO3 = 30.2452,4 = 16.106 NHO4 = 30.2302,4 = 13,9.106 Với tải trọng thay đổi nhiều bậc ta có: NHE=60.c.tiTiTmax3nititck =>NHE4=60.c.n3.ti.TiTmax3.titck=60.1.47,3.46720.13.48+ 0,63.38=7,7.107 c.kì => NHE3 = u2.NHE4 = 3,77.7,7.107 = 29,029.107 (c.kì) Ta thấy: NHE3 > NHO3 => KHL3 = 1 NHE4 > NHO4 => KHL4 = 1 Do vậy ứng suất tiếp xúc cho phép xác định theo công thức 6.1a-93[1] σH= σHlimo.KHLSH => σH3= σHlim3o.KHL3SH= 560.11,1=509,1 MPa => σH4= σHlim4o.KHL4SH= 530.11,1=481,82 MPa Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định như sau: σH= minσH1,σH2=481,82 MPa Số chu kỳ làm việc của bộ truyền khi tính về sức bền uốn. Theo 6.8-93[1] NFE=60.c.tiTiTmaxmFnititck Với độ rắn mặt răng HB £ 350 ® mF = 6 =>NFE4=60.c.n3.ti.TiTmax6.titck =60.1.47,3.46720.16.48+ 0,66.38=6,8.107 c.kì => NFE3 = u2.NFE4 = 3,77.6,8.107 = 25,636.107 (c.kì) Đối với tất cả các loại thép thì NFO = 4.106 Như vậy ta thấy: NFE3 > NFO3 => KFL3 = 1 NFE4 > NFO4 => KFL4 = 1 Với bộ truyền quay một chiều thì: KFC = 1; SF = 1,75. Theo 6.2a-93[1] ta có: σF3= σFlim3o.KFL3KFC3SF= 441.1.11,75=252 MPa σF4= σFlim4o.KFL4KFC4SF= 414.1.11,75=236,57 MPa Ứng suất cho phép khi quá tải: Theo CT 6.13 và 6.14-93[1] ta có: σHmax= 2,8.σch4=2,8.450=1260 MPa σF3max= 0,8.σch3=0,8.580=464 MPa σF4max= 0,8.σch4=0,8.450=360 MPa 3.3 - Xác định sơ bộ khoảng cách trục Khoảng cách trục bộ truyền bánh răng được xác định theo công thức 6.15a-96[1] aw2= Ka.u2±1.3T2.KHβσH2.u2.ψba Trong đó: Ka - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5) T2 - Mô men xoắn trên trục bánh chủ động (Trục II) (N.mm) [sH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép (MPa) u2 - Tỉ số truyền cấp chậm ψba= bw/aw - Hệ số, trong đó bw là chiều rộng vành răng KHβ - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng Tra bảng 6.5-96[1] ta được: Ka = 49,5 (rang thẳng) Tra bảng 6.6-97[1] chọn: ψba=0,375 do đó theo công thức 6.16-97[1] ψbd=0,53.ψba.u2+1= 0,53.0,375.3,77+1=0,95 Tra bảng 6.7-98[1] ta được: KHβ = 1,07 (sơ đồ 5) Với T2 = 91003,4MPa và σH=481,82 MPa Thay các giá trị trên vào công thức ta có: aw2= Ka.u2±1.3T2.KHβσH2.u2.ψba=49,5.3,77+1391003,4.1,07481,822.3,77.0,375= 157,4 (mm) Lấy aw2 = 157 (mm) 3.4 - Xác định các thông số ăn khớp Modul (m) của bánh răng trụ răng thẳng được xác đinh như sau: m = (0,01 ¸ 0,02).aw2 = (0,01 ¸ 0,02).157 = 1,57 ¸ 3,14 Chọn m = 2 mm Số răng trên bánh lớn và bánh nhỏ lần lượt là Z3 và Z4. Theo CT 6.31-103[1] ta có: Z3= 2aw2m.u2+1= 2.1572.3,77+1= 32,9 Chọn Z3 = 33 (răng) Z4 = u2.Z3 = 3,77.33 = 124,4 (răng) Chọn Z4 = 124 (răng) Vậy Zt = Z3 + Z4 = 33+124= 157 (răng) Tỉ số truyền thực là: um = Z4/Z3 = 124/33 = 3,76 - Tính lại khoảng các trục theo 6.21-99[1] aw2= m.Zt2= 2.1572=157 (mm) - Góc ăn khớp: Theo công thức 6.27-101[1] với α = 20o ta có cosαtw2= Zt.m.cosα2.aw2= 157.2.cos20o2.157= 0,9397 Vậy αtw2 = 20o 3.5 - Kiểm nghiểm răng về độ bền tiếp xúc - Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền cần phải đảm bảo điều kiện σH ≤ σH=481,82 MPa (Công thức 6.33-105[1]) σH=ZM.ZH.Zε2.T2.KH.um+1bw.umdw32 Trong đó T2 : Momen xoắn trên trục bánh chủ động, um là tỉ số truyền thực. bw : Chiều rộng vành răng. bw2= ψba.aw2= 0,375.157=59 (mm) dw3 : Đường kính vòng lăn của bánh chủ động. dw3= 2.aw2um+1= 2.1573,76+1=66 (mm) ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu. Tra Bảng 6.5-96[1] ta được ZM = 274 Mpa1/3 vì bánh răng làm thép. ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Theo 6.34-105[1] ZH= 2sin2αtw= 2sin2.20=1,76 Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Với bánh răng thẳng, theo 6.36a-105[1] ta có Zε=4-εα3 = 4-1,763=0,86 Với εα tính theo 6.38b-105[1]. εα=1,88-3,2.1Z1+1Z2=1,88-3,2.133+1124=1,76 KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. KH= KHβ.KHα.KHv Với: + KHβ Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng răng. Theo bảng 6.7-98[1] (Sơ đồ 5) KHβ=1,07 + KHα Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Tra bảng 6.14-107[1] ta được KHα=1,13 + Theo công thức 6.40-106[1] vận tốc vòng: v = π.dw3.n2/60000 = 3,14.66.178,4/60000 = 0,62 (m/s) Theo bảng 6.13-106[1] với v ≤ 2, răng thẳng. Chọn cấp chính xác 9, do đó theo bảng 6.16-107[1] ta được go = 73 Theo 6.42-107[1] với δH=0,006 (tra bảng 6.15-107[1]) ta có: vH= δH.go.v.aw2u=0,006.73.0,621573,76=1,75 KHv=1+vH.bw2.dw32.T2.KHβ.KHα=1+1,75.59.662.91003,4.1,07.1,13=1,03 Vậy ta có: KH=1,07.1,13.1,03=1,25 Thay các giá trị trên vào công thức công thức 6.33-104[1] ta được σH=ZM.ZH.Zε2.T2.KH.um+1bw.um.dw32 =274.1,76.0,86.2.91003,4.1,25.(3,76+1)59.3,76.662=439 MPa Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép Theo 6.1-91[1] với v = 0,62(m/s) < 5(m/s), Zv = 1. Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 – 1,25µm, do đó ZR = 0,95. Với da < 700mm, KxH = 1, do đó theo 6.1[1] và 6.1a[1] ta có: σHcx= σH.Zv.ZR.KxH=481,82.1.0,95.1=457,729 MPa Ta thấy σH< σHcx do vậy bộ truyền đảm bảo độ bền về tiếp xúc. 3.6 - Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn - Theo 6.43 và 6.44-108[1] ta có: σF3= 2.T2.KF.Yε.Yβ.YF3bw.dw3.m≤[σF3] σF4= σF1YF4YF3≤[σF4] Trong đó T2 :là mômen xoắn trên trục bánh chủ động Nmm) m :là modul pháp (mm) bw :là chiều rộng vành răng dw2 :đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm) Yε= 1εα= 0,6 :là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, εα là hệ số trùng khớp ngang. Yβ :là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Yβ=1 (răng thẳng) YF3 và YF4 :là hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh. Tra bảng 6.18-109[1] ta có: YF3 = 3,8 và YF4 = 3,6 KF :là hệ số tải trọng khi tính về uốn. Theo 6.45-109[1] KF= KFβKFαKFv Trong đó: KFβ :là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn. Theo bảng 6.7-98[1] ta có KFβ=1,07 KFα :là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Với răng thẳng KFα=1 Có vF tính theo 6.47-109[1] vF= δFgovaw1u=0,016.73.0,62.1573,76= 4,68 KFv :là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn. Theo 6.46-109[1] ta có: KFv=1+vFbwdw32T2KFβKFα=1+ 4,68.59.662.91003,4.1,07.1=1,1 Do đó KF = 1,1.1.1,07 = 1,177 Vậy σF3= 2.T2.KF.Yε.Yβ.YF3bw.dw3.m= 2.91003,4.1,177.0,6.1.3,859.66.2=62,72 MPa σF4= σF3YF4YF3= 62,72.3,63,8=59,42 MPa Mà σF3=252 MPa và σF4=236,57 MPa => Bộ truyền đảm bảo về uốn. 3.7 - Kiểm nghiêm răng về quá tải - Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σHmax không được vượt quá một giá trị cho phép. Theo 6.48-110[1] σHmax= σHKqt ≤σHmax Trong đó σH và σHmax xác định theo 6.33-105[1] và 6.13-95[1]. - Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại σFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép. Theo 6.49-110[1] σFmax= σFKqt ≤ σFmax Trong đó: σF và σFmax xác định theo 6.43-108[1] và 6.44-108[1] và 6.14-95[1]. Với Kqt = Tmax/Tdn = 2,2 ta có: σHmax= 439.2,2= 651,14 MPa σF3max= 62,72.2,2=137,98 MPa σF4max= 59,42.2,2=130,72 MPa Vậy bộ truyền đảm bảo về quá tải. 3.8 -Một số thông số cơ bản của bánh răng - Đường kính vòng chia: d3=Z3.m=33.2=66 (mm) d4=Z4.m=124.2=248 (mm) - Đường kính vòng đỉnh: da3=d3+2.m=66+2.2=70 mm da4=d4+2.m=248+2.2=252 mm - Đường kính vòng đáy: df3=d3-2,5.m=66-2,5.2=61 mm df4=d4-2,5.m=248-2,5.2=243 (mm) Thông số tính toán cấp chậm Tên gọi Ký hiệu Giá trị Đơn vị Khoảng cách trục aw2 157 mm Modul pháp m 2 mm Chiều rộng vành răng bw 59 mm Tỉ số truyền thực um 3,76 Số răng bánh nhỏ và lớn z3 và z4 33 và 124 răng Đường kính chia d3 và d4 66 và 248 mm Đường kính đỉnh răng da3 và da4 70 và 252 mm Đường kính đáy răng df3 và df4 61 và 243 mm Góc profin răng αt 20o độ Góc profin gốc α 20o độ Góc ăn khớp αtw 20o độ Phần 4: Tính Thiết Kế Trục 4.1 - Chọn vật liệu Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng. Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không. Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau sb= 600 (MPa); sch= 340(MPa); với độ cứng là 200 HB. ứng suất xoắn cho phép [t] = 15 ¸ 30(MPa). 4.2 - Xác định sơ bộ đường kính trục Theo công thức 10.9[1], đường kính trục thứ k với k = 1,2,3 là: dk≥3Tk0,2τmm Hộp giảm tốc có: T1 = 11903,9 (Nmm) T2 = 91003,4 (Nmm) T3 = 329101,5 (Nmm) Trục I d1 ≥ 311903,90,2[15]= 15,8 (mm) ( Chọn τ1=15 MPa) Lấy d1 = 20 (mm) Trục II d2≥391003,40,220=28,33mm Chọn τ2=20MPa Lấy d2 = 30 (mm) Trục III d3≥3329101,50,230=37,9mm Chọn τ3=30MPa Lấy d3 = 40 (mm) Tra b¶ng P.1.7-242 [1] ta cã ®êng kÝnh ®éng c¬ lµ: dđc=24 (mm) 4.3 - Xác định khoảng cách giữa gối đỡ và các điểm đặt lực. Dựa vào bảng 10.2-189[1], ta chọn chiều rộng ổ lăn: d1 = 20(mm) Þ b01 = 15(mm) d2 = 30(mm) Þ b02 = 19(mm) d3 = 40(mm) Þ b03 = 23(mm) Dựa vào công thức10.10-189[1], ta tính được chiều dài mayơ các bánh răng: lm = (1,2 ¸ 1,5).d -Trôc II: l22=0,5lm22+b0+k1+k2 l23=l22+0,5lm22+lm23+k1 l21=lm22+lm23+3k1+2k2+b0 Trong ®ã: ChiÒu dµi may ¬ b¸nh r¨ng trô: lm22=lm23=1,2÷1,5.d2=(36÷45) LÊy lm22=lm23=40 (mm) C¸c kho¶ng c¸ch: Do ®ã ta cã: l22=54,5 mm; l23=104,5mm; l21=159 (mm) -Trôc I: l11=l21=159 mm l12=l22=54,5 mm Chọn lm12=bw1=40 (mm) lc13=0,5lm13+b0+k3+hn Víi lµ chiÒu dµi may¬ nöa khíp nèi: lm13=1,4÷2,5.d1=(28÷50) LÊy lm13=40mm; k3=15 mm; hn=20 (mm) Suy ra : lc13=62,5 (mm) -Trôc III: l31=l21=159 (mm) l32=l23=104,5 (mm) lm32=1,2÷1,5.d3=(48÷60) Lấy lm32=50 (mm) lc33=0,5lm33+b0+k3+hn Víi chiÒu dµi may¬ ®Üa xÝch: lm33=1,2÷1,5.d3=(48÷60) LÊy lm33=50 mm; lc33=71,5 (mm) - Các lực tác dụng lên các trục Ta cã + Lực vòng Ft1=-Ft2=2T1dw1=2.11903,930=794N Ft3=-Ft4=2T2dw3=2.91003,466=2758N + Lực hướng tâm Fr1=-Fr2=Ft1.tgαtwcosβ=794.tg20cos0=289N Fr3=-Fr4=Ft3.tgαtwcosβ=2758.tg20cos0=1004N + Lực dọc trục Fa3=Fa4=Ft3.tgβ=2692.tg0=0N 4.5 – Tính các phản tại các gối đỡ và vẽ biểu đồ mô men 4.5.1 – Trục I Tính các phản lực tại các gối đỡ trong mặt phẳng zOy Ta có: Y= Ry1 – Fr1 + Ry2 = 0 (1) mA= Fr1.l12 – Ry2.l11 = 0 (2) Từ 2=> Ry2=Fr1.l12l11=289.54,5159=99N => Ry1 = 190N Mô men uốn trên các đoạn trục Dùng mặt cắt 1-1 cắt trong đoạn AB xét sự cân bằng phần thanh bên phải (0 ≤ z1 ≤ 54,5) My1 = Ry1.z1 z1 = 0 => My1 = 0 z1 = 54,5 => My1 = 10355 (Nmm) Dùng mặt cắt 2-2 cắt trong đoạn DB xét sự cân bằng của phần thanh bên phải (54,5 ≤ z2 ≤ 159) My2 = Ry1.z2 – Fr1.(z2 – 54,5) z2 = 54,5 => My2 = 10355 (Nmm) z2 = 159 => My2 = 0 Tính các phản lực tại các gối đỡ trong mặt phẳng zOx X= Fr12 - Rx1 - Ft1 + Rx2 = 0 (1) mA= - Fr12.lc13 – Ft1.l12 + Rx2.l11 = 0 (2) - Lực từ nối trục đàn hồi tác dụng lên trục I là lực hướng tâm Fr Fr12=0,2÷0,3Ft= 0,2÷0,32TđcDo= 0,2÷0,32.12105,671=68÷102 N Trong đó: + Tđc là mô men xoắn trên trục động cơ. Tđc = 12105,6 Nmm + Do là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt (được chọn theo mô men tính toán Tt của khớp nối và đường kính trục cần nối) Tt = K.Tđc = 1,5.12105,6 = 18,16 Nm K là hệ số làm việc. Tra bảng 16.1[2] chọn K = 1.5 Với Tt = 18,16 và d = 24 (mm) dựa vào bảng 16.10a[2] có Do = 71 (mm) Lấy Fr12 = 90 N Từ 2=> Rx2=Fr12.lc13+Ft1.l12l11=90.62,5+794.54,5159=307,5 N => Rx1 = -396,5 N Vậy Rx1 có chiều ngược với hình vẽ Mô men uốn trên các đoạn trục Dùng mặt cắt 1-1 cắt trong đoạn AC xét sự cân bằng phần thanh bên phải (0 ≤ z1 ≤ 62,5) Mx1 = Fr12.z1 z1 = 0 => Mx1 = 0 z1 = 62,5 => Mx1 = 5625 (Nmm) Dùng mặt cắt 2-2 cắt trong đoạn AB xét sự cân bằng phần thanh bên phải (62,5 ≤ z2 ≤ 117) Mx2 = Fr12.z2 – Rx1.(z2 – 62,5) z2 = 62,5 => Mx2 = 5625 (Nmm) z2 = 117 => Mx2 = 32137 (Nmm) Dùng mặt cắt 3-3 cắt trong đoạn DB xét sự cân bằng phần thanh bên trái (0 ≤ z3 ≤ 104,5) Mx3 = Rx2.z3 z3 = 0 => Mx3 = 0 (Nmm) z3 = 104,5 => Mx3 = 32137(Nmm) Biểu đồ mômen Mô men uốn tổng Mj và mô men uốn tương đương Mtđj tại các tiết diện j trên chiều dài trục. Theo công thức 10.15 và 10.16-194[1] ta có: Mj=Myj2+Mxj2 Nmm Mtđj=Mj2+0,75Tj2 Nmm Mtđ1C=0+0,75.119032=10308 Nmm Mtđ1A=56252+0,75.119032=11743 Nmm Mtđ1B=103552+321372+0,75.119032=35303 Nmm Mtđ1D=0 Nmm Đường kính trục tại các tiết diện. Theo công thức 10.17-194[1] ta có dj=3Mtđj0,1σ(mm) Với thép 45 có σb=600 tra bảng 10.5-195[1] ta có σ=63MPa d1C=3103080,1.63=11.8(mm) d1A=3117430,1.63=12,3(mm) d1B=3353030,1.63=17,7(mm) Xuất phát từ yêu cầu chuẩn hóa ta chọn các đường kính trục như sau d1C = 16mm ; d1A = 20mm ; d1B = 22mm ; d1D = 20mm 4.5.2 – Trục II Tính các phản lực tại các gối đỡ trong mặt phẳng yOz Ta có Y= Ry1 – Fr3 + Fr2 + Ry2 = 0 (1) mA= Fr2.l22 – Fr3.l23 + Ry2.l21 = 0 (2) Từ 2=> Ry2=Fr3.l23-Fr2.l22l21=1004.104,5-289.54,5159=560,8N => Ry1 = 154,2N Mô men uốn trên các đoạn trục Dùng mặt cắt 1-1 cắt trong đoạn AB (0 ≤ z1 ≤ 54,5) xét sự cân bằng phần thanh bên phải My1 = Ry1.z1 z1 = 0 => My1 = 0 z1 = 54,5 => My1 = 8404 (Nmm) Dùng mặt cắt 2-2 cắt trong đoạn BC xét sự cân bằng phần thanh bên phải (54,5 ≤ z2 ≤ 104,5) My2 = Ry1.z2 + Fr2.(z2 – 54,5) z2 = 54,5 => My2 = 8404 (Nmm) z2 = 104,5 => My2 = 30563 (Nmm) Dùng mặt cắt 3-3 cắt trong đoạn DC xét sự cân bằng phần thanh bên trái (0 ≤ z3 ≤ 54,5) My3 = Ry2.z3 z3 = 0 => My3 = 0 (Nmm) z3 = 54,5 => My3 = 30563 (Nmm) Tính các phản lực tại các gối đỡ trong mặt phẳng xOz Ta có X= Ft3 + Ft2 – Rx2 – Rx1 = 0 (1) mA= Ft2.l22 + Ft3.l23 – Rx2.l21 = 0 (2) Từ 2=> Rx2=Ft2.l22+Ft3.l23l21=794.54,5+2758.104,5159=2084 N => Rx1 = 1467 N Mô men uốn trên các đoạn trục Dùng mặt cắt 1-1 cắt trong đoạn AB (0 ≤ z1 ≤ 54,5) xét sự cân bằng phần thanh bên phải Mx1 = Rx1.z1 z1 = 0 => Mx1 = 0 z1 = 54,5 => Mx1 = 79951,5 (Nmm) Dùng mặt cắt 2-2 cắt trong đoạn BC xét sự cân bằng phần thanh bên phải (54,5 ≤ z2 ≤ 104,5) Mx2 = Rx1.z2 – Ft2.(z2 – 54,5) z2 = 54,5 => Mx2 = 79951,5 (Nmm) z2 = 104,5 => Mx2 = 113610,5 (Nmm) Dùng mặt cắt 3-3 cắt trong đoạn DC xét sự cân bằng phần thanh bên trái (0 ≤ z3 ≤ 54,5) Mx3 = Rx2.z3 z3 = 0 => Mx3 = 0 (Nmm) z3 = 54,5 => Mx3 = 113610,5 (Nmm) Biểu đồ mômen Mô men uốn tổng Mj và mô men uốn tương đương Mtđj tại các tiết diện j trên chiều dài trục. Theo công thức 10.15 và 10.16-194[1] ta có: Mj=Myj2+Mxj2 Nmm Mtđj=Mj2+0,75Tj2 Nmm Mtđ2C=305632+113610,52+0,75.91003,42=141607 Nmm Mtđ2B=84042+79951,52+0,75.91003,42=112579 Nmm Mtđ2D=Mtđ2A=0 Nmm Đường kính trục tại các tiết diện. Theo công thức 10.17-194[1] ta có dj=3Mtđj0,1σ(mm) Với thép 45 có σb=600 tra bảng 10.5-195[1] ta có σ=63MPa d2C=31416070,1.63=28,2 (mm) d2B=31125790,1.63=26,14 (mm) Xuất phát từ yêu cầu chuẩn hóa ta chọn các đường kính trục như sau d2C = 45 (mm) ; d2A =d2D = 30 (mm) ; d2B = 40 (mm) 4.5.3 – Trục III Tính các phản lực tại các gối đỡ trong mặt phẳng yOz Ta có Y= Fr4 - Ry2 - Ry1 = 0 (1) mA= Fr4.l32 – Ry2.l31 = 0 (2) Từ 2=> Ry2=Fr4.l32l31=1004.104,5159=659,86 N => Ry1 = 344,14 N Mômen uốn trên các đoạn trục Dùng mặt cắt 1-1 cắt trong đoạn AB (0 ≤ z1 ≤ 104,5) xét sự cân bằng phần thanh bên phải My1 = Ry1.z1 z1 = 0 => My1 = 0 z1 = 104,5 => My1 = 35962 (Nmm) Dùng mặt cắt 2-2 cắt trong đoạn CB xét sự cân bằng phần thanh bên trái (0 ≤ z2 ≤ 54,5) My2 = Ry2.z2 z2 = 0 => My2 = 0 (Nmm) z2 = 54,5 => My2 = 35962 (Nmm) Tính các phản lực tại các gối đỡ trong mặt phẳng xOz Ta có X= Rx1 - Ft4 - Rx2 + Fđ = 0 (1) mA= Fđ.(lc33+l31) – Rx2.l31 – Ft4.l32 = 0 (2) Từ 2=> Rx2=Fđlc33+l31-Ft4.l32l31=7694.230,5-2758.104,5159=9341 N => Rx1 = 4405 N Mô men uốn trên các đoạn trục Dùng mặt cắt 1-1 cắt trong đoạn AB (0 ≤ z1 ≤ 104,5) xét sự cân bằng phần thanh bên phải Mx1 = Rx1.z1 z1 = 0 => Mx1 = 0 z1 = 104,5 => Mx1 = 460322,5 (Nmm) Dùng mặt cắt 2-2 cắt trong đoạn BC xét sự cân bằng phần thanh bên phải (104,5 ≤ z2 ≤ 159) Mx2 = Rx1.z2 – Ft4.(z2 – 104,5) z2 = 104,5 => Mx2 = 460322,5 (Nmm) z2 = 159 => Mx2 = 550084 (Nmm) Dùng mặt cắt 3-3 cắt trong đoạn DC xét sự cân bằng phần thanh bên trái (0 ≤ z3 ≤ 71,5) Mx3 = Fđ.z3 z3 = 0 => Mx3 = 0 (Nmm) z3 = 71,5 => Mx3 = 550084 (Nmm) Biểu đồ mômen Mô men uốn tổng Mj và mô men uốn tương đương Mtđj tại các tiết diện j trên chiều dài trục. Theo công thức 10.15 và 10.16-194[1] ta có: Mj=Myj2+Mxj2 Nmm Mtđj=Mj2+0,75Tj2 Nmm Mtđ3C=5500842+0,75.329101,52=619534 Nmm Mtđ3D=0,75.329101,52=285010 Nmm Mtđ3B=359622+4603222+0,75.329101,52=542605 Nmm Mtđ3A=0 Nmm Đường kính trục tại các tiết diện. Theo công thức 10.17-194[1] ta có dj=3Mtđj0,1σ(mm) Với thép 45 có σb=600 tra bảng 10.5-195[1] ta có σ=63MPa d3C=36195340,1.63=46,16(mm) d3D=32850100,1.63=35.63(mm) d3B=35426050,1.63=44,16(mm) Mtđ3A=0 Nmm Xuất phát từ yêu cầu chuẩn hóa ta chọn các đường kính trục như sau d3C = 50mm ; d3A = 50mm ; d3B = 55mm ; d3D = 40mm 4.6 - Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Khi xác định đường kính trục theo công thức 10.17-194[1] chưa xét đến một số yếu tố ảnh đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặtVì vậy sau khi định kết cấu trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi nếu có kể đến các yếu tố vừa nêu Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau sj=sσj.sτjsσj2+sτj2≥s (1) Trong đó [s] là hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] =1,5-2,5 sσj và sτj là hệ sô an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và tiếp tại tiết diện thứ j , tính theo công thức sσj=σ-1Kσdjσaj+ψσσmj (2) sτj=τ-1Kτdjτaj+ψττmj (3) Trong các công thức trên thì σ-1 và τ-1 là giới hạn mỏi uốn và mỏi xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Với thép 45 có σb=600MPa thì σ-1=0,436σb=0,436.600=262 MPa τ-1=0,58σ-1=0,58.262=152 MPa σaj ; τaj ; σmj ; τmj là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j σaj=σmaxj-σminj2 (4) σmj=σmaxj+σminj2 (5) Vì các trục hộp giảm tốc quay nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó: σmj=0 và σaj=σmaxj=MjWj (6) Với Mj=Myj2+Mxj2 Vì trục của hộp giảm tốc ở đây quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó τmj=τaj=τmaxj2=Tj2Woj (7) Với Wj và Woj là mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại tiết diện j của trục, được xác định theo bảng 10.6-196[1]. Trục có 1 rãnh then nên ta có: Wj=π.dj332-bt1dj-t122dj (8) Woj=π.dj316-bt1dj-t122dj (9) Dựa theo kết cấu trục trên các hình vẽ và các biểu đồ mô men tương ứng ta có các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi Trên trục I: tiết diện lắp bánh răng 1B Trên trục II: tiết diện lắp các bánh răng 2B, 2C Trên trục III: tiết diện 3B Chọn kiểu lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, khớp nối theo k6 kết hợp với lắp then Kích thước của then bằng được cho trong bảng 9.1a-173[1] Tiết diện Đường kính trục b x h t1 W (mm3) Wo (mm3) 1B 22 8 x 7 4 809,7 1855 2B 40 12 x 8 5 5364 11647,6 2C 45 14 x 9 5,5 7611,3 16557,5 3B 55 16 x 10 6 14238 30572 Với b,h là kích thước tiết diện then (mm) và t1 là chiều sâu rãnh then trên trục (mm) ψσ và ψτ là hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7-197[1] với σb=600(MPa) nên ta có ψσ=0,05 và ψτ=0 Kσdj và Kτdj là hệ số xác định theo các công thức sau Kσdj=Kσεσ+Kx-1Ky (10) Kτdj=Kτετ+Kx-1Ky (11) Trong đó: Kx là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt. Do các trục được gia công trên máy tiện, tại cá tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 0,63µm và σb=600 MPa. Do đó theo bảng 10.8-197[1] ta có Kx = 1,06 Ky là hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9-197[1], phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó Ky = 1 Kσ và Kτ là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất. Theo bảng 10.12[1], khi dùng dao phay đĩa, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có σb=600 MPa là Kσ=1,46 và Kτ=1,54 εσ và ετ là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, phụ thuộc vào vật liệu và đường kính trục. Trị số cho trong bảng 10.10-198[1] Tiết diện Đường kính trục εσ ετ 1B 22 0,92 0,89 2B 40 0,85 0,78 2C 45 0,83 0,77 3B 55 0,8 0,74 Từ đó ta xác định được tỉ số Kσεσ vàKτετ tại rãnh then trên tiết diện đó. Theo bảng 10.11-198[1] ứng với các kiểu lắp đã chọn, σb=600 , với các đường kính của các tiết diện nguy hiểm ta tra được các tỉ số trên do lắp căng (lắp có độ dôi) tại các tiết diện này. Ta có bảng: Tiết diện Đường kính trục Rãnh then Lắp căng Kσεσ Kτετ Kσεσ Kτετ 1B 22 1,91 1,73 2,06 1,64 2B 40 2,07 1,97 2,06 1,64 2C 45 2,12 2 2,06 1,64 3B 55 2,2 2,08 2,06 2,03 Như vậy tại các tiết diện trên tồn tại đồng thời 2 yếu tố gây mất tập trung ứng suất, đó là lắp có độ dôi và rãnh then. Vậy ta phải so sánh các giá trị Kσεσ và Kτετ với nhau và lấy giá trị lớn hơn để tính. Như vậy từ các số liệu đã có ta tính được Kσdj và Kτdj theo các công thức (10) và (11): Tiết diện d (mm) Kσεσ Kτετ Kσd Kτd 1B 22 2,06 1,73 2,12 1,79 2B 40 2,07 1,97 2,13 2,03 2C 45 2,12 2 2,18 2,06 3B 55 2,2 2,08 2,26 2,14 Xét đối với trục I Tại tiết diện 1B có My = 10355 và Mx = 32137 Nmm =>M13=My2+Mx2=103552+321372=33764 Nmm Xét đối với trục II Tại tiết diện 2B có My = 8404 và Mx = 79951 Nmm =>M22=My2+Mx2=84042+799512=80392 Nmm Tại tiết diện 2C có My = 30563 và Mx = 113610 Nmm =>M23=My2+Mx2=305632+1136102=117648 Nmm Xét đối với trục III Tại tiết diện 3B có My = 35962 và Mx = 460322 Nmm =>M31=My2+Mx2=359622+4603222=461724 Nmm Vậy từ các số liệu đã có và dựa vào công thức (6), (7) ta lập bảng sau: Tiết diện d (mm) T (Nmm) M (Nmm) W (mm3) W0 (mm3) σa τa=τm 1B 22 11903 33764 809,7 1855 41,7 3,2 2B 40 91003 80392 5364 11647,6 14,98 3,9 2C 45 91003 117648 7611,3 16557,5 15,45 2,75 3B 55 329101 461724 14238 30572 15,1 5,3 Theo các công thức (1), (2), (3) và các số liệu đã tính được ta có bảng Tiết diện d (mm) sσ sτ s 1B 22 2,96 26,54 2,94 2B 40 8,21 19,2 7,55 2C 45 7,78 26,83 7,47 3B 55 7,68 13,4 6,6 Vì thông thường [s] = 1,5 2,5 nên với các giá trị của hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm trên các trục đã tính đều thỏa mãn điều kiện (1) tức là: s ≥ [s] Vì hệ số an toàn khá lớn nên có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của các trục. 4.7 - 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 (chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Theo công thức 10.27-200[1] ta có: σtđ=σ2+3τ2≤σ (12) Trong đó: σ=Mmax0,1.d3 13 ; τ=Tmax0,2.d3 14 ; σ=0,8σch (15) Với Mmax và Tmax là mô men uốn lớn nhất và mô men xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm quá tải (Nmm) σch là giới hạn chảy của vật liệu trục (MPa) Xét trục I Tại tiết diện nguy hiểm nhất về uốn và xoắn là tiết diện lắp bánh răng Ta có: Mmax = M1B.Kqt = 33764.2,2 = 74280,8 Nmm Tmax = T13.Kqt = 11903.2,2 = 26186,6 Nmm σ=Mmax0,1d3=74186,60,1.223=69,67 MPa τ=Tmax0,2d3=26186,60,2.223=12,3 MPa => σtđ=σ2+3τ2=69,672+3.12,32=72,85 MPa Theo (15): σ=0,8.σch=0,8.340=272 MPa Vậy trục I đảm bảo về độ bền tĩnh Xét trục II Tại tiết diện nguy hiểm nhất về uốn và xoắn là tiết diện lắp bánh răng 2B, 2C Tại tiết diện 2B Mmax = M2B.Kqt = 80392.2,2 = 176862,4 Nmm Tmax = T2C.Kqt = 91003.2,2 = 200206,6 Nmm σ=Mmax0,1d3=176862,40,1.403=27,63 MPa τ=Tmax0,2d3=200206,60,2.403=15,64 MPa => σtđ=σ2+3τ2=27,632+3.15,642=38,7 MPa Tại tiết diện 2C Mmax = M2C.Kqt = 117648.2,2 = 258825,6 Nmm Tmax = T2C.Kqt = 91003.2,2 = 200206,6 Nmm σ=Mmax0,1d3=258835,60,1.453=28,4 MPa τ=Tmax0,2d3=200206,60,2.453=10,98 MPa => σtđ=σ2+3τ2=28,42+3.10,982=34,18 MPa Theo (15): σ=0,8.σch=0,8.340=272 MPa Vậy trục II đảm bảo về độ bền tĩnh Xét trục III Tại tiết diện nguy hiểm nhất về uốn và xoắn là tiết diện lắp bánh răng 3B Tại tiết diện 3B Mmax = M3B.Kqt = 461724.2,2 = 1015792,8 Nmm Tmax = T3B.Kqt = 329101.2,2 = 724022,2 Nmm σ=Mmax0,1d3=1015792,80,1.553=61,05 MPa τ=Tmax0,2d3=724022,20,2.553=21,76 MPa => σtđ=σ2+3τ2=61,052+3.21,762=71,75 MPa Theo (15): σ=0,8.σch=0,8.340=272 MPa Vậy trục III đảm bảo về độ bền tĩnh Phần 5: Tính toán chọn ổ lăn, then, khớp nối, các chi tiết khác và bôi trơn trong hộp giảm tốc A – Tính toán chọn ổ lăn 1 - Chọn ổ lăn cho trục I 1.1 - Chọn loại ổ lăn Do trục I chỉ lắp bánh răng thẳng cho nên thành phần lực tác dụng dọc theo phương dọc trục Fa=0 nên åFa/Fr = 0 Vậy ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ một dãy cho các gối A và B. Bởi vì loại ổ này có khả năng chịu được lực hướng tâm lớn làm việc được ở tốc độ cao. 1.2 - Chọn sơ bộ kích thước của ổ Với d = 20 mm tra bảng P2.7-255 [1] ta chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung mang kí hiệu: 304 Khả năng tải động C = 12,5kN ; khả năng tải tĩnh Co = 7,94kN 1.3 - Kiểm tra khả năng của tải khi làm việc a) Khả năng tải động Khả năng tải động được tính theo công thức Cd=QE.mL Trong đó: m là bậc của đường cong mỏi, đối với ổ bi đỡ thì m = 3 QE là tải trọng động tương đương (kN) L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng Tải trọng động tương đương QE=mQim.LiLi (với i=1;2) Với Qi là tải động qui ước của ổ lăn lắp lên gối thứ i trên trục tính bởi công thức: Qi =(X.V.Fri + Y.Fa).kt.kđ = X.V.Fri .kt.kđ (do Fa = 0) Trong đó: X, Y là hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục Fai, Fri là tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối i (kN) V là hệ số ảnh hưởng đến vòng quay do vòng trong quay nên V = 1. kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập nhẹ thì kđ = 1,2 kv hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc khi t < 100oC Þ kt = 1. Sử dụng các kết quả tính được ở phần tính trục ta xác định phản lực hướng tâm Fr tại vị trí lắp ổ lăn A và D trên trên trục như sau: FrA=Rx12+Ry12=1902+396,52=439,67 N FrD=Rx22+Ry22=992+307,52=323,04 N Tải trọng quy ước QA = X.V.FrA .kt.kđ = 1.1.439,67.1.1,2 = 527,604 N QD = X.V.FrD .kt.kđ = 1.1.323,04.1.1,2 = 387,648 N Chọn Q = QD để tính toán vì QA > QB khi đó tải trọng tương đương là: QE=mQim.LiLi=527,604.34+0,63.38=440,25 N Tuổi thọ của ổ lăn được tính bằng triệu vòng quayvnhư sau: L = Lh.n1.60.10-6 = 46720.1420. 60. 10-6 = 3980 (triệu vòng) Cd=QEmL=0,44.33980=6,97kN Ta thấy Cd < C = 12,5kN. Vậy loại ổ đảm bảo khả năng tải động b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Hệ số tải trọng hướng tâm X0 và hệ số tải trọng dọc trục Y0 tra bảng 11.6-221[1] ta lấy các giá trị X0 = 0,6 , Y0 = 0,5. Tải trọng tĩnh tính toán được sẽ là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau: Q0 = X0.Fr = 0,6. 439,67 = 263,8 N » 0,26 kN. (Vì Fa = 0) Q1 = Fr = 439,67 N » 0,44 kN. Chọn Q = Q1 để kiểm tra vì Q1 > Q0. Do Q1 = 0,44 kN < C0 = 7,94 kN Þ loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh. Vậy thông số hình học của ổ lăn như sau Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) Đường kính bi (mm) C (kN) Co (kN) 304 20 52 15 2,0 9,52 12,5 7,94 2 - Chọn ổ lăn cho trục II 2.1 - Chọn loại ổ lăn phù hợp cho trục truyền: Thành phần lực dọc trục tác dụng lên trục trung gian của hộp giảm tốc Fa=0 nên åFa/Fr = 0. Ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung lắp trên các gối trục A và D 2.2 - Chọn sơ bộ kích thước của ổ Với d = 30 mm tiến hành tra bảng P2.7[1] chọn loại ổ bi cỡ trung cỡ hẹp mang kí hiệu : 306 Khả năng tải động C = 22,00 kN, khả năng tải tĩnh Co = 15,1 kN 2.3 - Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc Theo khả năng tải động Sử dụng các kết quả tính được ở phần tính trục ta xác định phản lực hướng tâm Fr tại vị trí lắp ổ lăn A và D trên trên trục như sau: FrA=Rx12+Ry12=154,22+14672=1475 N FrD=Rx22+Ry22=560,82+20842=2158 N Tải trọng quy ước QA = X.V.FrA .kt.kđ = 1.1.1475.1.1,2 = 1770 N QD = X.V.FrD .kt.kđ = 1.1.2158.1.1,2 = 2589,6 N Khi đó tải trọng tương đương là: QE=mQim.LiLi=2589,6.34+0,63.38=2160,85 N Tuổi thọ của ổ lăn được tính như sau: L = Lh.n2.60.10-6 = 46720.178,4. 60. 10-6 = 500 (triệu vòng) Cd=QEmL=2,16.3500=17,1 kN Ta thấy Cd < C = 22,0 kN. Vậy loại ổ đảm bảo khả năng tải động b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Hệ số tải trọng hướng tâm X0 và hệ số tải trọng dọc trục Y0 tra bảng 11.6-221[1] ta lấy các giá trị X0 = 0,6 , Y0 = 0,5. Tải trọng tĩnh tính toán được sẽ là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau: Q0 = X0.Fr = 0,6. 2158 = 1294,8 N » 1,3 kN. (Vì Fa = 0) Q1 = Fr = 2158 N = 2,16 kN. Chọn Q = Q1 để kiểm tra vì Q1 > Q0. Do Q1 = 2,16 kN < C0 = 15,1 kN Þ loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh. Vậy thông số hình học của ổ lăn như sau Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) Đường kính bi (mm) C (kN) Co (kN) 306 30 72 19 2,0 12,3 22,0 15,1 3 - Chọn ổ lăn cho trục III 3.1 - Chọn loại ổ lăn phù hợp cho trục truyền: Thành phần lực tổng hợp tác dụng theo phương dọc trục Fa=0 nên åFa/Fr = 0. Chọn loại ổ là ổ bi đỡ một dãy cho các gối A và C. 3.2 Chọn sơ bộ kích thước của ổ Với d =50 mm tra bảng P2.7 chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung mang kí hiệu: 310 Khả năng tải động C = 48,5 kN, khả năng tải tĩnh Co = 36,3 kN 3.3 - Kiểm tra khả năng của tải khi làm việc a) Khả năng tải động Sử dụng các kết quả tính được ở phần tính trục ta xác định phản lực hướng tâm Fr tại vị trí lắp ổ lăn A và B trên trên trục như sau: FrA=Rx12+Ry12=344,142+44052=4418 N FrC=Rx22+Ry22=659,862+93412=9364 N Tải trọng quy ước QA = X.V.FrA .kt.kđ = 1.1.4418.1.1,2 = 5301,6 N QC = X.V.FrC .kt.kđ = 1.1.9364.1.1,2 = 11236,8 N Chọn Q = QC để tính toán vì QC > QA khi đó tải trọng tương đương là: QE=mQim.LiLi=11236,8.34+0,63.38=9376N Tuổi thọ của ổ lăn được tính như sau: L = Lh.n3.60.10-6 = 46720.47,3. 60. 10-6 = 132,6 (triệu vòng) Cd=QEmL=9,4.3132,6=47,9kN Ta thấy Cd < C = 48,5kN. Vậy loại ổ đảm bảo khả năng tải động b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Hệ số tải trọng hướng tâm X0 và hệ số tải trọng dọc trục Y0 tra bảng 11.6-221[1] ta lấy các giá trị X0 = 0,6 , Y0 = 0,5. Tải trọng tĩnh tính toán được sẽ là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau: Q0 = X0.Fr = 0,6.9364 = 5618,4 N » 5,6 kN. (Vì Fa = 0) Q1 = Fr = 9364 N ≈ 9,4 kN. Chọn Q = Q1 để kiểm tra vì Q1 > Q0. Do Q1 = 9,4 kN < C0 = 21,7 kNÞ Loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh. Vậy thông số hình học của ổ lăn như sau: Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) Đường kính bi (mm) C (kN) Co (kN) 310 50 110 27 3 19,05 48,5 36,3 B - Tính Toán Chọn Then Chọn mối ghép then bằng đầu tròn. Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt. Theo công thức 9.1-173[1] và 9.2-173[1] ta có: σd=2.Td.lt.h-t1≤σd τc=2.Td.ltb≤τc Trong đó: sd ; tc là ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán (MPa). d là đường kính trục lắp then (mm). T là mômen xoắn trên trục có lắp then (N.mm). lt = (0,8 ¸ 0,9)lm. Với ll, lm là chiều dài then và chiều dài mayơ (mm). b, h là chiều rộng và chiều cao của then (mm). Theo bảng 9.5.[1], tải trọng va đập nhẹ có: [sd] = 100 MPa ; [tc] = 40 ¸ 60 MPa 1 - Xét trục I Tại tiết diện 1C lắp với may ơ nối trục đàn hồi có d1C = 16 mm. Kích thước tiết diện then: b x h x lt = 8 x 7 x 34 Với lt = (0,8 ÷ 0,9)lm13 = (0,8 ÷ 0,9).40 = (32 ÷ 36). Lấy lt = 34mm Chiều sâu rãnh then: t1 = 4mm ; t2 = 2,8mm Bán kính góc lượn của rãnh: rmin = 0,25 ; rmax = 0,4 σd1C=2.T1d1C.lt.h-t1=2.11903,916.34.7-4=14,6Mpa τc1C=2.T1d1C.ltb=2.11903,916.34.8=5,47MPa Tại tiết diện 1B vì bánh răng làm liền trục nên không tính then. 2 - Xét trục II Tại tiết diện 2C lắp bánh răng nhỏ có d2C = 45mm. Kích thước tiết diện then: b x h x lt = 14 x 9 x 34 Với lt = (0,8 ÷ 0,9)lm22 = (0,8 ÷ 0,9).40 = (32 ÷ 36). Lấy lt = 34mm Chiều sâu rãnh then: t1 = 5,5mm ; t2 = 3,8mm Bán kính góc lượn của rãnh: rmin = 0,25 ; rmax = 0,4 σd2C=2.T2d2C.lt.h-t1=2.9100345.34.9-5,5=33,99Mpa τc2C=2.T2d2C.lt.b=2.9100345.34.14=8,5MPa Tại tiết diện 2B lắp bánh răng lớn có d2B = 40mm. Kích thước tiết diện then: b x h x lt = 12 x 8 x 34 Với lt = (0,8 ÷ 0,9)lm23 = (0,8 ÷ 0,9).40 = (32 ÷ 36). Lấy lt = 34mm Chiều sâu rãnh then: t1 = 5mm ; t2 = 3,3mm Bán kính góc lượn của rãnh: rmin = 0,25 ; rmax = 0,4 σd2B=2.T2d2B.lt.h-t1=2.9100340.34.8-5=44,6Mpa τc2B=2.T2d2B.ltb=2.9100340.34.12=11,15MPa 3 - Xét Trục III Tại tiết diện 3B bánh răng lớn có d3B= 55mm. Kích thước tiết diện then: b x h x lt = 16 x 10 x 40 Với lt = (0,8 ÷ 0,9)lm32 = (0,8 ÷ 0,9).50 = (40 ÷ 45). Lấy lt = 40mm Chiều sâu rãnh then: t1 = 6mm ; t2 = 4,3mm Bán kính góc lượn của rãnh: rmin = 0,25 ; rmax = 0,4 σd3B=2.T3d3B.lt.h-t1=2.32910155.40.10-6=74,8Mpa τ3B=2.T3d3B.ltb=2.32910155.40.16=18,7MPa Tại tiết diện 3D lắp bánh đai có d3D = 40mm. Kích thước tiết diện then: b x h x lt = 12 x 8 x 45 Với lt = (0,8 ÷ 0,9)lm34 = (0,8 ÷ 0,9).50 = (40 ÷ 45). Lấy lt = 45mm Chiều sâu rãnh then: t1 = 5mm ; t2 = 3,3mm Bán kính góc lượn của rãnh: rmin = 0,25 ; rmax = 0,4 σd3D=2.T3d3D.lt.h-t1=2.32910140.45.8-5=121,89Mpa τc3D=2.T3d3D.ltb=2.32910140.45.12=30,47MPa Ta thấy σd34=121,89>σd=100MPa. Do đó ta dùng 2 then đặt cách nhau 1800, khi đó mỗi then chịu mô men xoắn: T3'=0,75T3=0,75.329101=246825Nmm => Vậy ứng suất dập cắt mỗi then là: σd3D=2.T3'd3D.lt.h-t1=2.24682540.45.8-5=91,42Mpa τc3D=2.T3'd3D.ltb=2.24682540.45.14=19,59MPa Bảng kết quả kiểm nghiệm then trên 3 trục Trục d lt b x h t1 T (Nmm) σd(MPa) τc(MPa) I 16 34 8 x 7 4 11903,9 14,6 5,47 II 40 45 34 34 12 x 8 14 x 9 5 5,5 91003 91003 33,99 44,6 8,5 11,15 III 55 40 40 45 16 x 10 12 x 8 6 5 329101 246825 74,8 91,42 18,7 19,59 C - Tính Các Chi Tiết Phụ Và Bôi Trơn Trong Hộp Giảm Tốc 1 - Các Chi Tiết Liên Quan Đến Cấu Tạo Vỏ Hộp 1.1 – Bu lông vòng Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, lắp ghép) trên lắp và thân thường lắp thêm bulông vòng hoặc móc vòng. Tra bảng 18.3a[2] ta có bảng kích thước như sau: Bảng kích thước bu lông vòng (mm) d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 L f b c x r r1 r2 M16 63 35 14 35 22 30 12 8 32 2 16 2 4 2 6 6 1.2 - Chốt định vị Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị. Nhờ chốt định vị khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của lắp và thân), do đó loại trừ được một số nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng. Chốt định vị hình côn: d = 6mm ; c = 1mm ; l = 20 ÷ 110mm 1.3 - Cửa thăm Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc, khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp. Trên nắp có thêm nút thông hơi. Kích thước của thăm được chọn theo bảng 18.5-92[2] Bảng kích thước của thăm (mm) A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 -- 87 12 M8x22 4 1.4 - Nút thông hơi Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để điều hòa áp suất và không khí bên trong và ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm, hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp. Bảng kích thước nút thông hơi (mm) 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 1.5 - Nút tháo dầu Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp hộp bị bẩn (do bụi bẩn và hạt mài), hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới. Nút tháo dầu phải đáp ứng được 3 tác dụng chính là: không cho dầu dò gỉ, dầu thoát nhanh, tháo nắp phải dễ dàng. Tra bảng 18.7[2] Bảng kích thước nút tháo dầu (mm) d b m f L c q D S Do M16x1,5 12 8 3 23 2 13,8 26 17 19,6 1.6 - Vòng Phớt Trên các trục vào và ra phải dùng vòng phớt cùng với nắp ổ để che kín ổ lăn. Tra bảng 15.17-50[1] ta có: Bảng kích thước vòng phớt (mm) Vị trí d d1 d2 D a b S0 Trục I 20 21 19 33 6 4,3 9 Trục III 50 51,5 49 69 9 6,5 12 1. 7 - Nắp Ổ Đường kính nắp ổ xác định theo công thức sau: D3 = D + 4,4.d4 D2 = D + ( 1,6 ¸ 2).d4 Trong đó: D là đường kính lỗ lắp ổ lăn. d4 là đường kính của vít nắp ổ với vỏ hộp Tra bảng 18.2-89[2] ta có: Bảng kích thước nắp ổ (mm) Vị trí D (mm) D2 (mm) D3 (mm) D4 (mm) h (mm) d4 (mm) Số lượng Trục I 52 65 80 42 8 M6 6 Trục II 72 90 115 65 10 M8 6 Trục III 110 130 160 100 12 M10 6 1.8 - Que Thăm Dầu Hình dáng và kích thước que thăm dầu như hình vẽ 1.9 - Vòng chắn dầu Vòng gồm 3 rãnh tiết diện tam giác có góc ở đỉnh là 60o. Khoảng cách giữa các đỉnh là 3mm. Vòng cách mép trong thành hộp khoảng (0,5÷1)mm. Khe hở giữa vỏ với mặt ngoài của ren là 0,4mm. 2 - Bôi trơn trong hộp giảm tốc 2.1 - Bôi trơn hộp giảm tốc Do vận tốc vòng v < 12(m/s) nên ta dùng phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc là ngâm dầu. Lấy chiều sâu ngâm dầu là 1/6 bán kính của bánh răng cấp nhanh. Ta dùng loại dầu ôtô, máy kéo là loại AK 10 độ nhớt của dầu ở 50oC để bôi trơn bánh răng. Tra bảng 18.11-100[2] ta chọn loại dầu có độ nhớt là 80/11. 2.2 - Bôi trơn ổ lăn Khi bôi trơn đúng kỹ thuật sẽ hạn chế được mài mòn bởi vì chất bôi trơn sẽ giúp tránh không để các chi tiết kim loại tiếp xúc trực tiếp với nhau, ma sát trong ổ sẽ giảm, khả năng chống mài mòn của ổ tăng lên, khả năng thoát nhiệt tốt hơn bảo vệ bề mặt không bị han gỉ, đồng thời giảm được tiếng ồn. Dựa vào số vòng quay và nhiệt độ làm việc của ổ ta chọn loại mỡ tra vào ổ lăn là: LGMT2. Số vòng quay của ổ khi làm việc thuộc loại nhỏ và trung bình nên lượng mỡ cho vào chiếm 2/3 khoảng trống của ổ. 2.3 - Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp Do sản xuất đơn chiếc, làm việc trong điều kiện tải trọng va đập nhẹ, do đó ta chọn mối ghép giữa bánh răng với trục là kiểu lắp trung gian H7/k6. Để điều chỉnh sự ăn khớp dễ dàng thì trong quá trình chế tạo người ta thường tăng chiều bánh răng nhỏ thêm 5-10% so với bề rộng đã tính toán. Phần 6 – Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 1 - Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 1.1 - Chọn bề mặt ghép nắp và thân Chỉ tiêu của vỏ 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 GX 15-32. Chọn bề mặt ghép của vỏ hộp (phần trên của vỏ là nắp, phần dưới là thân) đi qua đường tâm các trục. Nhờ đó việc nắp ghép các chi tiết sẽ dễ dàng hơn. Bề mặt ghép chọn song song với mặt đế. 1.2 - Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp Dựa vào bảng 18.1-85[2] ta xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp Chiều dày Thân hộp: d = 0,03.a+3 = 0,03.157 + 3 = 7,71mm > 6mm. Lấy d = 10mm Với a = 157mm (khoảng cách giữa trục II và trục III) Nắp hộp: d1 = 0,9.d = 0,9.10 = 9mm Gân tăng cứng Chiều dày: e =(0,8 ¸ 1)d = (8 ¸ 10). Chọn e = 10 mm Chiều cao: h < 5.d = 50 mm Độ dốc: Khoảng 2o Đường kính Bulông nền: d1 > 0,04.a + 10 > 15,6. Vậy chọn d1 = M16 Bulông cạnh ổ: d2 = (0,7 ÷ 0,8)d1 = (11,2 ÷ 12,8). Chọn d2 = M12 Bulông ghép bích nắp và thân: d3 = (0,8 ¸ 0,9).d2 = (9,6 ¸ 10,8). Chọn d3 = M10 Vít ghép lắp ổ: d4 = (0,6 ¸ 0,7).d2 = (7,2 ¸ 8,4). Chọn d4 = M8 Vít ghép lắp cửa thăm: d5 = (0,5 ¸ 0,6).d2 =(6 ¸ 7,2). Chọn d5 = M6 Kích thước gối trục Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2 định theo kích thước nắp ổ Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 = E2 + R2 + (3¸5). Chọn K2 = 40mm Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2= 1,6.d2 = 1,6.12 = 19,2mm. Chọn E2 = 20 (không kể chiều dày thành hộp) R2 = 1,3.d2 = 1,3.12 = 15,6mm. Chọn R2 = 16mm Khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ: k ³ 1,2.d2 = 14,4. Lấy k = 20 mm Chiều cao h: phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa Mặt bích ghép nắp và thân Chiều dày bích thân hộp: S3 = (1,4 ¸ 1,8).d3 = (14 ¸ 18). Chọn S3 = 16mm Chiều dày bích nắp hộp: S4 = ( 0,9 ¸ 1).S3 = (14,4 ¸ 16). Chọn S4 = 15 mm Bề rộng bích nắp hộp: K3 = K2 – ( 3¸5 ) mm = 40 – 4 = 36mm Mặt đế hộp Chiều dày khi không có phần lồi: S1 = (1,3 ¸ 1,5) d1 = (22,1 ¸ 25,5). Chọn S1 = 28 mm Khi có phần lồi: S1 = (1,4 ¸ 1,7) d1 = (22,4 ¸ 27,2). Chọn S1 = 25mm S2 = (1 ¸ 1,1) d1 = (16 ¸ 17,6). Chọn S2 = 17mm Bề rộng mặt đế hộp: K1 » 3.d1 = 3.16 = 48mm q = K1 + 2d = 48 + 2.10 = 68mm. Lấy q = 68mm Khe hở giữa các chi tiết Giữa bánh răng với thành trong hộp: D ³ (1 ¸ 1,2)d = (10 ¸ 12). Chọn D = 10mm Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: D1 ³ (3 ¸ 5)d = (30 ¸ 50). Chọn D1 = 30mm Giữa mặt bên các bánh răng với nhau: D2 ³ d = 10mm . Lấy D = 10mm Số lượng bulông nền Z Z = ( L + B )/( 200 ¸ 300) = (640 + 360)/200 = 5. Chọn Z = 6 2 - Bảng thống kê các kiểu lắp ghép sử dụng Vị trí Trục Bánh răng Trục Ô lăn Ô lăn Vỏ Hộp Trục Chắn mỡ Trục Vòng phớt Vỏ hộp Nắp ổ lăn Kiểu lắp H7/k6 k6 H7 F8/k6 D11/k6 H7/d11 Cụ thể trên các trục như sau: Trên trục I Kiểu lắp giữa trục với vòng trong ổ bi là k6 là kiểu lắp chặt Trục f20k6 Kiểu lắp vỏ hộp với vòng ngoài ổ bi là H7 là kiểu lỏng Lỗ f52H7 Kiểu lắp nắp ổ với vỏ hộp là H7/d11 là kiểu lắp lỏng ta có Lỗ f52H7; Trục f52d11 Kiểu lắp giữa trục với vòng chắn mỡ là F8/k6 là kiểu lắp lỏng Lỗ f20F8 ; Trục f20k6 Trên trục II Kiểu lắp giữa trục với bánh răng lớn là H7/k6 là kiểu lắp trung gian Lỗ f40H7; Trục f40k6 Kiểu lắp giữa trục với bánh răng nhỏ là H7/k6 là kiểu lắp trung gian Lỗ f45H7; Trục f45k6 - Kiểu lắp giữa trục với vòng chắn mỡ là F8/k6 là kiểu lắp lỏng Lỗ f30F8; Trục f30k6 Kiểu lắp giữa trục với vòng trong ổ bi là k6 là kiểu lắp chặt Trục f30k6 Kiểu lắp vỏ hộp với vòng ngoài ổ bi là H7 là kiểu lỏng Lỗ f72H7 Kiểu lắp nắp ổ với vỏ hộp là H7/d11 là kiểu lắp lỏng Lỗ f72H7; Trục f72d11 Trên trục III Kiểu lắp giữa trục với bánh răng là H7/k6 là kiểu lắp trung gian Lỗ f55H7 ; Trục f55k6 Kiểu lắp giữa trục với vòng trong ổ bi là k6 là kiểu lắp chặt Trục f50k6 Kiểu lắp vỏ hộp với vòng ngoài ổ bi là H7 là kiểu lỏng ta có Lỗ f110H7 Kiểu lắp nắp ổ với vỏ hộp là H7/d11 là kiểu lắp lỏng Lỗ f110H7 ; Trục f110d11 Kiểu lắp giữa trục với vòng chắn mỡ là F8/k6 là kiểu lắp lỏng Lỗ f50F8 ; Trục f50k6 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1][2].Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (Tập 1,2) [CTM].Chi Tiết Máy - Nguyễn Trọng Hiệp- [3].Dung sai và lắp ghép - Ninh Đức Tốn-

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • docxdo_an_chi_tiet_may_de_so_49_thiet_ke_he_dan_dong_co_khi.docx
Luận văn liên quan