Đồ án Chi tiết máy- Tính toán hệ dẫn động

Tr­êng §¹i häc C«ng NghiÖp Hµ Néi ĐỒ ÁN Chi tiết máy Nguyễn Văn TớiMỤC LỤC PHẦN 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG I. CHỌN ĐỘNG CƠ II. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN III.TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ. PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY I.TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI II. TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC A.Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng thẳng). B. Tính toán bộ truyền cấp chậm(bánh trụ răng nghiêng). III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC . 1. THIẾT KẾ TRỤC Xác định đường kính của trục vào của hộp giảm tốc: Xác định kết cấu và đường kính trục trung gian: Xác định đường kính của trục ra của hộp giảm tốc: Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. 2. CHỌN KHỚP NỐI IV. CHỌN Ổ LĂN. 1 . Chọn ổ lăn cho trục vào của hộp giảm tốc: 2 .Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc 3 . Chọn ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc: V.THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP. VI.CHỌN CẤP CHÍNH XÁC,LẮP GHÉP,DUNG SAI PHẦN 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG I.CHỌN ĐỘNG CƠ Động cơ điện là động là động cơ điện không đồng bộ ba pha vì những ưu điểm sau: Rẻ ,dễ kiếm , dễ sử dụng và phù hợp với lưới điện sản xuất… Để đạt hiệu quả kinh tế cao cần chọn động cơ có kích thước và công suất phù hợp. Xác định công suất cần thiết của động cơ - Công suất cần thiết Pct : P ct = 7 ( KW ) - Hiệu suất hệ dẫn động h : -Theo sơ đồ đề bài thì : h = hmổ lăn. hkbánh răng. hkhớp nối.hđai.. m : Số cặp ổ lăn (m = 4); k : Số cặp bánh răng (k = 2), Tra bảng 2.3 (tr 19), ta được các hiệu suất: Hiệu suất làm việc của cặp ổ lăn : hol= 0,99 ( ổ lăn được che kín), Hiệu suất làm việc của cặp bánh răng: hbr= 0,97 (bánh răng được che kín), Hiệu suất làm việc của khớp nối : hk= 1 Hiệu suất làm việc của bộ truyền đai : hđ = 0,95 (bộ truyền đai để hở) Þ Hiệu suất làm việcchung của bộ truyền : h = (0,99)4. (0,97)2. 1. 0,95 = 0,86 - Động cơ làm việc với tải trọng thay đổi : T mm =2 T 1 ; T 2 = 0.75 T 1 ; t1= 7 (h) ; t2 = 1(h); tck = 8(h); - Hệ số truyển đổi b : b = Công suất yêu cầu đặt lên trục động cơ là : Pyc = B. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ. - Chọn sơ bộ tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống Uc. *) Gọi tỉ số truyền sơ bộ của toàn bộ hệ thống là Usb .Theo bảng 2.4(tr 21), truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc 2 cấp, truyền động đai (bộ truyền ngoài): usb= uh. uđ Trong đó : uđ là tỉ số truyền sơ bộ của đai dẹt uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc Theo bảng 2.4[1] . - Truyền động bánh răng trụ , HGT bánh răng trụ 2 cấp uh=(8…40) - Truyển động đai dẹt thường uđ = (2…4) chọn uh = 13 uđ = 2 usb =14.2 = 26 + Số vòng quay của trục máy công tác là nlv : nlv = (v/ph) Trong đó : v : vận tốc băng tải, m/s D: Đường kính tang quay, mm + Số vòng quay sơ bộ của động cơ nsbđc: nsbđc = nlv . usb = 53,476.26 = 1391 ( v/ph ) Chọn số vòng quay sơ bộ của động cơ là nsb = 1400 ( v/ph). Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời các điều kiện : Pđc Pyc nđc » nsb và Ta có : Pyc = 7,9( kw); nđb = 1400 (v/ph) ; Theo bảng phụ lục P1.1 ( trang 237 ). Ta chọn được kiểu động cơ là : 4A132M4Y3 Các thông số kĩ thuật của động cơ như sau : Pđc = 11(kw); nđc = 1458 (v/ph); Kết luận : động cơ 4A132M4Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế. II. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Tỷ số truyền chung : - Theo công thức (3.24)[1] ta có uc = uh.un= uh.uđ Chọn uđ = 2 Þ uh = ; Với : u1 : Tỉ số truyền cấp nhanh . u2 : Tỉ số truyền cấp chậm . Do đó theo bảng 3.1 (trang 43) ta có : u1 = 4; u2 = 3,41 . Tính lại giá trị uđ theo u1và u2 trong hộp giảm tốc uđ = Vậy : uh = 13,63 ; u1 = 4 ; u2 = 3,41 ; uđ =2 III.TÍNH TOÁN CÁC THÔNG SỐ. *) Tính công suất, momen và số vòng quay trên các trục. Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III) của hệ dẫn động. Công suất, số vòng quay : + Trục công tác Pct = 7 (kW) + Trục III : + Trục II : + Trục I : + Trục động cơ : nI = = 729(v/ph) nII = (v/ph) nIII = (v/ph) nct= nIII= 53,476 (v/ph) Mô men Ttđc = 9,55. 106. (N.mm). TI = 9,55. 106. (N.mm). TII = 9,55. 106. N.mm. TIII = 9,55. 106. N.mm. Trục công tác Tct= 9,55.106. Ta lập được bảng kết quả tính toán sau: Trục Thông số Động cơ I II III Công tác Tỉ số truyền u ud=2 4 3,41 Khớp Số vòng quay n (v/ph) 1458 729 182,25 53,476 53,476 Công suất P (kw) 8,14 7,66 7,36 7,07 7 Momen xoắn T (N.mm) 53318 100347 T2/2=192834 1262594 1250093,5 PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY I, TÍNH BỘ TRUYỀN ĐAI 1. Chọn đai. - Chọn loại đai phù hợp với khả năng làm việc: Do chế độ làm việc đối với bộ truyền đai là làm việc va đập nhẹ trong 2 ca tương đương với 16 h. Cho nên đai phải có độ bền cao, thêm vào đó vẫn phải bảo đảm yêu cầu về kinh tế là giá thành phải tối thiểu nhất. Cho nên ta lựa chọn loại đai dẹt vải cao su. 2. Xác định thông số của bộ truyền - Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1= (5,2…6,4) =195,7…240,9 Chọn d1 =224 (mm) theo bảng 4.6[1]. - Chọn đường kính bánh đai lớn Theo công thức (4.2)[1] ta có Trong đó u= uđ =2 ; ồ =0,02 Theo bảng 4.21[1] chọn đường kính tiêu chuẩn : d2 = 475 mm Vậy tỷ số truyền thực tế : ut = = sai lệch tỷ số truyền : < 4 % thỏa mãn điều kiện - Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai. Theo 4.3 a =(1,5...2)(224 + 475) = 1048-1398 mm, chọn a = 1200 mm - Chiều dài đai l = 2a + p(d1+d2)/2 + (d2 - d1)2/(4a) = 2.1200 + p (224+475)/2 + (475 - 224)2/(4.1200) = 3511 mm Cộng thêm 100 - 400 tuỳ theo cách nối đai . Vận tốc đai v = p d1.nđc/60000 = p.224.1458/60000 = 17,09 (m/s) Số vòng chạy của đai i = v/l = 17,09/ 3,55 = 4,81 < imax = 3- 5 Thỏa mãn điều kiện Xác định lại khoảng cách trục a theo công thức (4.6)[1] ta có : Theo (4.7) góc ôm >đối với đai vải cao su. 3. Xác định tiết diện đai và chiều rộng bánh đai Theo (4.9), Ft = 1000P1/ v = 1000.8,14/ 17,09 = 476,3 N Theo bảng 4.8 tỉ số ()max nên dùng là 1/40 do đó ; theo bảng 4.1 dùng loại đai Á-800 có lớp lót, trị số theo tiêu chuẩn là =6mm (với số lớp là 4). - Ưng suất có ích cho phép, theo (4.10) : 2,23.0,97.0,92.1=1,99MPa. Trong đó với bộ truyền đặt nằm ngang, điều chỉnh định kì lực căng, chọn theo bảng 4.9, k1= 2,5, k2= 10, do đó Theo bảng 4.10 : Ca= 0,97 Theo bảng 4.11 : Cv= 0,92 Theo bảng 4.12 : C0= 1. - Theo công thức (4.8), b = Ft.Kd/ = 476,3.1,35/ (1,99.6) = 53,85 mm Trong đó theo bảng 4.7 : Kd= 1,35 ( số ca làm việc là 2) bảng 4.1, lấy trị số tiêu chuẩn b = 63mm Chiều rộng bánh đai B tra bảng 21-6 [2] (trang 164) chọn B = 71 mm. 4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục : Theo (4.12) lưc căng ban đầu Fo = Lực tác dụng lên trục bánh đai : Fr =2.Fo.sin(a1/2) = 2.680,4.sin(168,3/2) = 1353,7N 5, Bảng kết quả tính toán. Thông số Giá trị Đường kính bánh đai nhỏ d1(mm) 224 Đường kính bánh đai lớn d2(mm) 475 Chiều rộng bánh đai B(mm) 71 Chiều dài đai l (mm) 3511 Tiết diện đai b x d (mm2) 63 x 6 Khoảng cách trục a (mm) 1200 Góc ôm bánh đai nhỏ a1o 168,3o Lực tác dụng lên trục Fr (N) 1353,7 II. TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC A.Tính toán bộ truyền cấp nhanh (bánh trụ răng thẳng). 1.Chọn vật liệu. - Theo yêu cầu của đề bài thì bộ truyền bánh răng thẳng phải truyền được công suất tối đa chính là công suất truyền của trục I là 7,66 (kW) cho nên vật liệu làm bánh răng thuộc nhóm I có độ cứng đạt HB £ 350 Chọn vật liệu Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ¸ 285 có: sb1 = 850 MPa ;sch 1 = 580 MPa. Chọn HB1 = 270 (HB) s <= 60 mm Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 ¸ 240 (độ rắn bánh lớn thấp hơn bánh nhỏ để đảm bảo khả năng chạy mòn của răng ): sb2 = 750 MPa ;sch 2 = 450 MPa. Chọn HB2 = 230 (HB) s <= 100 mm 2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép. ; Chọn sơ bộ: ZRZVKxH = 1 Với SH là hệ số an toàn theo (bảng 6.2) đối với vật liệu đã chọn thì SH = 1,1 ZR Hệ số kể đến độ nhám mặt răng làm việc. ZV Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. KXH Hệ số kể đến kích thước bánh răng. Þ Theo bảng 6.2 ta có: = 2.HB + 70 Þ s°H lim1 = 610 MPa; s°H lim2 = 530 MPa; Hệ số tuổi thọ KHL : KHL= với mH = 6 (bậc của đường cong mỏi). Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở: NHO = 30. H ; Þ; NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. C: Số lần ăn khớp trong một vòng quay. Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. Do đó KHL2 = 1, suy ra NHL1 > NHO1, do đó KHL1 = 1. Þ [sH]1 = MPa; [sH]2 = MPa; Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định như sau: (MPa). 3. Xác định ứng suất uốn cho phép. Trong đó: - [sFlim] là ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở. - SF = 1,75 tra bảng 6.2. Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1 Þ . Theo bảng 6.2 có s°F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.270 = 486 (Mpa). s°F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414 (Mpa). Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau: KFL= NFO = 4.106 (xác định cho mọi loại thép). Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1. - Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét. - ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. - ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. - mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về uấn ở đây mF = 6. Vậy với bánh răng lớn (lắp với trục II) ta có: Ta có : NFE2 > NFO do đó KFL2 = 1, tương tự KFL1 = 1. Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: (MPa). (MPa). 4. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Công thức xác định khoảng cách trục aw của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng bằng thép ăn khớp ngoài như sau: aw = 49,5 (u1 + 1) Trong đó: - T1 là mômen xoắn trên trục bánh chủ động (là trục I) - Yba = bw/aw là hệ số chiều rộng bánh răng.(bảng 6.6) - KHb là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. - u1 là tỉ số truyền của cặp bánh răng. Ở đây ta đã có: - T1 = 100347 (N.mm); u1 = 4; yba = 0,3 và [sH] = 481,8 (MPa) -Yd = 0,53.Yba.(u+1) = 0,53.0,3.(4+1) = 0,795 » 0,8 Tra Bảng 6.7[1] ta xác định được KHb = 1,03 (Sơ đồ 6). Thay số vào công thức xác định được khoảng cách giữa 2 trục aw: aw = 49,5.(4+1). (mm) Vậy ta chọn sơ bộ aw = 182 (mm). 5. Xác định các thông số ăn khớp * Môđun : m = (0,01 ¸ 0,02). aw1 = (0,01 ¸ 0,02).182 = 1,82 ¸ 3,64. Chọn môđun m = 2,5 * Tính số răng của bánh răng: trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z1và Z2 ta có : chọn Z1 = 29 răng. Þ Z2 = u1 Z1 = 4.29 = 116 (răng). Vậy Zt = Z1 + Z2 = 29 + 116 = 145 ; - tính lại khảng cách trục aw= m.Zt/2= 2,5.145/2 = 181,25 mm Lấy aw = 182, do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 181,25 lên 182 mm. Hệ số dịch tâm y=aw/m - 0,5(Z1+Z2) =182/2,5 - 0,5.145 = 0,3 Theo (6.23) ky= 1000y/Zt = 1000.0,3/145 = 2,069 Theo bảng 6.10a tra được kx= 0,033, do đó theo (6.24) hệ số giảm đỉnh răng Dy = kxZt/1000 = 0,033.145/1000= 0,005 Theo (6.25), tổng hệ số dịch chỉnh xt = y+ Dy= 0,3+ 0,005 =0,31. x1=0,5[xt - (Z2- Z1)y/Zt] = 0,5[0,31 - (116 - 29).0,3/145]= 0,07 x2= xt - x1 = 0,24 - góc ăn khớp cosatw = Ztmcosa/(2aw)= 145.2,5.cos20o/(2.182)= 0,935Þ atw = 20,64o. 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH] sH = ZM ZH Ze ; Trong đó: T1=100347 Nmm; bw = Yba.aw = 0,3.182 = 54,6 mm, chiều rộng bánh răng u1 = 4; dw1 = 2aw/(u1+1) = 72,8 mm; ZM = 274 Mpa1/3 (tra bảng 65 trang 96) Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu. ZH Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Tra bảng 6.12 với (x1+x2)/zt = 0.002 Þ ZH= 1,72. Ze = . ea=KH = KHb.KHVKHa .Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc KHb = 1,03 ; KHa = 1(bánh răng thẳng). Vận tốc bánh dẫn : v = m/s; vì v < 6 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 8 ; Tra bảng phụ lục P 2.3 (trang 250) ta được : KHV =1+ Trong đó =0,004 (HB2 < 350HB, dạng răng thẳng, không vát đầu răng) go = 56, tra bảng 6.16 Þ = 0,006.56.2,786,3 Þ KHV = 1+ = 1,12 KH = 1,03.1,12.1 = 1,15 Thay số : sH = 274.1,72.0,76.= 357,6 MPa Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép với v = 2,78 (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 là Ra = 2,5 ... 1,25 mm. Do đó ZR = 0,95, với da< 700mm Þ KxH = 1. Þ [sH] = [sH]. ZRZVKxH. [sH] = 481,8.1.0,95.1 = 457,71 MPa. Do sH [sH] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc. 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Theo 6.43 ta có: sF 1 = Yêu cầu sF1 [sF1] ; sF2 [sF2] Tính các thông số : Theo bảng 6.7 ta có KFb = 1,07 ; với v < 5 m/s tra bảng 6.14(trang 107) cấp chính xác 8 thì KFa = 1,27; KFV = 1,02 bảng phụ lục P2.3 trang 250. KF = KFb.KFa.KFV = 1,07.1,27.1,02 = 1,386 Với ea = 1,742 Þ Ye = 1/ea = = 0,574; Yb = 1; Số răng tương đương: ZV1 = = 29 ZV2 = = 116 Tra bảng 6.18 trang 109 ,hệ số dịch chỉnh x1= 0,07, x2= 0,24 thì YF1 = 3,72, YF2 = 3,56. Þ sF 1 = = 59,77 MPa sF2 = sF1.YF2/YF1 = 59,77.3,56/3,72 = 57,2 MPa. Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được khi làm việc xác định như sau : [sF1]= [sF1].YS .YxF.YR và [sF2]= [sF2].YS .YxF. YR. Với m = 2,5 Þ YS = 1,08 – 0,0695.Ln(2,5) » 1,02. Còn YR = 1 và KxF = 1: Þ [sF1] = [sF1].1,02.1.1 = 277,7.1,02 = 283,25 MPa. Þ [sF2] = [sF2].1,02.1.1 = 236,6.1,02 = 241,33 MPa. Như vậy sF 1< [sF 1] ; sF 2< [sF 2] nên răng thoả mãn độ bền uốn. 7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Ứng suất quá tải cho phép : [sH]max = 2,8 sch2 = 2,8. 450 = 1260 MPa; [sF1]max = 0,8 sch1 = 0,8. 580 = 464 Mpa. [sF2]max = 0,8 sch2 = 0,8. 450 = 360 MPa; Kqt=Tmax/T=2,2 sH1max = sH . MPa < [sH]max = 1260 MPa; sF1max = sF1. Kqt =57,3 . 2,2 = 126,1Mpa. sF2max = sF2. Kqt = 59,3. 2,2 = 130,5 MPa vì sF1max < [sF1]max ,sF2max < [sF2]max nên răng thoả mãn Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn. ¨ Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh (bánh răng thẳng) : Mô đun : m = 2,5 Khoảng cách trục : aw = 182mm Chiều rộng vành răng : bw = 54,6 mm Đường kính vòng chia : d1 = mm. d2 = ; Đường kính lăn : dw1 = 2.aw1 / (u1 + 1) = 2.182 / 5 = 72,8mm, dw2 = u2. dw1 = 3,41. 72,8 =248,2 mm; Hệ số dịch chỉnh x1 = 0,07; x2 = 0,24 Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2(1+ x1 - Dy)m =72,5+ 2(1 + 0,07 - 0,005).2,5 = 77,8 mm, da2 = d2 + 2(1+x2 - Dy)m =290 + 2(1+0,24 - 0,005).2,5 =296,2 mm, Đường kính đáy răng : df1 = d1 - (2,5 - 2x1)m = 72,5- (2,5 - 2.0,07).2,5 = 66,6 mm, df2 = d2 - (2,5 - 2x2)m = 290 - (2,5 - 2.0,24).2,5 = 284,95 mm Góc prôfin gốc a = 20o Góc ăn khớp : atw = 20,6o B.Tính toán bộ truyền cấp chậm (bánh trụ răng nghiêng). 1.Chọn vật liệu. Tương tự như đối với cặp bánh răng thẳng ta chọn vật liệu như sau : Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 ¸ 285 có: sb1 = 850 MPa ;sch 1 = 580 MPa. Chọn HB1 = 270 (HB) Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt đọ rắn MB 192...240 có: sb2 = 750 Mpa ;sch 2 = 450 MPa. Chọn HB2 = 230 (HB) 2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép. ; Chọn sơ bộ ZRZVKxH = 1 Þ SH : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. SH =1,1. : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở; = 1,8 . 270 = 486 MPa s°H lim2 = 1,8 . 230 = 414 MPa; KHL= với mH = 6. mH: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc. NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. NHO = 30. H ; HHB : độ rắn Brinen. NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay. Ti , ni, ti : Lần lượt là mômen xoắn , số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. Ta có : (MPa) (MPa). Vì bộ truyền là bánh trụ răng nghiêng nên : = 409,1MPa < 1,25 3. Xác định ứng suất uốn cho phép. Trong đó: - [sFlim] là ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở. - SF = 1,75 tra bảng 6.2. Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1 Þ . Theo bảng 6.2 có s°F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.270 = 486 (Mpa). s°F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.230 = 414 (Mpa). Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau: KFL= NFO = 4.106 (xác định cho mọi loại thép). Trong đó: - c là số lần ăn khớp trong một vòng quay. Nên ta có c =1. - Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét. - ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. - ti là tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. - mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về uấn ở đây mF = 6. Vậy với bánh răng lớn (lắp với trục II) ta có: Ta có : NFE2 > NFO do đó KFL2 = 1, tương tự KFL1 = 1. Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: (MPa). (MPa). Ứng suất quá tải cho phép: [sH]max = 2,8 . sch2 = 2,8 . 450 = 1260 MPa. [sF]1max = 0,8 . sch1 = 0,8 . 580 = 464 Mpa. [sF]2max = 0,8 . sch2 = 0,8 . 450 = 360 Mpa. 4. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: aw2 = Ka(u2+1) Với: T’ 2 : Mômen xoắn trên trục bánh chủ động( trục 2), N.mm ; Ka : hệ số phụ thuộc vào loại răng ; Ka = 43 (bảng 6.5) Hệ số Yba = bw/aw; tra bảng 6.6 - u2 là tỉ số truyền của cặp bánh răng ta đang xét, u2 = 3,41 - T’2 = T2/2 = 385668/2 =192834 (N.mm). (Vì đây là hộp phân đôi cấp chậm). Tra ở sơ đồ 3 (bảng 6.7) ta được KHb = 1,12 [sH]=409,1 MPa Thay số ta định được khoảng cách trục : aw2= 43.(3,41+1). mm Chọn aw1 = 202 mm 4. Xác định các thông số ăn khớp * Môđun : m = (0,01 ¸ 0,02). aw2 = 2,02 ¸ 4,04 . Chọn m = 2,5 * Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z1 và Z2: Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc nghiêng của mỗi bánh răng là b = 30 ¸ 40o. Vậy chọn sơ bộ b = 35o Þ cos b = 0,8191 khi đó ta có: . Chọn Z1 = 30 (răng). Z2 = u2.Z1 = 3,41.30 = 102,3(răng). chọn Z2 = 102 Þ Zt = Z1 + Z2 = 30 + 102= 132. Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định như sau: b = arccos[(m.Zt)/(2.aw)] = arccos[(2,5.132/(2.202)] = 35,20. 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện sH £ [sH] = 409,1 (MPa). Do sH = ZM ZH Ze ; Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH : Hệ số tải trọng tính về tiếp xúc, với KH= KHb.KHV.KHa - bw : Chiều rộng vành răng. - dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động. Ta đã tính được các thông số: - T’2 = T2/2 = 385668/2 =192834 (N.mm). - bw = 0,36.aw = 0,32.202 = 64,6 mm . - dw1 = 2.aw/(u2+1) = 2.202/(3,41+1) = 91,6(mm). - ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng là thép, tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1). - , trong đó at = atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg20/cos35,2) » 24,0 (không dịch chỉnh bánh răng) tgbb= cosat.tgb = cos(24).tg(35,2) = 0,644 Þ bb = 32,8o. - Ze = Vì ea = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cosb = [1,88 – 3,2 (1/30 +1/102 )].cos35,2o =1,43 Vận tốc bánh dẫn : v = ; vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9, bảng 6.14 (Trang 107) ta xác định được : KHa = 1,13. KHV =1+ Trong đó =0,002 (HB2 < 350HB, dạng răng nghiêng) go = 73, tra bảng 6.16. Þ = 0,002.73.0,87.0,977 Þ KHV = 1+ = 1,01 KH = KHb.KHV.KHa = 1,12.1,13.1,01 = 1,28 Thay số : sH = 274.1,5.0,836.= 372,9 MPa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v = 0, 84 m/s Þ ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 2,5¸ 1,25 mm. Do đó ZR = 0,95 với da< 700mm Þ KxH = 1. mà [sH] = 409,1.1.0,95.1 = 388,65MPa. Do đó sH [sH] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc. 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Theo 6.43 ta có: sF 1 = Yêu cầu sF1 [sF1] ; sF2 [sF2] Tính các thông số : Theo bảng 6.7 ta có KFb = 1,28 ; với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14(trang 107) cấp chính xác 9 thì KFa = 1,37; KFV = 1,04 bảng phụ lục P2.3 trang 250. KF = KFb.KFa.KFV = 1,28.1,37.1,04 = 1,824 Với ea = 1,43 Þ Ye = 1/ea = = 0,7; Yb = 1 - bo/140 = 1- 35,2o/140 = 0,748; Số răng tương đương: ZV1 = = 54,98 ZV2 = = 186,9 Tra bảng 6.18 trang 109, hệ số dịch chỉnh x1= x2= 0 thì YF1 = 3,63, YF2 = 3,60. Þ sF 1 = = 90,38 MPa sF2 = sF1.YF2/YF1 = 90,38.3,60/3,63 = 89,6 MPa. Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được khi làm việc xác định như sau : [sF1]= [sF1].YS .YxF.YR và [sF2]= [sF2].YS .YxF. YR. Với m = 2,5 Þ YS = 1,08 – 0,0695.Ln(2,5) » 1,02. Còn YR = 1 và KxF = 1: Þ [sF1] = [sF1].1,02.1.1 = 277,7.1,02 = 283,25 MPa. Þ [sF2] = [sF2].1,02.1.1 = 236,6.1,02 = 241,33 MPa. Như vậy sF 1< [sF 1] ; sF 2< [sF 2] nên răng thoả mãn độ bền uốn. 7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Ứng suất quá tải cho phép : [sH]max = 2,8 sch2 = 2,8. 450 = 1260 MPa; [sF1]max = 0,8 sch1 = 0,8. 580 = 464 Mpa. [sF2]max = 0,8 sch2 = 0,8. 450 = 360 MPa; Kqt=Tmax/T=2,2 sH1max = sH . MPa < [sH]max = 1260 MPa; sF1max = sF1. Kqt =90,38 . 2,2 = 198,836Mpa. sF2max = sF2. Kqt = 89,6. 2,2 = 197,12 MPa vì sF1max < [sF1]max ,sF2max < [sF2]max nên thoả mãn quá tải. Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn. ¨ Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm : - Khoảng cách trục: aw2 = 202 mm. - Môđun pháp bánh răng: m =2,5 mm. - Chiều rộng bánh răng: bw = 65mm. - Số răng bánh răng: Z1 = 30 và Z2 = 102. - Góc nghiêng của răng: b = 35,20. - Góc prôfin gốc : a = 20°. - Góc ăn khớp at = atw = arctg(tga/cosb) = 240. - Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0 ; - Đường kính chia : d1 = m.Z1/cosb = 2,5.30/ cos 35,20= 91,78mm. d2 = m.Z2/cosb =2,5.102/ cos 35,20= 312 mm. - Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 91,78 + 2.2,5 = 96,7 mm. da2 = d2 + 2.m = 312 + 2.2,5 = 317 mm. - Đường kính đáy răng : df1 = d1 – 2,5. m = 91,78 - 2,5.2,5 = 85,45mm. df2 = d2 - 2,5.m = 312 - 2,5.2,5 = 305,75 mm, - Đường kính cơ sở : db1 = d1. cos a = 91,78.cos 20° = 86,17 mm; db2 = d2. cos a = 312. cos 20° = 293,2 mm Bảng thông số của bộ truyền bánh răng : cấp nhanh cấp chậm Khoảng cách trục aw (mm) 182 202 Môđun pháp um 2,5 2,5 Chiều rộng vành răng bw (mm) 54,6 65 Tỷ số truyền ut 4 3,41 Góc nghiêng của răng b 0 35,2o Hệ số dịch chỉnh x1 0,07 0 x2 0,24 0 Số răng bánh răng z1 29 30 z2 116 102 Đường kính chia d1 (mm) 72.8 91,78 d2 (mm) 290 312 Đường kính đáy răng df1 (mm) 66,6 85,45 df2 (mm) 284,95 305,75 Đường kính đỉnh răng da1 (mm) 77,8 96,7 da2 (mm) 296,2 317 Góc ăn khớp atw 20,60 24,0o III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC . 1.Thiết kế trục a. Chọn vật liệu: Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu 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] = 12 ¸ 30 MPa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét. b.Sơ đồ đặt lực: c. Xác định sơ bộ đường kính trục. Theo công thức 10.9 đường kính trục thứ k : với k =1..3. (mm) => (mm) Chọn d1 = 35, theo bảng 10.2 ta có bo = 21. => (mm) Chọn d2 = 45, theo bảng 10.2 ta có bo = 25. => (mm) Chọn d3 = 65, theo bảng 10.2 ta có bo = 33. d. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Từ bảng 10.3 ta chọn : k1 = 10 (mm) k2 = 10 (mm) k3 = 15 (mm) hn = 20 (mm). lm23 = (1,2 ¸ 1,5) d2 = (1,2 ¸ 1,5).45 = 54 ¸ 67,5mm; chọn lm23 = 65 mm. lm22 = lm24 = (1,2 ¸ 1,5)d2 = (1,2 ¸1,5).45 = 54 ¸ 67,5mm; chọn lm22 =60mm. l22 = 0,5(b1 + b0) + k1 + k2 = 0,5(53,5 + 25) + 10 + 10 = 59,25 mm, Chọn l22 = 60 mm l23 = l22 + 0,5(l m22 + l m23) + k1= 60 + 0,5(60 + 65) + 10 = 132,5 mm Chọn l23 = 132 mm l24 = l23 + 0,5(l m23 + l m24) + k1 = 132 + 0,5.(65 + 60) +10 = 204,5 mm. Chọn l24 = 205 mm Chiều dài mayơ bánh đai, răng, nối trục : lm12 = lm13 = (1,2 ...1,5 ).d1= (1,2 ...1,5 ).35 = 42…52,5(mm). Chọn lm12 = 45 (mm). lm13= 50 mm. lm32 =lm33=lm34= (1,4 ¸ 2,5).d3 = (1,4 ¸ 2,5).65 = 91 ¸ 162,25 mm Chọn lm33=100mm; lm32=lm34= 120 mm. Khoảng côngxôn (khoảng chìa) để lắp bánh đai trên trục vào là: lc12 = 0,5.(bo1 + lm12 ) + k3 + hn = 0,5(21 + 45) + 15 + 20 = 68 mm. Khoảng côngxôn để lắp nối trục đàn hồi trên trục ra là: lc33 = 0,5.(bo3 + lm33 ) + k3 + hn = 0,5( 33+130 ) + 15 + 20 = 116,5 mm. Khoảng cách trên các trục : l12 = - lc12 =-[0,5 (lm12+bo) + k3 + hn ] = -[0,5 (45+21) + 15 + 20 ] = - 68(mm). l13 = l23 = 132 (mm). l34 = l24 = 205 (mm) l32 = l22 = 60 (mm) Khoảng cách giữa các gối đỡ : l11 = l21 = l31 = 2.l23 = 2.132 =264 (mm). l33 =l31+lc33 = 264 + 116,5 = 380,5 mm. Sơ đồ (sơ bộ) khoảng cách của hộp giảm tốc: e. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục: * Tính các lực tác dụng lên trục: Lực do đai , lực tác dụng lên bánh răng, Lực do khớp nối . Tải trọng tác dụng lên trục chủ yếu là các mô men và các lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng khi ăn khớp ; Các thành phần lực trong thiết kế được biểu diễn như hình vẽ phần trên. - Lực tác dụng của đai lên trục Fr12 = 1353,7 (N). Fy12 = Fr12 . cos 0o = 1353,7 (N). Do góc nghiêng của bộ truyền đai là 00 - Lực tác dụng của khớp nối: FK = (0,2 ¸ 0,3).2TIII/Dt , Tra bảng 16.10 a[2] với TIII = 1262594 ta chọn D0 = 200mm. Þ (N). Chọn Fk = 3000 N. Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia làm ba thành phần: Ft: Lực vòng; Fr: Lực hướng tâm; Fa: Lực dọc trục; Trong đó: +) Cặp bánh răng thẳng : Ft1 = (N) = Ft2 Fr1 =(N) = Fr2 +) Cặp bánh răng nghiêng : Ft3 = (N) = Ft4 ; Fr3 = (N) = Fr4 ; Fa3 =Ft3.tgb=4406,1.tg(37,2o )= 3344,4 ( N ) = Fa4; A.Xác định đường kính của trục vào của hộp giảm tốc: a-Các lực tác dụng lên trục và biểu đồ mômen Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự đầu ổ, trục, phương) và vẽ biểu đồ mômen. Chiếu các lực theo trục oy : Theo chiều Ox ta có: Các mômen tác dụng lên trục: Theo công thức vạn năng ta có phương trình mômen với trục Ox Theo công thức vạn năng ta có phương trình mômen với trục Oy Mx12= 0 MY12= 0 Mx10= 92051,6 Nmm MY10= 0 Nmm Mx13= 123084,8 Nmm MY13= 186034,2 Nmm b-Tính chính xác trục. Theo công thức (10.15),(10.16),(10.17)[1] ta tính được momen uốn tổng cộng, momen tương đương , đường kính tại các tiết diện trên trục là. - Tại chỗ lắp bánh đai (tiết diện 12). M12=0 (vì dsb1=30 mm theo bảng 10.5[1] ta có [s] =63 Mpa) chọn theo tiêu chuẩn d12 = 25mm. - Tại chỗ lắp ổ lăn. chọn theo đường kính tiêu chuẩn của ổ lăn d10 = 30 mm - Tại chỗ lắp bánh răng. (tiết diện 13). chọn theo đường kính tiêu chuẩn của bánh răng d13 = 34 mm Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau. +Đường kính chỗ lắp bánh răng là :d13=34 mm + Để thuận tiện cho việc tháo lắp ta chọn đường kính chỗ lắp ổ lăn dol=30 mm. +Đường kính chỗ lắp bánh đai dđ=25 mm +Chọn then có tiết diện bđ=10 mm, hđ=8 mm, chiều sâu rãnh then trên trục t1đ=5 mm, trên lỗ t2đ=3,3 mm c- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện. Trong đó : [s]-Hệ số an toàn cho phép [s] =1,5…2,5 Khi cần tăng cứng thì [s] =2,5…3. (không cần kiểm tra độ bền cứng của trục ). ss,st -Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức (10.20),(10.21)[1]. Trong đó :s-1,t1 –giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng, vật liệu thép 45 thường hoá có ób=600 Mpa Þ s-1= 0,436. sb= 0,436.600=261,6 Mpa t1 = 0,58. s-1= 0,58.261,6= 151,728 Mpa. Theo bảng 10.7[1] ta có Ys =0,05 Yt=0 Vì các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng ,do đó sm=0 sa=smax=Mj/W Tại tiết diện 13 (chỗ lắp bánh răng ). Có M13= Nmm. Tại chỗ lắp bánh đai(tiết diện 12). Có M12=0 Þ sa12=0 Mpa Vì trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động : Ta có T1=100347 Nmm Ksd và Ktd -Hệ số xác theo công thức (10.25),(10.26)[1]. và Các trục được ra công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra=2,5…0,63 mm, do đó theo bảng 10.8[1], hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx=1,06. Do không dùng phương pháp tăng bền bề mặt,do đó hệ số tăng bền Ky=1. Theo bảng 10.12[1] khi dùng dao phay đĩa, hệ số tâp trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có sb=600 Mpa là Ks=1,46 , Kt=1,54. theo bảng 10.10[1] tra được hệ số kích thước tại tiết diện 13 là es13=0,88 .et13=0,81 Vậy : Vậy tại tiết diện 13 (chỗ lắp bánh răng ) thỏa mãn điều kiện bền mỏi. B. Xác định kết cấu và đường kính trục trung gian: a-Các lực tác dụng lên trục. Ft3=Ft4=4406,1 N Fr3=Fr4=2528 N Fa3=Fa4=3344,4 N Ft2=2818,7 N Fr2=1167,6 N b- Vẽ biểu đồ mômen *xét trên mặt phẳng z0y có Vì Fa3=Fa4 , dr3=dr4= 87,5 *Xét trên mặt phẳng x0z có Mômen tại các tiết diện. Mx23=221367 Nmm My23=448202,4 Nmm, Mx22=Mx24= 262709,4 Nmm My22=My24= 347928 Nmm, c-Tính chính xác trục. Theo công thức (10.15),(10.16),(10.17)[1] ta tính được mômen uốn tổng cộng, mômen tương đương , đường kính tại các tiết diện trên trục là. (vì dsb2=45 mm theo bảng 10.5[1] ta có [s] =50 Mpa) - Tại tiết diện 2-2(2-4) - Tại chỗ lắp bánh răng. (tiết diện 23) Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau. Đường kính tiết diện : d20=d21=40 mm d22=d24=45 mm d23=50 mm Dựa vào bảng 9.1a[1] ta chọn được then lắp bánh răng . Tại tiết diện 22 có b=14 mm, h=9 mm t1=5,5 mm, t2=3,8 mm Tại tiết diện 23 có: b=14 mm, h=9 mm t1=5,5 mm, t2=3,8 mm Trong đó b,h,t1,t2 lần lượt là kích thước tiết diện của then và chiều sâu rãnh then trên trục và trên lỗ. d- Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện. Trong đó : [s]-Hệ số an toàn cho phép [s] =1,5…2,5 Khi cần tăng cứng thì [s] =2,5…3. (không cần kiểm tra độ bền cứng của trục ). ss,st -Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức (10.20),(10.21)[1]. Trong đó :s-1,t1 –giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng, vật liệu thép 45 thường hoá có ób=600 Mpa Þ s-1= 0,436. sb= 0,436.600=261,6 Mpa t1 = 0,58. s-1= 0,58.261,6= 151,728 Mpa. Theo bảng 10.7[1] ta có Ys =0,05 Yt=0 Vì các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng ,do đó sm=0 sa=smax=Mj/W Tại tiết diện 2-3 Có M23=499888,7 Nmm. Tại tiết diện 2-2, 2- 4 Có M22= Nmm. Vì trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động : Ta có T’2=192834 Nmm Ksd và Ktd -Hệ số xác theo công thức (10.25),(10.26)[1]. và Ta có :Kx=1,06 Ky=1 Kú=1,46 Kụ=1,54 Theo bảng 10.10[1] ta có ồú22=0,85 .ồụ22=0,77 ồú23=0,81 .ồụ23=0,76 Vậy và Vậy tại tiết diện 2-3 và 2-2 (2-4) thỏa mãn điều kiện bền mỏi. Xác định đường kính của trục III của hộp giảm tốc: a,Các lực tác dụng lên trục. Ft5=Ft6= Ft3=Ft4 =4406,1 N Fr5=Fr6= Fr3=Fr4=2528 N Fa5=Fa6= Fa3=Fa4= 3344,4 N Fx33=Fk = 3000N Mômen uốn tác dụng lên trục. T3=1262594 Nmm. b- Vẽ biểu đồ mômen *xét trên mặt phẳng z0y có *Xét trên mặt phẳng x0z có Mômen theo phương Ox: Mômen theo phương Oy: Mômen tại các tiết diện. Mx32 = Mx34 =333834 Nmm My32=343140 Nmm. Mx33 = 0 Nmm My33= 0 Nmm, Mx31= 0 Nmm My31= 351011,7Nmm, My34 =533510,5 Nmm. c-Tính chính xác trục. Theo công thức (10.15),(10.16),(10.17)[1] ta tính được mômen uốn tổng cộng, mômen tương đương , đường kính tại các tiết diện trên trục là. (vì dsb1=65 mm theo bảng 10.5[1] ta có [s] =50 Mpa) - Tại chỗ diện 3-2(3-4) - Tại chỗ lắp ổ lăn. (tiết diện 3-1,3-0). -Tại chỗ lắp khớp nối. Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau. Đường kính tiết diện : d30=d31=65 mm d32=d34=70 mm d33=63 mm Dựa vào bảng 9.1a[1] ta chọn được then lắp bánh răng,khớp nối. Tại tiết diện 3-2,3-4 có b=20 mm, h=12 mm t1=7,5 mm, t2=4,9 mm. Tại tiết diện 3-3 có b=18 mm, h=11 mm t1=7 mm, t2=4,4 mm Trong đó b,h,t1,t2 lần lượt là kích thước tiết diện của then và chiều sâu rãnh then trên trục và trên lỗ. d. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Kết cấu trục thiết kế được phải thoả mãn điều kiện: Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5...2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5... 3. ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau đây: ; Trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng, vật liệu thép 45 có sb =600 Mpa s-1=0,436. sb=0,436.600=261,6 Mpa t-1=0,58. s-1= 0,58.261,6= 151.73 Mpa. Xác định các thành phần trong công thức : Theo bảng 10.7[1] ta có ys = 0,05 và yt = 0. Vì các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó sm=0 ;sa=smax= Mj/W - Tại tiết diện 3-2, 3-4. Có M34 =629347,8 Nmm. Tại chỗ lắp khớp nối, có M33=0 sa33=0 Vì trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động : Ta có T3= 1262594 Nmm Ksd và Ktd -Hệ số xác theo công thức (10.25),(10.26)[1]. và Ta có :Kx=1,06 Ky=1 Ks=1,46 Kt=1,54 Theo bảng 10.10[1] ta có es34=0,76 .et34=0,73 Vậy tại tiết diện 3-2,3-4 thỏa mãn điều kiện bền mỏi. IV. CHỌN Ổ LĂN. Với loại hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm ta chọn ổ lăn cho trục vào và ra là ổ bi đỡ 1 dãy,trục lắp trung gian là ổ đũa trụ đỡ ngắn 1 dãy(ổ tuỳ động ). 1.Chọn ổ lăn cho trục vào của hộp giảm tốc: Xét tỉ số Fa/Fr : ta thấy tỉ số Fa/Fr = 0 vì Fa = 0, tức là không có lực dọc trục nên ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ một dãy, có sơ đồ bố trí như sau: 0 1 Dựa vào đường kính ngõng trục d =30 mm, tra bảng P2.7 chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung Fr10 Fr11 có kí hiệu : 306. Đường kính trong d =30 mm, đường kính ngoài D = 72 mm Khả năng tải động C = 22 kN, khả năng tải tĩnh Co = 15,1 kN; B =19 (mm) r1 = r2 =2,0 (mm) Đường kính bi db = 12,3 (mm) Kiểm nghiệm khả năng tải : a. Khả năng tải động: Theo ct 11.3 với Fa =0 , tải trọng qui ước : Q = X.V.Fr.kt.kđ Trong đó : Kiểm nghiệm ở ổ chịu tải lớn hơn Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm X = 1 V =1 khi vòng trong quay ; kt = 1 vì (nhiệt độ t £ 100oC ) Hệ số tải trọng động : kđ = 1,1 (theo bảng 11.3) ; Fr0 = = Fr1 = = Þ Q = 1.1799,3.1.1,1 = 1979,23 (N) Theo ct 11.1 Khả năng tải động : Tuổi thọ của ổ bi đỡ m = 3 . Theo đề bài : Lh = 16000 (h) Tuổi thọ của ổ lăn : L = Lh.n1.60.10-6 = 16000. 729. 60. 10-6 = 699,84 triệu vòng Hệ số khả năng tải động : Cd = 1979,23. = 17,6(kN). Do Cd = 17,6 kN < C = 22 kN Þ loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động. b. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Tải trọng tính toán theo ct 11.19 với Fa = 0 : Q0 = X0.Fr Với X0 = 0,6 (tra bảng 11.6) Q0 = 0,6.1799,3 =831,922 (N) =1,08 (kN) Theo ct 11.20 thì Q1 = Fr =1799,3 (N) » 1,8 (kN) Chọn Q = Q1 để kiểm tra vì Q1 > Q0 , Q1 = 1,8 kN < C0 = 15,1 kN. Þ loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh. 2 .Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc. Trục có lực hướng tâm , để đảm bảo cặp bánh răng nghiêng luôn ãn khớp chính xác do đó ta chọn ổ tùy động Với đường kính ngõng trục d = 40 (mm), chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ trung hẹp kí hiệu ổ 2308 (bảng P2.8- Phụ lục ) Khả năng tải động C = 41 (kN) ; Khả năng tải tĩnh Co =28,5 (kN) D = 90 (mm) B =23 (mm) r1 = r2 =2,5 (mm) Đường kính, chiều dài con lăn dcl = 12 (mm) Kiểm nghiệm khả năng tải : a. Khả năng tải động: Theo ct 11.6 : Q = V.Fr.kt.kđ Trong đó :V =1 khi vòng trong quay kt = 1 vì (nhiệt độ t £ 100oC ) Hệ số khả năng tải động : kđ = 1,1 (va đập nhẹ); Với Fr0 = Fr1 = = => Q = 1.6150,7.1.1,1 = 6765,7 (N)= 6,7 (kN) Theo ct 11.1 Khả năng tải động : Tuổi thọ của ổ đũa m = 10/3 ; n2 =182,25 (v/ph); L = Lh.n2.60.10-6 = 16000. 182,25. 60. 10-6 = 174,96 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 6,7. = 31,5 kN. Do Cd = 31,5 kN < C = 41 kN Þ loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động. b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Tải trọng tính toán theo ct 11.19 với Fa = 0 : Q0 = X0.Fr Với X0 = 0,6 Q0 = 0,6.6150,7 =3690,42=3,69 (KN) Theo ct 11.20 thì Q1 = 6150,7 (N) =6,15(kN) Chọn Q = Q1 để kiểm tra vì Q1 > Q0 , Q1 = 6,15 kN < C0 = 28,5 kN. Þ loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh. 3. Chọn ổ lăn cho trục ra của hộp giảm tốc: Xét tỉ số Fa/Fr : ta thấy tỉ số Fa/Fr = 0 vì Fa = 0, tức là không có lực dọc trục nên ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ một dãy, có sơ đồ bố trí như sau: Dựa vào đường kính ngõng trục d =65 mm, 0 1 Tra bảng P2.7 chọn loại ổ bi đỡ cỡ nhẹ có kí hiệu : 213 Fr30 Fr31 Đường kính trong d =65 mm, đường kính ngoài D = 120 mm Khả năng tải động C = 44,9 kN, khả năng tải tĩnh Co = 34,7 kN; B =23 (mm) r1 = r2 = 2,5 (mm) Đường kính bi db = 16,67 (mm) Kiểm nghiệm khả năng tải : a. Khả năng tải động: Vì đầu ra của trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của Fx33 ngược với chiều đã dùng khi tính trục tức là cùng chiều với lực Ft5 và Ft6 . Do đó phản lực ở mặt phẳng zox : Fx31 = - (Ft5.l32 + Ft6.l34 + Fx33.l33)/l31 = - ( 4406,1.60 +4406,1.205 + 3000.380,5 )/264 = - 8746,65 (N) Fx30 = - ( Ft5 +Ft6 +Fx33-Fx31) = - (2.4406,1 + 3000 –8746,65) = - 3065,55 (N) Dấu “-” chứng tỏ các phản lực này ngược chiều với chiều của Ft5,6 và Fx33. Phản lực tổng ở 2 ổ : (N) (N) Ta kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Fr = Ft31 = 9107,3 (N). Theo ct 11.3 : Q = X.V.Fr.kt.kđ Trong đó : Đối với ổ đỡ chịu lực hướng tâm X= 1 V =1 khi vòng trong quay kt = 1 vì (nhiệt độ t £ 100oC ) Hệ số tải trọng động : kđ = 1,1 Q = 1. 9107,3.1.1,1 = 10018,1 (N) Theo ct 11.1 Khả năng tải động : Tuổi thọ của ổ bi đỡ m = 3 Tuổi thọ của ổ lăn: L = Lh.n3.60.10-6 = 16000. 53,476. 60. 10-6 = 51,34 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 10018,1. = 37233,8 N= 37,2kN Do Cd = 37,2 kN < C = 44,9 kN Þ loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động. b. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Tải trọng tính toán theo ct 11.19 với Fa = 0 ; Q0 = X0.Fr Với X0 = 0,6 (tra bảng 11.6) Q0 = 0,6.9107,3 = 5464,4 (N) Theo ct 11.20 thì Q1 = Rt = 9107,3 (N) = 9,1 (kN) Chọn Q = Q1 để kiểm tra vì Q1 > Q0 , Q1 = 9,1 kN < C0 = 34,7 kN. Þ loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh. V.THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP. Vỏ hộp đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy , tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến , đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm . 1.Tính kết cấu của vỏ hộp: 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 nắp và thân đi qua tâm trục . Các kích thước cơ bản được trình bày ở trang sau. 2. Bôi trơn trong hộp giảm tốc: Lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng 1/4 bán kính của bánh răng cấp chậm. Với bánh răng cấp nhanh lấy chiều sâu ngậm dầu bằng 1/6 bán kính. Lượng dầu bôi trơn thường khoảng 0,4 đến 0,8 lít cho 1kW công suất truyền. * Bôi trơn ổ lăn: Chất bôi trơn được lựa chọn dựa trên nhiệt độ và số vòng quay của vòng ổ.Trong thực tế khi vận tốc trượt v<4 đến 5 m/s có thể dùng mỡ hoặc dầu để bôi trơn. Theo Bảng 15.15a [2] 3. Dầu bôi trơn hộp giảm tốc : Chọn độ nhớt để bôi trơn dầu phụ thuộc vào vận tốc, vật liệu chế tạo bánh răng tra theo bảng 18.11 [2] ta chọn độ nhớt của dầu ở 50°(100°)C là Từ độ nhớt đã chọn này tuỳ vào phạm vi sử dụng của hộp giảm tốc ta chọn loại dầu bôi trơn cho phù hợp theo bảng 18.13[2] là dầu công nghiệp 45 4.Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp: Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ 5. Điều chỉnh sự ăn khớp: Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10 % so với chiều rộng bánh răng lớn. Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc: Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày: Thân hộp, d Nắp hộp, d1 d = 0,03.a + 3 = 0,03.193+ 3 = 9 mm > 6mm d1 = 0,9.d = 0,9.9 = 8,1mm, chọn d1 = 9 mm Gân tăng cứng: Chiều dày, e Chiều cao, h Độ dốc e =(0,8 ¸ 1)d = 7,2¸ 9, chọn e = 8 mm h < 5.d = 45 mm Khoảng 2o Đường kính: Bulông nền, d1 Bulông cạnh ổ, d2 Bulông ghép bích nắp và thân, d3 Vít ghép lắp ổ, d4(theo bảng 18.2) Vít ghép lắp cửa thăm dầu, d5 d1 > 0,04.a+10 = 0,04.200 + 10 =18, chọn 18>12 Þ d1=M20 d2 = (0,7¸ 0,8)d1 = 14¸16 = M16 d3 = (0,8¸ 0,9).d2 Þ d3 = M12 d4 = (0,6 ¸ 0,7).d2 Þ d4 = M10 d5 =( 0,5 ¸ 0,6).d2 Þ d5 = M8 Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp, S3 Chiều dày bích náp hộp, S4 Bề rộng bích nắp hộp, K3 S3 =(1,4 ¸ 1,5) d3 , chọn S3 = 18 mm S4 = ( 0,9 ¸ 1) S3 = 17 mm K3 = K2 – ( 3¸5 ) mm = 50 – 5 = 45 mm Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít, D3, D2(bảng 18.2) Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ Chiều cao h Định theo kích thước nắp ổ K2 =E2 + R2 + (3¸5) mm = 25 + 20 + 5 = 50mm E2= 1,6.d2 = 1,6 . 16 = 25 mm. R2 = 1,3 . d2 = 1,3. 16 = 20 mm C = D3 /2 = 55 ; k ³ 1,2.d2 =19,2 Þ k = 20 mm h: phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa Mặt đế hộp: Chiều dày: Khi không có phần lồi S1 Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q Khi có phần lồi S1 = (1,3 ¸ 1,5) d1 Þ S1 = 27 mm K1 » 3.d1 » 3.20 = 60 mm S2 » 1,1.d1 » 1,1.20 = 22 mm S1 = (1,4 ¸ 1,7) d1 Þ S1 = 30 mm q = K1 + 2d = 60 + 2.9 = 78 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 các bánh răng với nhau. D ³ (1 ¸ 1,2) d Þ D = 11 mm D1 ³ (3 ¸ 5) d Þ D1 = 32 mm D2 ³ d Þ D2 = 10 mm. Số lượng bulông nền Z Z = ( L + B ) / ( 200 ¸ 300) » 1200 / 200 = 6 chọn Z = 6 4- Kích thước một số chi tiết khác liên quan đến vỏ hộp a- Bu lông vòng Theo bảng 18-3a[2] ta có kích thước của bu lông vòng Ren d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l f b c x r r1 r2 M12 54 30 12 30 17 26 10 7 25 2 14 1,8 3.5 2 5 6 b- Chốt định vị : d = 8 ; c= 1,2 ; D 1:50 ; l = 36 c- Cửa thăm Nắp quan sát Theo bảng 18-5[2] ta có kích thước nắp quan sát: Bảng kích thước nắp quan sát. A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 - 87 12 M8x22 4 d- Nút thông hơi. Theo bảng 18.6[2], ta chọn nút thông hơi có kích thước sau. 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 e- Nút tháo dầu Theo bảng 18-7[2]ta có kích thước nút tháo dầu: Bảng kích thước của nút tháo dầu. d b m f L c q D S Do M16x1,5 12 8 3 23 2 13,8 26 17 19,6 f- Que thăm dầu Hình dáng và kích thước như hình vẽ: g- Vòng phớt. Trên trục vào và trục ra phải dùng vòng phớt để cùng với nắp ổ che kín ổ lăn. Các kích thước tra bảng 15.17[2] như sau. Vị trí d(mm) d1(mm) d2(mm) D(mm) a(mm) b(mm) S0(mm) Trục I 30 31 29 43 6 4,3 9 Trục III 65 66,5 64 84 9 6,5 12 h- Lắp ổ. Căn cứ vào bảng 18.2[2] các kích thước lắp ổ lăn như sau. Vị trí D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm h(mm) d4(mm) Số lượng Trục I 72 88 107 65 10 M8 6 Trục II 90 110 135 85 12 M8 6 TrụcIII 120 140 170 115 14 M10 6 *Bảng P3.4[2] kích thước đầu bu lông và đai ốc (mm) d Đầu bulông Đai ốc thừơng S D h S D H 6 10 11 4,5 10 11 5 8 14 14,4 5,5 14 16,2 6,5 10 17 18,9 7 17 18,9 8 12 19 21,1 8 19 21,1 10 14 21 23,9 9 21 23,9 11,5 16 24 26,9 10 24 26,8 14 18 27 30,2 11 27 30,2 14,5 VI.CHỌN CẤP CHÍNH XÁC,LẮP GHÉP 1 . Chọn cấp chính xác Chọn cấp chính xác : 11 2 . Chọn kiểu lắp Ưu tiên sử dụng hệ thống lỗ vì khi đó có thể tiết kiệm được chi phí gia công nhờ giảm bớt được số lượng dụng cụ cắt và dụng cụ kiểm tra khi gia lỗ . Để thuận tiện khi lắp ổ lăn ta chọn kiểu lắp ổ lăn lên trục k6 ; kiểu lắp ổ lăn lên vỏ hộp H7, cho cả ba cặp ổ . Trục 1 : Kiểu lắp phối hợp trên bản vẽ : lắp nắp ổ lăn lên vỏ H7/e8 ; lắp bạc chặn giữa báng răng và ổ lăn F8/k6 và D8/k6 ; lắp báng răng lên trục H7/k6 Trục 2 : Kiểu lắp phối hợp trên bản vẽ : lắp nắp ổ lăn lên vỏ H7/d8 ; lắp bạc chặn giữa báng răng và ổ lăn F9/k6 ; lắp báng răng lên trục H7/k6 Trục 3 : Kiểu lắp phối hợp trên bản vẽ : lắp nắp ổ lăn lên vỏ H7/d9 ; lắp bạc chặn giữa báng răng và ổ lăn F9/k6 ; lắp báng răng lên trục H7/k6 Sai lệch giới hạn của kích thước then theo chiều rộng b - h9 Sai lệch giới hạn của rãnh then trên trục , ghép trung gian - N9 3 . Dung sai Để lắp ghép vòng trong lên trục và vòng ngoài lên vỏ ,người ta sử dụng các miền dung sai tiêu chuẩn của trục và lỗ theo TCVN 2245-7 phối hợp với các miền dung sai của các vòng ổ Miền dung sai và sai lệch giới hạn của lỗ với các kiểu lắp ưu tiên : Kích thước mm Miền dung sai H7 D8 F8 D9 E9 F9 Sai lệch giới hạn mm Trên 24 đến 30 +21 0 +98 +65 +53 +20 +117 +65 +92 +40 +72 +20 Trên 30 đến 50 +25 0 +119 +80 +64 +25 +142 +80 +112 +50 +87 +25 Trên 50 đến 80 +30 0 +146 +100 +76 +30 +174 +100 +134 +60 +104 +30 Trên 80 đến 120 +35 0 +174 +120 +90 +36 +207 +120 +159 +72 +123 +36 Miền dung sai và sai lệch giới hạn của trục với các kiểu lắp ưu tiên : Kích thước mm Miền dung sai k6 d9 e8 d8 Sai lệch giới hạn mm Trên 24 đến 30 +15 +2 -65 -117 -65 -98 Trên 30 đến 50 +18 +2 -80 -142 -80 -119 Trên 50 đến 80 +21 +2 -100 -174 -60 -106 -100 -146 Trên 80 đến 120 +25 +3 -120 -207 -120 -174 Dung sai các mối ghép là : Trục 1: Ghép Kiểu ghép Dung sai Khe hở,Độ dôi Kích thước trục +15 +2 Kích thước trục +15 +2 Kích thước lỗ trên vỏ +30 0 Ghép bánh răng _trục +21 0 +19 -15 +15 +2 Ghép nắp ổ _lỗ +30 0 +136 +60 -60 -106 Ghép bạc lót _trục +98 +65 +96 +50 +15 +2 Ghép vòng chặn mỡ_trục +65 +20 +63 +5 +15 +2 Trục 2: Ghép Kiểu ghép Dung sai Khe hở,Độ dôi Kích thước trục +18 +2 Kích thước lỗ trên vỏ +30 0 Ghép bánh răng thẳng_trục +25 0 +23 -18 +18 +2 Ghép bánh răng nghiêng _trục +25 0 +23 -18 +18 +2 Ghép nắp ổ _lỗ +30 0 +149 +80 -80 -119 Ghép bạc lót _trục +112 +50 +110 +32 +18 +2 Ghép vòng chặn mỡ_trục +87 +25 +85 +7 +18 +2 Trục 3: ; ; ; ; Ghép Kiểu ghép Dung sai Khe hở,Độ dôi Kích thước trục +18 +2 Kích thước trục +21 +2 Kích thước lỗ trên vỏ +35 0 Ghép bánh răng nghiêng _trục +30 0 +28 -21 +21 +2 Ghép nắp ổ _lỗ +35 0 +242 +120 -120 -207 Ghép vòng chặn mỡ_trục +104 +30 +102 +9 +21 +2 Lắp then trên trục II : Ghép Kiểu ghép Dung sai Khe hở,Độ dôi Ghép then trong mối ghép bánh răng thẳng_trục 0 -43 +43 -43 0 -43 Ghép then trong mối ghép bánh răng nghiêng _trục 0 -36 +36 -36 0 -36 TÀI LIỆU THAM KHẢO 1 . TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ ( TRỊNH CHẤT –LÊ VĂN UYỂN) Nhà xuất bản giáo dục – Tập 1,2. 2 . CHI TIẾT MÁY ( NGUYỄN TRỌNG HIỆP) Nhà xuất bản giáo dục – Tập 1,2. 3 . BẢN VẼ CHI TIẾT MÁY 4 . HƯỚNG DẪN HOÀN THÀNH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY