Đồ án Chi tiết máy - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí

...... 24 3.1. Thiết kế trục ............................................................................................... 24 3.1.1. Các lực tác dụng lên trục ........................................................................ 24 3.1.2. Tính sơ bộ đƣờng kính trục .................................................................... 25 3.1.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực ......................... 25 3.1.4. Xác định đƣờng kính và chiều dài các đoạn trục ................................... 26 3.1.5. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi ........................................................... 31 3.1.6. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh ........................................................... 35 3.1.7. Kiểm nghiệm trục về độ cứng ................................................................ 36 3.2. Tính chọn ổ lăn ........................................................................................... 37 3.2.1. Tính chọn ổ lăn cho trục 1 ...................................................................... 37 3.2.2. Chọn ổ cho trục 2 ................................................................................... 40 3.2.3. Chọn ổ cho trục 3 ................................................................................... 41 3.3. Tính chọn then ............................................................................................ 43 3.3.1. Kiểm tra điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt ................................... 44 CHƢƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP ..................................................................................... 45 4.1. Thiết kế các kích thƣớc của vỏ hộp ............................................................ 45 4.1.1. Chọn bề mặt ghép nắp và thân ............................................................... 45 4.1.2. Xác định các kích thƣớc cơ bản của vỏ hộp ........................................... 45 4.1.3. Một số chi tiết phụ .................................................................................. 46 TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 3 4.1.4. Chọn các chế độ lắp trong hộp giảm tốc ................................................ 48 KẾT LUẬN ....................................................................................................... 50 TÀI LIỆU THAM KHẢO: ................................................................................ 51 TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 4 LỜI NÓI ĐẦU Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chƣơng trình đào tạo kỹ sƣ cơ khí. Đồ án môn học Chi Tiết Máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hoá lại các kiến thức của các môn học nhƣ: Chi tiết máy, sức bền vật liệu, dung sai, chế tạo máy, vẽ kỹ thuật ... đồng thời giúp sinh viên làm quen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này Hộp giảm tốc là một cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trục tiếp, có tỷ số truyền không đổi và đƣơc dùng để giảm số vòng quay, tăng momen xoắn. Với chúc năng nhƣ vậy, ngày này hộp giảm tốc đƣợc sử dụng rộng rãi trong ngành cơ khí, luyện kim, hoá chất, công nghiệp đóng tàu, đầu máy toa xeTrong giới hạn môn học em đƣợc giao nhiệm vụ thiết kế hệ dẫn động xích tải sử dụng hộp giảm tốc trục vít hai cấp. Trong quá trình làm đồ án đƣợc sự giúp đỡ tận tình của các thầy (cô) trong bộ môn ,đặc biệt là thầy Trần Ngọc Hiền đã giúp đỡ em hoàn thnahf đồ án môn học của mình. Đây là đồ án đầu tiên của khoá học và với trình độ cũng nhƣ thời gian có hạn nên trong quá trình thiết kế em không thể tránh khỏi những sai xót, em rất mong nhận đƣớcự góp ý của các thầy (cô) trong bộ môn để em thêm hiểu biết hơn. Em xin chân thành cám ơn! Ngày 15/12/2016 Sinh viên thực hiện Võ Bá Vƣơng TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 5 CHƢƠNG 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 1.1. Chọn động cơ điện 1.1.1. Chọn kiểu động cơ Chọn loại động cơ xoay chiều không đồng bộ ba pha rôto lồng sóc. Loại này dùng phổ biến trong các ngành công nghiệp, với hệ dẫn động cơ khí (hệ dẫn động băng tải, xích tải, vít tải,... dùng với các hộp giảm tốc). 1.1.2. Xác định công suất động cơ Công suất trên trục động cơ đƣợc xác định theo công thức: Pct = Pt /η trong đó: Pct – công suất cần thiết trên trục động cơ, kW Pt – công suất trên trục máy công tác, kW 3 3. /10 6000.0,06 /10 0,36 ( )t lv tP P F v kW    η – hiệu suât của các bộ phận trong hệ dẫn động 1 2 3 4 . . . .....      trong đó: 1 2 3 4, , , ,.....    : là hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ trong hệ thống dẫn động. Theo sơ đồ đề bài thì : 2 3. . .ol x ktv      tv : hiệu suất của bộ truyền trục vít: tv =0,4 ol : hiệu suất một cặp ổ lăn: ol =0,995 x : hiệu suất của bộ truyền xích: x =0,97 k : hiệu suất của khớp nối: k =0,1  2 30,4 .0,995 .0,97.1 0,153   TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 6 0,36 / 0,153 2,36 ( )ctP kW   Hệ số xét đến sự thay đổi tải không đều β:     2 2 2 2 2 0 0 3 31 1 2 2 1 1 1 1 1 4 2 22 2 . . . . . 8,3.10 4 2 2 1,5 . 1 . (0,7) . 0,5 . 0,83 8 8 8 8 i i ck ck ck ck ck T t T t T tT t T t T t T t T t T t T t                                           2,36.0,83 1,96 ( )ctP kW   1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ Số vòng quay của trục máy công tác: 3 360.10 . 60.10 .0,06 3,6 ( / ) 10.100 lv v n v ph zt    Tỷ số truyền toàn bộ của hệ thống ut ut = uh.ux với: uh – tỷ số truyền của hộp giảm tốc trục vít hai cấp ux – tỷ số truyền của bộ tuyền xích tra bảng 2.4 [1] ta chọn nhƣ sau: uh = 400 ux = 2 vậy ut = 800 Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nlv.ut = 3,6.800 = 2880 1.1.4. Chọn động cơ thực tế Tra bảng P1.2 [1] ta chọn động cơ DK.42 – 2 với các thông số: Công suất: 2,8 kW, Số vòng quay: n = 2880 (vg/ph) Tk / Tdn = 2,5 Tmax / Tdn = 0,04 1.1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 7 Kiểm ta điều kiện mở máy và điều kiện quá tải của động cơ vừa chọn: 2,8 1,96 2880 dc ct dc sb P P n n      mm k dn T T T T   thỏa mãn điều kiện mở máy và điều kiện quá tải của động cơ. 1.2. Phân phối tỷ số truyền Tỷ số truyền chung của toàn bộ hệ thống: 2880 800 3,6 dc lv n u n     1.2.1. Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc Ký hiệu: uh là tỷ số truyền của hộp giảm tốc ung là tỷ số truyền ngoài hộp giảm tốc Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: ng xu u Ta chọn 2; 2x ngu u   1.2.2. Tỷ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc .h ngu u u  800 400 2 h ng u u u     400hu   1 2 19 21,05 u u    với u1: tỷ số truyền cấp nhanh u2: tỷ số truyền cấp chậm 1.2.3. Tính toán các thông số trên trục TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 8 Trục Thông số Đ/cơ Trục vít 1 Trục vít 2 Trục 3 Công tác Công suất (kW) 2,8 2,786 1,11 0,442 0,36 Tỷ số truyền (-) 1 19 21,05 2 Số vòng quay (v/ph) 2880 2880 151,579 7,21 3,605 Momen (Nmm) 9284,72 9238,3 69933,83 585450,76 953675,45 TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 9 CHƢƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 2.1. Thiết kế bộ truyền xích 2.1.1. Chọn loại xích Chọn loại xích con lăn 2.1.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích Số răng đĩa xích nhỏ (chủ động): z1 = 10 Số răng đĩa xích bị động: z2 = z1.ux = 10.2 =20 < 120 Bƣớc xích: t = 100 Ta có: Pt = P.k.kz.kn Với kz = 25/z1 = 25/10 = 2,5 kn = 50/3,605 = 13,8696 k = kokakđckbtkđkc = 1.1.1.1,1.1,2.1,25 = 1,7875 do đó : Pt = 0,36.1,7875.2,5.13,8696 = 22.312 kW Theo bảng 5.5 [1] với n01 = 50 (vg/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bƣớc xích p = 50.8 (mm) thoả mãn điều kiện bền mòn: Pt < [P] = 22,9 đồng thời p < pmax Khoảng cách trục: a = 30.50,8 = 1524 (mm) Số mắt xích: x = 2a/p + 0,5(z1 + z2) + (z2 – z1) 2p/(4π2a) = 2.1524/50,8 + 0,5(10 + 20) + (20 - 10) 2.50,8/(4.π2.1524) = 75,08 Vì số mắt xích là chắn nên x = 76 Tính lại khoảng cách trục: 2 2 2 1 2 1 2 10,25 {x 0,5( ) [ 0,5( )] 2[(z ) / ] }c ca p z z x z z z         2 20,25.50,8{76 0,5(20 10) [76 0,5(20 10)] 2[(20 10) / ] } 1598         Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta giảm a một lƣợng bằng: TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 10 (0,002...0,004) 3,196...6,392a a   ta chọn là 6 Do đó a = 1592 (mm) Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây 1 1 / (15 ) 10.3,605 / (15.78) 0,031i z n x   < [i] = 15 2.1.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền / ( ) [ ]d t o vs Q k F F F s    trong đó: Q – tải trọng phá hỏng, N ; tra bảng 5.2 ta có Q = 226,8.103 N kđ – hệ số tải trọng động, kđ = 1,7 Ft – lực vòng, Ft = 6000 N Fv – lực căng do lực ly tâm sinh ra, N; Fv = qv 2 = 9,7.0,06 2 = 0,035 (N) Fo – lực căng do trọng lƣợng nhánh xích bị động sinh ra, N Fo = 9,81.kfqa = 9,81.4.9,7.1,592 = 606 (N) [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 7 Do đó: 3226.10 / (1,7.6000 606 0,035) 20,91s     > [s] = 7 Vậy xích đảm bảo điều kiện bền 2.1.4. Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục a) Xác định các thông số của đĩa xích Đƣờng kính vòng chia của đĩa xích: 1 1/ sin( / ) 50,8 / sin( /10) 164,4d p z    (mm) 1 2/ sin( / ) 50,8 / sin( / 20) 324,74d p z    (mm) Vật liệu chế tạo đĩa xích thép 45, phƣơng pháp nhiệt luyện là tôi, ram. Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích: TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 11 0,47 ( ) / ( ) [ ]H r t d vd d Hk F K F E Ak    trong đó: [σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa, [σH] = 900 (MPa) Ft – lực vòng, Fvd – lực va đập trên m dãy xích, Fvd = 13.10 -7 n1p 3 m = 13.10 -7 .3,605.50,8 3 .1 = 0,614 (N) kd – hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1 Kd – hệ số tải trọng động, Kd = 1,2 kr – hệ số kể đến ảnh hƣởng của số răng đĩa xích, kr = 0,6 E – modun đàn hồi, MPa, E = 2,1.105 A – diện tích chiếu của bản lề, A = 645 (mm2) Do đó: 50,47 0,6(6000.1,2 0,614)2,1.10 / (645.1) 557,43 [ ]H H     b) Lực tác dụng lên trục Fr = kx.Ft với: kx – hệ số kể đến trọng lƣợng xích, kx = 1,15 do đó: Fr = 1,15.6000 = 6900 (N) 2.2. Thiết kế bộ truyền trục vít cấp nhanh Các thông số đầu vào: P = 2,786 kW; n = 2880 (vg/ph); u = 19; T = 9238,3 (Nmm) Số giờ làm việc : 23360 (giờ) 2.2.1. Tính sơ bộ vận tốc trượt 3 23 1 1 1 3 23 8,8.10 8,8.10 2,786.19.2880 7,45 / sbv Pu n m s      Với vsb = 7,45 > 5, nên ta dùng đồng thanh thiếc để chế tạo bánh vít, cụ TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 12 thể là đồng thanh thiếc kẽm chì ЂpOЦC 5-5-5, có σb = 250 (MPa), σch = 100 (MPa). Chọn vật liệu chế tạo trục vít là thép carbon trung bình 45 đƣợc tôi bề mặt đạt độ rắn 50 HRC, sau đó thấm than, bề mặt ren trục vít đƣợc mài và đánh bóng. 2.2.2. Xác định ứng suất cho phép a) Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] = [σHO]KHL trong đó: [σHO] - ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 10 7 chu kỳ [σHO] = 0,9.σb = 0,9.250 = 225 (MPa) KHL – hệ số tuổi thọ, 78 10 / HHL EK N với NHE – là số chu kỳ thay đổi ứng suất tƣơng đƣơng     4 2 2 2max 4 44 7 60 4 2 2 =60.23360. 1 0,7 0,5 8 8 8 122298642,2 12,23.10 151,579 i HE i i T N n t T                  do đó: 7 78 10 / (12,23.10 ) 0,73HLK   Ta đƣợc: [σH] = 225.0,73 = 164,25 (MPa) b) Ứng suất uốn cho phép Với bánh vít bằng vật liệu đồng thanh thiếc ứng suất uốn cho phep đƣợc xác định theo công thức: [F] = [F0].KFL Với: [F0] =0,25b + 0,08ch = 0,25.250+0,08.100 = 70,5 (MPa) Hệ số tuổi thọ: 6 9 10 FL FE K N  TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 13 Trong đó:     9 2 2 2max 9 99 7 60 4 2 2 60.23360. 1 0,7 0,5 8 8 8 108473612,6 10 151,57 0 9 ,85.1 i HE i i T N n t T                    6 9 7 10 0,594 10,85.10 FLK    [F] = 70,5.0,594 = 41,877 (MPa). Ứng suất cho phép khi quá tải Với bánh vít đồng thanh thiếc: [H]max = 4ch =4.100 = 400 (MPa) [F]max = 0.8ch =0,8.100 = 80 (MPa) 2.2.3. Xác định các thông số cơ bản a) Xác định khoảng cách trục Với u = 19; chọn Z1 = 2  Z2 = u.Z1 =19.2 = 38 (răng); Với Z1 = 2, chọn sơ bộ hiệu suất η = 0,78, T2 = 69933,83 (Nmm) Tính sơ bộ q: q = 0,3Z2 = 0,3.38 = 11,4. Theo bảng 7.3 chọn q = 12,5 Chọn sơ bộ KH = 1.3 Tính sơ bộ khoảng cách trục:     2 23 2 2 2 3 170 [ ] 170 69933,83.1,3 38 12,5 88,57 ( ) 38.164,25 12,5 H w H T K a Z q Z q mm                  TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 14 Theo tiêu chuẩn SEV229 – 75 ta lấy aw =100 mm. b) Xác định môđun Mô đun dọc của trục vít đƣợc xác định: 2 2 2.100 3,96 12,5 38 wam q z      Tra bảng 7.3 [1] ta chọn m = 4 Tính lại khoảng cch trục: aw = 0,5m(Z2 + q) = 0,5.4(38 + 12,5) = 101 (mm); Chọn aw =100mm. Tính hệ số dịch chỉnh: x= aw/m - 0,5(q+Z2) = 100/4 - 0,5(12,5+38)= - 0,25 (mm); và - 0,7 < x < 0,7  thoả mãn điều kiện dịch chỉnh. 2.2.4. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 3 2 2 2 170 . [ ]HH H w Z q T K Z a q          (*) Vận tốc trƣợt tính theo công thức: vs =  dw1 n1 /(60000.cos w) trong đó: w = arctg [Z1/(q + 2x)] = arctg[2/(12,5 – 2.0,25)] = 9,46 dw1 = (q + 2x)m = (12,5 – 2.0,25)4 = 48 (mm)  vs = .48.2880/(60000.cos 9,46) = 7,34 (m/s). Nhƣ vậy vật liệu đã chọn làm bánh vít phù hợp với điều kiện làm việc; Với [H] = 164,25 (MPa) TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 15 Theo bảng 7.4[1]: f = 0,0189; υ = 1,0806 Góc vít trên trục chia:  = arctg(Z1/q) =arctg(2/12,5) = 9,1 Hiệu suất bộ truyền:  = 0,95tg / tg( + ) = 0,95tg(9,1) / tg(9,1+1,0806) = 0,85 Do đó: T2 = 69933,83.0,85 = 59443,76 (Nmm) Hệ số tải trọng: KH = KH . KHv 3 22 2max 1 1 mH TZ K T               Với:  = 125 (bảng 7.5[1]).      2 2 2 2max 2max 2 4 2 2 1 0,7 0,5 0,8 8 8 8 tb i i i i i T T t n T T t n                3 38 1 1 0,8 1,01 125 Hk           KHv – hệ số tải trọng động, KHv = 1,1  KH = 1,01.1,1 =1,111 Do đó:     3 170 38 12,5 .1,111 38 100 12,5 117 [ ] 164,2 59443,76 5 . H HMPa MPa              Thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc. 2.2.5. Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn 2 2 2 1,4. . . [ ] cos F F F F T Y K b d m      trong đó: KF = KFβ.KFv = KHβ.KHv = 1,01.1,1 = 1,111 – hệ số tải trọng; d2 = mZ2 = 4.38 = 152 (mm) – đƣờng kính vòng chia bánh vít; TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 16 b2 – chiều rộng bánh vít, b2 ≤ 0,75da1 = 0,75m(q + 2) = 0,75.4(12,5 + 2) = 43,5 (mm) ta chọn b2 = 20 (mm) YF – hệ số dạng răng, với Zv = 39,5, tra bảng 7.8[1] ta đƣợc YF = 1,55 Do đó : 1,4.59443,76.1,55.1,11 12 [ ]=41,877 (MPa) 20.152.4.cos9,1 F F    2.2.6. Kiểm nghiêm răng bánh vít về quá tải Để tránh biến dạng dƣ hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không đƣợc vƣợt quá một giá trị cho phép: max max[ ]H H qt HK    max max117. 1,5 143,3 (MPa) < [ ] 400 (MPa)H H    Thoả mãn điều kiện tiếp xúc Để trạnh biến dạng dƣ hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít, ứng suất uốn cực đại không đƣợc vƣợt quá giá trị cho phép max max. 12.1,5 18 < [ ] 80 (MPa)F F qt FK      Thoả mãn điều kiện 2.2.7. Xác định các kích thước hình học của bộ truyền Khoảng cách trục: aw = 100 (mm) Hệ số dịch chỉnh: x = -0.25 Đƣờng kính vòng chia: d1 = 50 (mm); d2 = 152 (mm) Đƣờng kính vòng đỉnh: da1 = 58 (mm); da2 = 158 (mm) Đƣờng kính vòng đáy: df1 = 40,4 (mm0; df2 = 140,4 (mm) Chiều rộng bánh vít: b2 = 20 (mm) Góc ôm: δ = 22,62 TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 17 2.2.8. Nhiệt truyền động trục vít Diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc (với Aq ~ 0,3 A)       1 0 1000 1 0,7 1 0,3t tq d P A K K t t               2 0 0 2 0 0 0 1 1,25 4 2 2 1. 0,7. 0,5. 8 8 8 W0,25; 10 ; 40 ; 70 ; 20 i i ck ck t tq d Pn t t K m C wk t C m C t C                           Khi đó:       21000.2,786 1 0,85 0,322 (m ) 0,7.10 1 0,25 0,3.40 1,25 70 20 A         2.3. Thiết kế bộ truyền trục vít cấp chậm Các thông số đầu vào: P = 1,11 (kW); n = 151,579 (vg/ph); u = 21,05; T = 69933,83 (Nmm) Số giờ làm việc 23360 (giờ) 2.3.1. Tính sơ bộ vận tốc trượt 3 23 2 2 2 3 23 8,8.10 8,8.10 1,11.21,05.151,58 0,715 / sbv P u n m s      Với vsb = 0,715 < 2, nên ta dùng gang để chế tạo bánh vít, cụ thể là gang xám tƣơng đối mềm CҶ 18-36, có σb = 180 (MPa), σch = σbu = 360 (MPa). Chọn vật liệu chế tạo trục vít là thép carbon trung bình 45 đƣợc tôi bề mặt đạt độ rắn 50 HRC, sau đó đƣợc mài và đánh bóng. TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 18 2.3.2. Xác định ứng suất cho phép a) Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] = [σHO]KHL trong đó: [σHO] - ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 10 7 chu kỳ [σHO] = 0,9.σb = 0,9.180 = 162 (MPa) KHL – hệ số tuổi thọ, 78 10 / HHL EK N với NHE – là số chu kỳ thay đổi ứng suất tƣơng đƣơng     4 2 2 2max 4 44 6 7,21 60 4 2 2 =60.23360. 1 0,7 0,5 8 8 8 5817251 5,82.10 i HE i i T N n t T                  do đó: 7 68 10 / (5,82.10 ) 1,07HLK   [σH] = 162.1,07 = 173,34 (MPa) b) Ứng suất uốn cho phép Với bánh vít bằng vật liệu gang, bộ truyền quay 1 chiều [F] = 0,12 σbu = 0,12.360 = 43,2 (MPa) Ứng suất cho phép khi quá tải: với bánh vít làm bằng gang [H]max = 1,5. [σH] = 1,5.173,34 = 260 (MPa) [F]max = 0,6.b = 0,6.180 = 108 (MPa) 2.3.3. Xác định các thơng số cơ bản a) Xác định khoảng cách trục Với u = 21,05; chọn Z1 = 2  Z2 = u.Z1 =21,05.2 = 42,1 (răng); TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 19 Ta chọn 42 T2 = 585450,76 (Nmm) Tính sơ bộ q: q = 0,3Z2 = 0,3.42 = 12,6. Theo bảng 7.3 chọn q = 12,5 Chọn sơ bộ KH = 1.3 Tính sơ bộ khoảng cách trục:     2 23 2 2 2 3 170 [ ] 170 585450,76.1,3 42 12,5 175,2 ( ) 42.173,34 12,5 H w H T K a Z q Z q mm                  ta lấy aw =175 mm. b) Xác định môđun Mô đun dọc của trục vít đƣợc xác định: 2 2 2.175 6,42 12,5 42 wam q z      Tra bảng 7.3 [1] ta chọn m = 6,3 Tính lại khoảng cách trục: aw = 0,5m(Z2 + q) = 0,5.6,3(42 + 12,5) = 172 (mm); Chọn aw =175mm. Tính hệ số dịch chỉnh: x= aw/m - 0,5(q+Z2) = 175/6,3 - 0,5(12,5+42)= 0,53 (mm); và - 0,7 < x < 0,7  thoả mãn điều kiện dịch chỉnh. 2.3.4. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 3 2 2 2 170 . [ ]HH H w Z q T K Z a q          (*) TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 20 Vận tốc trƣợt tính theo công thức: vs =  dw1 n1 /(60000.cos w) Trong đó: w = arctg [Z1/(q + 2x)] = arctg[2/(12,5 + 2.0,53)] = 8,4 dw1 = (q + 2x)m = (12,5 + 2.0,53)6,3 = 85,43 (mm) VÌ vậy: vs = .85,43.151,58/(60000.cos 8,4) = 0,69 (m/s). Nhƣ vậy vật liệu đã chọn làm bánh vít phù hợp với điều kiện làm việc; Với [H] = 173,34 (MPa) Theo bảng 7.4[1]: f = 0,0824; υ = 5,5 Góc vít trên trục chia:  = arctg(Z1/q) =arctg(2/12,5) = 9,1 Hiệu suất bộ truyền:  = 0,95tg / tg( + ) = 0,95tg(9,1) / tg(9,1+5,5) = 0,584 Do đó: T2 = 585450,76.0,584 = 341903,25 (Nmm) Hệ số tải trọng: KH = KH . KHv 3 22 2max 1 1 mH TZ K T               Với:  = 125 (bảng 7.5[1]).      2 2 2 2max 2max 2 4 2 2 1 0,7 0,5 0,8 8 8 8 tb i i i i i T T t n T T t n                3 42 1 1 0,8 1,007 125 Hk           KHv – hệ số tải trọng động, KHv = 1,1 Nên: KH = 1,007.1,1 =1,1077 TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 21      3 170 42 12,5 .1,1077 42 175 12,5 122,5 341903 [ ] 173,34 5 . ,2 H HMPa MPa             thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc. 2.3.5. Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn 2 2 2 1,4. . . [ ]F FF F n T Y K b d m    trong đó: mn = m.cosγ = 6,3.cos(9,1) = 6,22 – mô đun pháp của răng bánh vít; KF = KFβ.KFv = KHβ.KHv = 1,007.1,1 = 1,1077 – hệ số tải trọng; d2 = mZ2 = 6,3.42 = 264,6 (mm) – đƣờng kính vòng chia bánh vít; b2 – chiều rộng bánh vít, b2 ≤ 0,75da1 = 0,75m(q + 2) = 0,75.6,3(12,5 + 2) = 68,5125 (mm) ta chọn b2 = 50 (mm) YF – hệ số dạng răng, với Zv = 43,6 tra bảng 7.8[1] ta đƣợc YF = 1,5 Do đó : 1,4. .1,5.1,1077 9,7 [ ]=43,2 (MPa) 50.2 3 64,6.6 41903,25 ,22 F F    2.3.6. Kiểm nghiêm răng bánh vít về quá tải Để tránh biến dạng dƣ hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không đƣợc vƣợt quá một giá trị cho phép: max max[ ]H H qt HK    max max122,5. 1,5 150 (MPa) < [ ] 260 (MPa)H H    Thoả mãn điều kiện tiếp xúc Để trạnh biến dạng dƣ hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít, ứng suất TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 22 uốn cực đại không đƣợc vƣợt quá giá trị cho phép max max. 9,7.1,5 14,55 < [ ] 108 (MPa)F F qt FK      Thoả mãn điều kiện 2.3.7. Xác định các kích thước hình học của bộ truyền Khoảng cách trục: aw = 175 (mm) Hệ số dịch chỉnh: x = 0,53 Đƣờng kính vòng chia: d1 = 78,75 (mm); d2 = 264,6 (mm) Đƣờng kính vòng đỉnh: da1 = 91,35 (mm); da2 = 283,878 (mm) Đƣờng kính vòng đáy: df1 = 63,63 (mm0; df2 = 256,158 (mm) Chiều rộng bánh vít: b2 = 50 (mm) Góc ôm: δ = 34,53 2.3.8. Nhiệt truyền động trục vít Diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc (với Aq ~ 0,3 A)       1 0 1000 1 0,7 1 0,3t tq d P A K K t t               2 0 2 0 0 0 0 1 1,25 4 2 2 1. 0,7. 0,5. 8 8 8 0,25; W10 ; 40 ; 90 ; 20 i i ck ck t tq d Pn t t K m C wk m C t C t C                           Khi đó:       21000.1,11 1 0,584 0,254 (m ) 0,7.10 1 0,25 0,3.40 1,25 90 20 A         TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 23 2.3.9. Kiểm tra sai số vận tốc Ta có: 2880 3,60045 (v/ph) 19.21,05.2 dc thuc thuc n n u    Ta có: 3,60045 .100% .100% 0,13% 3,605 3,6 5 4% 0 thucn nn n        TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 24 CHƢƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 3.1. Thiết kế trục 3.1.1. Các lực tác dụng lên trục a) Trục vít số 1( trục vít cấp nhanh) Lực dọc trục: Fa1 = 2T2/d2 = 2.69933,83/152 = 920,2 (N) Lực vòng: Ft1 = Fa1.tg(γ + υ) = 920,2.tg(9,1 + 1,0806) = 165,25 (N) Lực hƣớng tâm: 1 1 2 .cos . .cos cos( ) 920,2.cos(1,0806) . 20.cos(9,1) 335,94 (N) cos(9,1 1,0806) a r r F F F tg tg            Lực tác dụng của khớp nối: ta chọn khớp nối là loại nối trục vòng đàn hồi có: (0,2 0,3).k tF F  với: 1 2 2.9238,3 370 (N) 50 t t T F D    (giá trị của Dt tra bảng 16.10a theo ddc =25 (mm)) (0,2 0,3).370 74 111kF     ta chọn Fk = 100 (N) b) Trục vít số 2 (trục vít cấp chậm) Lực dọc trục: Fa2 = Ft1 = 165,25 (N) Fa3 = Ft4 = 2.585450,76/264,4 = 4428,52 (N) Cả 2 lực này cùng phƣơng cùng chiều nên Fa = 4593,77 (N) Lực hƣớng tâm: 3 3 4 .cos . .cos cos( ) a r r F F F tg         4428,52.cos(5,5) . 20.cos(9,1) 1637,1 (N) cos(9,1 5,5) tg   TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 25 Lực vòng: Ft3 = Fa4 = Fa3.tg(γ + υ) = 4428,52.tg(9,1 + 5,5) = 1153,54 (N) Ft2 = 920,2 (N) c) Trục đầu ra số 3 Lực dọc trục: Fa4 = 1153,54 (N) Lực hƣớng tâm: Fr4 = Fr3 = 1637,1 (N) Lực vòng: Ft4 = Fa3 = 4428,52 (N) Lực tác dụng do bộ truyền ngoài: Fr = 6900 (N) 3.1.2. Tính sơ bộ đường kính trục Ta dùng công thức thực nghiệm để tính: d1 = (0,81,2)dđc = (0,8 1,2).25 = 2030, ta chọn d1 = 25 (mm) với dđc – đƣờng kính trục động cơ điện d2 = (0,30,35)aw = (0,30,35).100 = 3035, ta chọn d2 = 35 (mm) với aw là khoảng cách trục d3 = (0,30,35)aw = (0,30,35).175 = 52,561,25, ta chọn d2 = 55 (mm) 3.1.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Chiều rộng ổ lăn (bo) ta có thể xác định đƣợc gần đúng nhƣ sau : d, mm 25 30 55 bo , mm 17 19 29 Chiều dài may ơ đĩa xích: lm33 = (1,21,5)d3 = 6682,5, ta chọn 70 (mm) Chiều dai may ơ bánh vít trên bộ truyền cấp nhanh: lm22 = (1,21,8)d2 = 3654, ta chọn 40 (mm) Chiều dai may ơ bánh vít trên bộ truyền cấp chậm: lm32 = (1,21,8)d3 = 6699, ta chọn 70 (mm) Chiều dai may ơ nửa khớp nối: lm13 = (1,21,4)d1 = 3035, ta chọn 30 (mm) Khoảng công xôn trên trục 1: lc13 = 53,5 (mm) TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 26 Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp: k1 = 10 Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp: k2 = 10 Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15 Các giá trị khoảng cách: l13 = lc13 = 53,5 (mm) l11 = 284 (mm) l12 = 284/2 = 142 (mm) l22 = 49,5 (mm) l21 = 284 (mm) l23 = 234,5 (mm) l32 = 142 (mm) l31 = 284 (mm) lm33 = 70 (mm) 3.1.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục a) Trục 1 Sơ đồ trục và các lực tác dụng lên trục Phản lực tại các gối đỡ: Tổng các lực tác dụng lên trục theo phƣơng x bằng 0: -Fx0 - Fr1 + Fx1 = 0 (1) Fr1.l12 – Fx1.l11 = 0, do đó: Fx1 = Fr1.l12 / l11 = 335,94.142/284 = 167,97 (N) Ft1 Fa1 Fr1 l12 l11 l13 Fx0Fy0 Fx1 F y1 Fk TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 27 Thế Fx1 và phƣơng trình 1 ta đƣợc: -Fx0 - Fr1 = -167,97 => Fx0 = 503,91 (N) Theo phƣơng y: -Fy0 + Ft1 - Fy1 = 0 (2) Ft1.l12 - Fy1.l11 + Fk.l13= 0, do đó: Fy1 = (Ft1.l12 + Fk.l13 )/l11 = 152,33 (N) Thế vào (2) ta đƣợc: Fy0 = 12,92 (N) Phản lực tổng hợp trên gối đỡ: Fx0 = 504,1 (N); Fx1 = 226,76 (N) Biểu đồ momen: Momen uốn tổng hợp: M11 = M13 = 0 M10 = 19795 (Nmm) M12 = 74794,18 (Nmm) Momen tƣơng đƣơng: Mtđ11 = 8000,6 (Nmm) Mtđ12 = 75220,87 (Nmm) TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 28 Mtđ13 = 8000,6 (Nmm) Mtđ10 = 21350,7 (Nmm) Đƣờng kính trục tại các tiết diện: d11 = d10 = 25 (mm) d12 = 30 (mm) d13 = 22 (mm) b) Trục 2 Sơ đồ trục và các lực tác dụng lên trục Phản lực tại các gối đỡ: Fx1 = 1293,2 (N) Fx0 = 7,96 (N) Fy1 = 1112,9 (N) Fy0 = 960,84 (N) Phản lực tổng hợp tại gối đỡ: Fr1 = 1706,14 (N); Fr0 = 960,87 (N) Biểu đồ momen: Fr2 Fa2 Ft2 Fr4 Ft4 Fa4 Fr3 Fa3 Ft3 l22 l23 l21 Fx0 F y0 Fx1 Fy1 TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 29 Momen uốn tổng hợp: M20 = M21 = 0 M22 = 47563,2 (Nmm) M23 = 84453,95 (Nmm) Momen tƣơng đƣơng: Mtđ20 = Mtđ21 = 60564,5 (Nmm) Mtđ22 = 77008,5 (Nmm) Mtđ23 = 103925,6 (Nmm) Mtđ10 = 21350,7 (Nmm) Đƣờng kính trục tại các tiết diện: d21 = d20 = 30 (mm) d22 = 35 (mm) d23 = 40 (mm) c) Trục 3 Fr2 Fa2 Ft2 Fr4 Ft4 Fa4 Fr3 Fa3 Ft3 Fx0 F y0 Fx1 Fy1 Mx My T 47561,6 55088,6 394,02 64013,4 69933,83 TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 30 Sơ đồ các lực tác dụng lên trục: Phản lực tại các gối đỡ: Fx1 = -818,55 (N) Fx0 = -818,55 (N) Fy1 = 10815 (N) Fy0 = 4749,4 (N) Biểu đồ momen: Momen uốn tổng hợp: Fr4 Ft4 Fa4 l32 l31 l33 Fx0 F y0 Fx1 F y1 Fr 702814,8 483000 116234,1 585450,76 Mx My T Fr4 Ft4 Fa4 Fx0 F y0 Fx1 F y1 Fr TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 31 M30 = 0 M31 = 483000 (Nmm) M32 = 712361,6 (Nmm) M33 = 0 (Nmm) Momen tƣơng đƣơng: Mtđ30 = 507015,2 (Nmm) Mtđ31 = 700252,4 (Nmm) Mtđ32 = 874370,3 (Nmm) Mtđ33 = 507015,2 (Nmm) Đƣờng kính trục tại các tiết diện: d31 = d30 = 55 (mm) d32 = 60 (mm) d33 = 50 (mm) 3.1.5. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Kết cấu trục đảm bảo đƣợc độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau: 2 2 . [ ] j j j j j s s s s s s        trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, chọn [s]=2 sσj và sτj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j 1 aj 1 aj . . . . j dj mj j dj mj s K s K                     Ta có vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb =600 (MPa), 1 0,35 100 0,35.600 100 310 (MPa)b       1 10,58. 0,58.310 179,8 (MPa)     tra bảng 10.7[1] ta có: 0,05 0    TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 32 Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó: aj max 0 W mj j j j M       Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó: max /2 oj/ 2Wmj aj j jT     Các tiết diện nguy hiểm: Trên trục I: tiết diện 12, tiết diện lắp ổ lăn 10 Trên trục II: tiết diện lắp bánh vít 22, tiết diện 23 Trên trục III: tiết diện lắp bánh vít 32, tiết diện lắp đĩa xích 33, tiết diện lắp ổ lăn 31 Chọn lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh vít, bánh đai theo k6 kết hợp với lắp then Momnen cản uốn và momen cản xoắn ứng với các tiết diện trên trục I: Tại tiết diện 12: có d12 =30 (mm), 3 3 312 12 .30 W 2650,7 (mm ) 32 32 d     3 3 312 12 .30 W 5301,4 (mm ) 16 16 o d     Tại tiết diện 10: có d10 = 25 (mm) lắp ổ lăn ta có: 3 3 310 10 .25 W 1533,98 (mm ) 32 32 d     TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 33 3 3 310 10 .25 W 3067,96 (mm ) 16 16 o d     Momen cản uốn và cản xoắn ứng với các tiết diện trên trục II: Tiết diện 22: có d22 = 35 (mm), có rãnh then nên ta có: 3 2 3 2 322 1 22 1 22 22 ( ) .35 10.5(35 5) W 3566,4 (mm ) 32 2 32 2.35 d bt d t d         3 2 3 2 322 1 22 1 22 22 ( ) .35 10.5(35 5) W 7775,63 (mm ) 16 2 16 2.35 o d bt d t d         Tiết diện 23 có d23 = 40 (mm) ta có: 3 3 323 23 .40 W 6283,2 (mm ) 32 32 d     3 3 323 23 .40 W 12566,4 (mm ) 16 16 o d     Momen cản uốn và cản xoắn ứng với các tiết diện trên trục III: Tiết diện 31: có d31 = 55 (mm) 3 3 331 31 .55 W 16333,8 (mm ) 32 32 d     3 3 331 31 .55 W 32667,65 (mm ) 16 32 o d     Tiết diện 32 có d32 = 60, có rãnh then 3 2 3 2 332 1 32 1 32 32 ( ) .60 18.7(60 7) W 24155,2 (mm ) 32 2 32 2.60 d bt d t d         3 2 32 1 32 1 32 32 3 2 3 ( ) W 16 2 .60 18.7(60 7) 45360,95 (mm ) 16 2.60 o d bt d t d          TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 34 Tiết diện 33 có d33 = 50, lắp rãnh then: 3 2 3 2 333 1 33 1 33 32 ( ) .50 14.5,5(50 5,5) W 10747,1 (mm ) 32 2 32 2.50 d t d t d         3 2 33 1 33 1 33 32 3 2 3 ( ) W 16 2 .50 14.5,5(50 5,5) 23018,9 (mm ) 16 2.50 o d bt d t d          Ta có bảng kích thƣớc then, giá trị momen cản uốn, momen cản xoắn ứng với các tiết diện: Tiết diện Đƣờng kính trục b x h t1 W (mm 3 ) Wo (mm 3 ) σa τm =τa 10 25 - - 1533,98 3067,96 12,9 1,5 12 30 - - 2650,7 5301,4 28,2 0,87 22 35 10 x 8 5 3566,4 7775,63 13,3 8,99 23 40 - - 6283,2 12566,4 13,4 5,57 31 55 - - 16333,8 32667,65 29,6 8,96 32 60 18 x 11 7 24155,2 45360,95 29,5 6,45 33 50 14 x 9 5,5 10747,1 23018,9 0 12,7 Ta có: ( / 1)dj x yK K K K     ( / 1)dj x yK K K K     với: Kx = 1,06; Ky = 1 Tra bảng 10.12, Kσ =1,76; Kτ =1,54 (đối với trục II và trục III). Vì trục 1 không có rãnh then nên Kσ và Kτ không xác định. Tra bảng 10.10, ta có hệ số kích thƣớc kể đến ảnh hƣởng của kích thƣớc tiết diện trục đến giới hạn mỏi là: TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 35 ԑσ10 = 0,8; ԑτ10 = 0,85; ԑσ12 = 0,77; ԑτ12 =0,81; ԑσ22 = 0,75; ԑτ22 = 0,795 ԑσ23 = 0,73; ԑτ23 = 0,78; ԑσ31 = 0,69; ԑτ31 = 0,75; ԑσ32 = 0,68; ԑτ32 = 0,745 ԑσ33 = 0,7; ԑτ33 = 0,76 Tiết diện d (mm) Kσd Kτd Sσ Sτ S 10 25 2,26 1,87 10,63 64,1 10,5 12 30 2,34 1,96 4,7 105,4 4,7 22 35 2,4 2,0 9,7 10 6,97 23 40 2,47 2,03 9,4 15,9 8,1 31 55 2,6 2,11 4,03 9,5 3,7 32 60 2,65 2,13 3,97 13,1 3,8 33 50 5,57 2,1 - 6,7 6,7 Hệ số an toàn cho phép thông thƣờng [s] = 1,52,5, từ bảng trên ta thấy các giá trị hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đều thoả mãn điều kiện về độ bền mỏi. 3.1.6. 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 (nhƣ khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Điều kiện kiểm tra độ bền tĩnh: 2 23 [ ]td      trong đó: 3 max / (0,1d )M  3 max / (0,2 )T d  [ ] 0,8 0,8.100 80 (MPa)ch    với σch – giới hạn chảy của vật liệu chế tạo trục nhỏ nhất là σch = 100 (MPa) TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 36 Mmax và Tmax – momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại các tiết diện nguy hiểm lúc quá tải. Ta có bảng giá trị và kết quả tính toán: Tiết diện Đƣờng kính d Mmax Tmax σ τ σtd 10 25 19795 9238,3 12,7 2,96 13,7 12 30 71555,22 9238,3 26,5 1,71 26,7 22 35 47561,6 69933,83 11,1 8,16 17,98 23 40 64013,4 69933,83 10 5,5 13,8 31 55 483000 585450,76 29 17,6 42,1 32 60 702814,8 585450,76 32,5 13,6 40,14 33 50 0 585450,76 0 23,4 40,53 Từ bảng trên ta thấy tại các tiết diện đều đảm bảo điều kiện về độ bền tĩnh. 3.1.7. Kiểm nghiệm trục về độ cứng Vì kích thƣớc trục đƣợc xác định theo độ bền không phải bao giờ cũng đảm bảo độ cứng cần thiết cho sự làm việc bình thƣờng của các bộ truyền và các ổ, cũng nhƣ độ chính xác của cơ cấu. a) Độ cứng võng Khi độ võng f quá lớn sẽ làm cho các bánh răng ăn khớp bị nghiêng, làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, còn khi góc xoay θ quá lớn sẽ làm kẹt các con lăn trong các ổ, vì vậy điều kiện đảm bảo độ cứng uốn sẽ là: f ≤ [f] θ ≤ [θ] trong đó: [f] – độ võng cho phép [θ] – góc xoay cho phép, [θ] = 0,005 rad f1 = 0,018 < [f1] = 0,02; f2 = 0,0231 < [f2] = 0,0315; f3 = 0,024 < [f3] = 0,0315 Góc xoay luôn nhỏ hơn góc xoay cho phép Do đó các trục đảm bảo độ cứng võng TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 37 b) Độ cứng xoắn Độ cứng xoắn có ý nghĩa quan trọng đối với các cơ cấu phân độ, máy phay răng, vì chuyển vị góc làm giảm độ chính xác chế tạo và nhiều tác hại khác, vì vậy cần hạn chế biến dạng xoắn. / ( ) [ ]oTlk GJ   trong đó: G – môđun đàn hồi trƣợt, G = 8.104 MPa Jo – momen quán tính độc cực, Jo = ᴨd 4 /32 (mm 4 ) l – chiều dài đoạn trục đang tính k = 1/[1 - 4γh/d] dùng cho trục có rãnh then [υ] – góc xoắn cho phép Bảng kết quả tính toán: Tiết diện Đƣờng kính d Jo k υ [υ] 10 25 38350 1 0,1’ 10,125’ 12 30 79522 1 0,05’ 10,125’ 22 35 147323 1,84 0,17’ 8,52’ 23 40 251327 1,73 0,1’ 8,52’ 31 55 898360 1 0,29’ 10,62’ 32 60 1272345 1,58 0,2’ 10,62’ 33 50 613592 1,56 0.42’ 10,62’ Kết luận: các tiết diện trên các trục đảm bảo độ cứng xoắn. Vậy các trục trong hộp giảm tốc đảm bảo đủ độ cứng. 3.2. Tính chọn ổ lăn 3.2.1. Tính chọn ổ lăn cho trục 1 Các thông số đầu vào: Số vòng quay: n = 2880 (v/ph) TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 38 Thời gian sử dụng 23360 giờ Phản lực tại các gối: Fr01 = 504,1 (N), Fr11 = 226,76 (N) Đƣờng kính ngõng trục: d = 25 (mm) Lực dọc trục: Fa1 = 920,2 (N) Ta có: 1 0/ 920,2 / 504,1 1,8 0,3a rF F    nên 12 o  Vì có lực dọc trục và tải trọng tác dụng lên ổ là nhỏ nên ta dùng ổ bi đỡ - chặn một dãy cho các gối đỡ 0 và 1 Với kết cấu trục và đƣờng kính ngõng trục d = 30 (mm) ta chọn ổ bi đỡ - chặn một dãy cỡ nhẹ hẹp có kí hiệu 36206 với các thông số nhƣ sau: Đƣờng kính trong của ổ: d = 25 (mm) Đƣờng kính ngoài của ổ: D = 52 (mm) Khả năng tải động: C = 13,1 (kN) Khả năng tải tĩnh của ổ: Co = 9,24 (kN) a) Chọn ổ theo khả năng tải động Khả năng tải động dC đƣợc tính theo công thức: . m dC Q L trong đó: Q – tải trọng quy ƣớc, kN L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m – bậc của đƣờng cong mỏi khi thử về ổ lăn, ta chọn ổ bị nên m = 3 gọi hL là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ: 610 . / (60 )hL L n 6 6.60 /10 23360.60.2880 /10 4036,6hL L n    Xác định tải trọng động quy ước TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 39 Ta có: 01 1( YF ).r a t dQ XVF k k  trong đó: Fr01 và 1aF - tải trọng hƣớng tâm và tải trọng dọc trục, kN V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên V=1 kt - hệ số kể đến ảnh hƣởng của nhiệt độ, ở đây kt = 1 dk - hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] ta đƣợc dk =1 X và Y - hệ số tải trọng hƣớng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, ta có: 0iF / 1.0,9202 / 9,24 0,1a C   0,45e  1/ 0,9202 / (1.0,5041) 1,8 0,45a rF VF e    tra bảng 11.4 ta đƣợc X = 1, Y = 0 Xác định lại lực dọc trục Fa1: 1 0. 0,45.504,1 920,2 1147 (N)a so a r aF F F e F F       (1.1.0,5041 0.1,147).1.1 0,5041 (kN)Q    30,5041. 4036,6 8,03 (kN) < 13,1 (kN)dC   Nhƣ vậy ổ ta chọn ban đầu là thoả mãn khả năng tải động b) Chọn ổ theo khă năng tải tĩnh Điều kiện tải tĩnh của ổ: t oQ C trong đó: 1t o r o aQ X F Y F  tra bảng 11.6 ta đƣợc 0,5 Y 0,47o oX   0,5.0,5041 0,47.1,147 0,79tQ    mà 0,79 < 9,24 (kN)t oQ C  Nên điều kiện về khả năng tải tĩnh của ổ đƣợc đảm bảo. TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 40 3.2.2. Chọn ổ cho trục 2 Các thông số đầu vào: Số vòng quay: n = 151,58 (v/ph) Thời gian sử dụng 23360 giờ Phản lực tại các gối: Fr01 = 960,87 (N), Fr11 = 1706,14 (N) Đƣờng kính ngõng trục: d = 30 (mm) Lực dọc trục: Fa1 = 4593,77 (N) Ta có: 1 1/ 4593,77 /1706,14 2,7 0,3a rF F    nên 36 o  Với kết cấu trục và đƣờng kính ngõng trục d = 30 (mm) ta chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy cỡ trung hẹp có kí hiệu 46306 với các thông số nhƣ sau: Đƣờng kính trong của ổ: d = 30 (mm) Đƣờng kính ngoài của ổ: D = 72 (mm) Khả năng tải động: C = 25,6 (kN) Khả năng tải tĩnh của ổ: Co = 18,17 (kN) a) Chọn ổ theo khả năng tải động Khả năng tải động dC đƣợc tính theo công thức: . m dC Q L trong đó: Q – tải trọng quy ƣớc, kN L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m – bậc của đƣờng cong mỏi khi thử về ổ lăn, ta chọn ổ bị nên m = 3 gọi hL là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ: 610 . / (60 )hL L n 6 6.60 /10 23360.60.151,58 /10 212,45hL L n    TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 41 Xác định tải trọng động quy ước Ta có: 01 1( YF ).r a t dQ XVF k k  trong đó: Fr01 và 1aF - tải trọng hƣớng tâm và tải trọng dọc trục, kN V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên V=1 kt - hệ số kể đến ảnh hƣởng của nhiệt độ, ở đây kt = 1 dk - hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] ta đƣợc dk =1 X và Y - hệ số tải trọng hƣớng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, tra bảng 11.4 ta đƣợc X = 1, Y = 0 (1.1.1,706 0.4,594).1.1 1,706 (kN)Q    31,706. 212,45 1,18 (kN) < 25,6 = C (kN)dC   Nhƣ vậy ổ ta chọn ban đầu là thoả mãn khả năng tải động b) Chọn ổ theo khă năng tải tĩnh Điều kiện tải tĩnh của ổ: t oQ C trong đó: 1t o r o aQ X F Y F  tra bảng 11.6 ta đƣợc 0,5 Y 0,47o oX   0,5.1,706 0,47.4,594 3,01tQ    mà 3,01 < 18,17 (kN)t oQ C  nên điều kiện về khả năng tải tĩnh của ổ đƣợc đảm bảo. 3.2.3. Chọn ổ cho trục 3 Các thông số đầu vào: Số vòng quay: n = 7,21 (v/ph) Thời gian sử dụng 23360 giờ TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 42 Phản lực tại các gối: Fr01 = 4780 (N), Fr11 = 10846 (N) Đƣờng kính ngõng trục: d = 55 (mm) Lực dọc trục: Fa = 1153,54 (N) Ta có: 1 1/ 1153,54 /10846 0,11 0,3a rF F    nên 36 o  Với kết cấu trục và đƣờng kính ngõng trục d = 55 (mm) ta chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy cỡ nhẹ có kí hiệu 211 với các thông số nhƣ sau: Đƣờng kính trong của ổ: d = 55 (mm) Đƣờng kính ngoài của ổ: D = 100 (mm) Khả năng tải động: C = 34 (kN) Khả năng tải tĩnh của ổ: Co = 25,6 (kN) a) Chọn ổ theo khả năng tải động Khả năng tải động dC đƣợc tính theo công thức: . m dC Q L trong đó: Q – tải trọng quy ƣớc, kN L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m – bậc của đƣờng cong mỏi khi thử về ổ lăn, ta chọn ổ bị nên m = 3 gọi hL là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ: 610 . / (60 )hL L n 6 6.60 /10 23360.60.7,21/10 10,11hL L n    Xác định tải trọng động quy ước Ta có: 01 1( YF ).r a t dQ XVF k k  trong đó: Fr01 và 1aF - tải trọng hƣớng tâm và tải trọng dọc trục, kN TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 43 V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên V=1 kt - hệ số kể đến ảnh hƣởng của nhiệt độ, ở đây kt = 1 dk - hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] ta đƣợc dk =1 X và Y - hệ số tải trọng hƣớng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, tra bảng 11.4 ta đƣợc X = 1, Y = 0 (1.1.10,846 0.1,154).1.1 10,846 (kN)Q    310,846. 10,11 23,45 (kN) < 34 = C (kN)dC   Nhƣ vậy ổ ta chọn ban đầu là thoả mãn khả năng tải động b) Chọn ổ theo khă năng tải tĩnh Điều kiện tải tĩnh của ổ: t oQ C trong đó: 1t o r o aQ X F Y F  tra bảng 11.6 ta đƣợc 0,5 Y 0,47o oX   0,5.10,846 0,47.1,154 5,97tQ    mà 5,97 < 25,6 (kN)t oQ C  Nên điều kiện về khả năng tải tĩnh của ổ đƣợc đảm bảo. 3.3. Tính chọn then Ta chọn then bằng với các thông số: Tiết diện Đƣờng kính d, mm Kích thƣớc tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lƣợn của rãnh r b h Trên trục t1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 22 35 10 8 5 3,3 0,25 0,4 32 60 18 11 7 4,4 0,25 0,4 33 50 14 9 5,5 3,8 0,25 0,4 TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 44 3.3.1. Kiểm tra điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt 1 2 [ ] ( ) 2 [ ] d d t c c t T dl h t T dl b          trong đó: d và c - ứng suất dập và ứng suất cắt ta cần tính, MPa d – đƣờng kính trục, d22 = 35 (mm), d32 = 60 (mm) d33 = 50 (mm) T – momen xoắn trên trục, Nmm b, h, t1 – kích thƣớc, mm lt = (0,80,9)lm , lt22 = 35 (mm) ; lt32 = 60 (mm) ; lt33 = 60 (mm) [ ]d - ứng suất dập cho phép, [ ]d = 53 (MPa) [ ]c - ứng suất cắt cho phép, [ ]c = 30 (MPa) Tiết diện Đƣờng kính Ứng suất dập d Ứng suất căt c 22 35 5,03 1,5 32 60 9,7 2,16 33 50 13,3 3,33 Theo bảng trên ta thấy tất cả các giá trị ứng suất dập và ứng suất cắt đều nhỏ hơn giá trị cho phép. Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập và bền cắt. TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 45 CHƢƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP 4.1. Thiết kế các kích thƣớc của vỏ hộp Vỏ hộp giảm tốc là một chi tiết máy quan trọng trong hộp giảm tốc, nó đảm bảo vị trí tƣơng đối giữa các chi tiết máy, các 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 khỏi bụi bặm Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao, khối lƣợng nhỏ, nên ta chọn vật liệu chế tạo vỏ hộp giảm tốc là gang xám có ký hiệu GX15-32 chế tạo bằng phƣơng pháp đúc. Vỏ hộp giảm tốc gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, 4.1.1. Chọn bề mặt ghép nắp và thân Bề mặt ghép của vỏ hộp là đƣờng thẳng đi qua tâm các trục, vì nhƣ thế thì việc lắp ghép các chi tiết sẽ thuận tiện hơn. Bề mặt ghép ta chọn không song song với mặt đế, nhờ đó giảm đƣợc trọng lƣợng và kích thƣớc của hộp và tạo điều kiện bôi trơn tốt cho các cặp bánh răng. 4.1.2. Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp Tên gọi Biểu thức tính toán Giá trị Chiều dày Thân hộp,  0,03. 3 6a    7,5 Nắp hộp, 1 1 0,9.  7 Gân tăng cƣờng Chiều dày, e (0,8 1).e   6 Chiều cao, h 58h  50 Độ dốc 02 2 0 Đƣờng kính Bulông nền, d1 1 0,04. 10 12d a mm   16 (M16) Bulông cạnh ổ, d2 2 1(0,7 0,8).d d  12 (M12) Bulông ghép bích nắp và thân, d3 3 2(0,8 0,9).d d  10 (M10) Vít ghép nắp ổ, d4 4 2(0,6 0,7).d d  8 (M8) Vít ghép nắp cửa thăm, d5 5 2(0,5 0,6).d d  7 (M7) Mặt Chiều dày bích thân 3 3(1,4 1,8)S d  16 TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 46 bích ghép nắp và thân hộp, S3 Chiều dày bích nắp hộp, S4 4 3(0,9 1).S S  15 Bề rộng bích nắp và thân, K3 3 2 (3 5) K K mm   36 Kích thƣớc gối trục Đƣờng kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2 Xác định theo kích thƣớc nắp ổ hoặc tra bảng 18.2 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 2 2 2 (3 5)K E R mm    40 Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 và C (k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ) 2 21,6.E d (không kể chiều dày thành hộp) và 2 21,3R d 3 \ 2C D nhƣng phải đảm bảo k 1,2d2 E2 = 19 R2 =16 Chiều cao, h Xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thƣớc mặt tựa h=30 (mm) Mặt đế hộp Chiều dày: khi không có phần lồi S1 S1=(1,41,7)d1 25 Chiều dày: khi có phần lồi Dd, S1 và S2 Dd xác định theo đƣờng kính dao khoét S1 = (1,41,7)d1 S2 = (11,1)d1 S1 = 25 S2 = 17 Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q K1 = 3d1 và q  K1 + 2 K1 = 48 q = 64 Khe hở giữa các chi tiết Giữa bánh răng với thành trong hộp (1 1,2)   10 Giữa đỉnh răng lớn và đáy hộp (3 5)   và phụ thuộc loại hộp giảm tốc, lƣợng dầu bôi trơn trong hộp 38 Giữa mặt bên các bánh răng với nhau   10 Số lƣợng bulông nền Z ( ) / (200 300)Z L B   L. B: chiều dài và chiều rộng của hộp Z = 6 4.1.3. Một số chi tiết phụ a) Bulông vòng hoặc móc vòng Ta chọn bulông vòng với các thông số sau: TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 47 Ren, d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l≥ f b c x r r1 r2 Trọng lƣợng nâng đƣợc M10 45 25 10 25 15 22 8 6 21 2 12 1,5 3 2 5 4 250(kG) b) Cửa thăm Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp ta thiết kế một cửa thăm, đƣợc đậy bằng nắp, trên nắp ta lắp thêm nút thông hơi. Ta chọn cửa thăm có các kích thƣớc nhƣ sau : A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lƣợng 100 75 150 100 125 - 87 12 M8x22 4 c) Nút thông hơi Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp. Đƣợc lắp trên nắp cửa thăm L r1 120° d5 h 2 d r2 b d4 d3 d2 d1 d c f h 45 ° TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 48 Ta chọn nút thông hơi với các thông số kích thƣớc nhƣ 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 4.1.4. Chọn các chế độ lắp trong hộp giảm tốc Bảng thống kê các kiểu lắp trong hộp giảm tốc: Stt Tên chi tiết – bộ phận Kiểu lắp Sai lệch giới hạn (µm) Hệ lỗ Hệ trục 1 Bánh vít lắp trên trục 7 35 6 H k  +25 0 +15 +2 7 60 6 H k  +30 0 +18 +2 2 Trục lắp với ổ lăn 25 6k 0 +15 +2 30 6k 0 +18 +2 55 6k 0 +8 +2 3 ổ lăn lắp với vỏ hộp H7 52 11d  +30 0 -100 -290 H7 72 11d  +30 0 -100 -290 ØG O P N C E D R M L I ØA R H B ØQ ØA TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 49 H7 100 11d  +35 0 -120 -340 4 Then lắp trên trục 9 10 8 E h +61 +25 0 -27 9 14 8 E h +75 +32 0 -27 9 18 8 E h +81 +32 0 -27 5 Vòng chắn dầu lắp trên trục 8 25 6 D k  +98 +65 +15 +2 8 30 6 D k  +119 +80 +18 +2 8 55 6 D k  +119 +80 +18 +2 6 Nối trục vòng đàn hồi 25 6k 0 +15 +2 7 Trục lắp đĩa xích 7 50 6 H k  +25 0 +18 +2 8 Bạc lót trục 8 25 6 F k  +53 +20 +15 +2 8 55 6 F k  +64 +25 +18 +2 TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 50 KẾT LUẬN Hộp giảm tốc là một cơ cấu truyền động quan trọng trong nhiều ngành, nhiều mô hình, nhiều phƣơng thức truyền động, ví dụ nhƣ là dùng trong các cơ cấu băng tải, dây chuyền trong các phân xƣởng, xí nghiệp hay trong nông nghiệpnó giúp đảm bảo sự vận hành êm cho các cơ cấu khác đằng sau nó. Thiết kế hệ dẫn động băng tải nói riêng và thiết kế các hệ dẫn động cơ khí nói chung giúp sinh viên nhớ lại kiến thức, củng cố nâng cao kiến thức và tƣ duy tính toán trong việc thiết kế, cũng nhƣ trong việc chế tạo các chi tiết các bộ phận để hợp thành một cơ cấu máy hoàn chỉnh và hoạt động đƣợc. Trong quá trình tính toán, thiết kế sinh viên không tránh khỏi những sơ suất và lỗi sai ngoài ý muốn, vì vậy mong thầy (cô) giúp đỡ chỉ bảo và tạo điều kiện để sinh viên có thể hoàn thiện đồ án một cách tốt nhất và đạt kết quả cao nhất cũng nhƣ là nắm vững những kiến thức để phục vụ trong quá trình làm việc sau này một cách nhuần nhuyễn và tốt nhất. Cuối cùng sinh viên xin cám ơn các thầy (cô) trong bộ môn đặc biệt là thầy Trần Ngọc Hiền đã giúp đỡ sinh viên hoàn thành đồ án này một cách tốt nhất. TRƢỜNG ĐẠI HỌC GTVT ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY SVTH: VÕ BÁ VƢƠNG 51 TÀI LIỆU THAM KHẢO: [1] Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (tập I và II – Trịnh Chất và Lê Văn Tuyển, NXB Giáo Dục) [2] Dung sai và lắp ghép (Ninh Đức Tốn, NXB Giáo Dục) [3] Chi tiết máy (tập I và II - Nguyễn Trọng Hiệp, NXB Giáo Dục)