Đồ án Hay về thiết kế chi tiết máy

B/PHẦN THUYẾT MINH PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC 1.1/ Chọn động cơ. 1.1.1/ Xác định công suất yêu cầu trên trục động cơ. Công suất trên trục công tác: Pct= Công suất yêu cầu trên trục động cơ: Pyc=bPct/h. Trong đó: h là hiệu suất truyền động. b :Hệ số thay đổi tải trọng Hiệu suất truyền động: h = hxích..hmổlăn.hkbánhrăng .hkhớp nối. m: số cặp ổ lăn (m=4) k: số cặp bánh răng (k=2); tra bảng 2.3 TTTKHĐCK ta có hiệu suất của bộ truyền xích để hở: hxích.=0,93 hiệu suất của các cặp ổ lăn: hổlăn.=0,995 hiệu suất của các bộ truyền bánh răng trụ : hbánhrăng =0,97 hiệu suất của nối trục đàn hồi: hkhớp nối=0,99 vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống là h=0,93.0,9954.0,972.0,99=0,849 Hệ số thay đổi tải trọng: b = Công suất yêu cầu trên trục động cơ là: Pyc=bPct/h=0,906.2,55/0,849=2,721(Kw). 1.1.2. Xác định tốc độ vòng quay đồng bộ của trục động cơ: Số vòng quay trên trục công tác: nct= trong đó: v là vận tốc băng tải, D là đường kính tang. số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb=nct.usb= nct.ux(sb) .uh(sb) với .ux(sb) là tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (bộ truyền xích) chọn ux(sb)=3 ( tra bảng 2.4 Tr21) uh(sb) là tỷ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc. uh(sb)=u1.u2=18 (tra bảng 2.4 Tr21) vậy số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb=nct.usb= nct.ux(sb) .uh(sb)=26,044.3.18=1406,4(vòng/phút) 1.1.3. Chọn động cơ: động cơ được chọn phải thỏa mãn điều kiện: : Pđc Pyc , nđc » nsb và tra bảng P1.3 Tr 237 ta chon động cơ có ki hiệu 4A100S4Y3 có: công suất: Pđc=3Kw vận tốc : nđc=1420vòng/phút cosφ=0,83 hiệu suất: h%=82 tỷ số:Tmax/Tdn=2,2 và TK/Tdn=2,0>Tmm/T1=1,3 đường kính trục động cơ : dđc=28 mm 1.2. Phân phối tỷ số truyền. Tỷ số truyền chung:uc=nđc/nct=1420/26,044=54,523. Chọn ung=3 uh=54,523/3=18,174. Ta có: uh=u1.u2. Trong đó: u1 là tỷ số truyền cấp nhanh, u2 là tỷ số truyền cấp chậm Phân phối tỷ số truyềng theo nhiều chỉ tiêu, từ đồ thị bên dưới ta chọn được: u1=5,7 u2=3,188 ux=3 1.3. Tính các thông số. 1.3.1.Số vòng quay: nđc=1420(vòng/phút) n1=1420(vòng/phut) n2=n1/u1=1420/5,7=249,12 (v/p) n3=n2/u2=249,12 /3,188=78,143(v/p) n=n3/ung=78,143/3=26,05(v/p) Sai số tốc độ quay của dộng cơ Công suất của các trục công tác, trục 1, trục 2, truc 3. Pct ==2,55 kW ; kW ; kW; kW; Công suất thực của động cơ phát ra trong quá trình làm việc: Ta thấy công suất động cơ phát ra trong thực tế lớn hơn không đáng kể so với công suất định mức của động cơ. 1.3.2. Mômen của động cơ, các trục 1 , 2, 3 và của trục công tác. Tđc = 9,55. 106. N.mm. TI’ = N.mm. TII = N.mm. TIII = 9,55. 106. N.mm. Tct = 9,55. 106. N.mm. Từ những kết quả tính toán trên ta có bảng sau: Trục Th.số T.S truyền Động cơ I II III Công tác 1 U1 = 5,7 U2= 3,188 Ux=3 P(kW) 3,005 2,96 2,856 2,756 2,55 n (vg/ph) 1420 1420 249,12 78,143 26,05 T(N.mm) 20210 9953,5 109484,6 336815,8 934836,9 PHẦN 2. TÍNH TOÁN, THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY. 2.1 TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 2.1.1. Chọn vật liệu: Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế,thuận tiện trong việc gia công chế tạo , ở đây ta chọn vật liệu làm các bánh răng như nhau Với Cụ thể chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện Bánh nhỏ : HB=241…285 có Chọn HB1=250 Bánh răng lớn : Chọn HB2=235 2.1.2.Ứng suất cho phép 2.1.2.1.Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] theo công thức 6.1 và 6.2: Trong đó: ZR -hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng làm việc Zv - hệ xố xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh ăng YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám bề mặt răng YS –hệ số xét đến độ hạy của vật liệu đối với tập chung ưngs suất KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Tính thiế kế, ta lấy sơ bộ KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng của đặt tải, do tải một chiều nên KFC=1 SH, SF –hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. tra bảng 6.2 ta có : SH=1,1; SF=1,75. -Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kì cơ sở Ta có . KHL, KFL -hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo công thức 6.3 và 6.4: mH, mF-bậc của đường cong mỏi khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn. Vì HB < 350: mH = 6, mF = 6. NHO, NFO – số chu kì ứng suất khi thử về độ bền tiếp xúc và uốn. NFO=4.106. NHE, NFE - số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Do tải trọng thay đổi nên ta có: NHE =60c(Ti/Tmax)3niti NHE =60cni/uj. ti(Ti/Tmax)3ti/tck NFE =60c(Ti/Tmax)6niti NFE =60cnj/uj. ti(Ti/Tmax)6ti/tck c- số lần ăn khớp trong một vòng quay (c=1) ni- số vòng quay trục thứ j trong 1 phút ở chế độ thứ i ti- thời gian làm việc ở chế độ thứ i Ih=ti - Tổng số giờ làm việc (thời hạn phục vụ) . Ih=11500h Với bộ truyền cấp nhanh bánh trụ răng nghiêng. Ta có: >NHO1=1,71.107 do đó KHL1=1 ứng suất tiếp xúc ( sơ bộ) cho phép : . KHL1/SH Với SH= 1,1 1sb=570.1/1.1=518,2 MPa 2sb=540.1/1.1=490,9 MPa Suy ra m12=(1sb+2sb)/2=(518,2+490,9)/2=504,55 MPa Ta thấy m12<1,252 =613,625 do đó KFL1=1 ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép . KFL/SF 1sb=450.1/1,75=257,14 MPa 2sb=423.1/1,75=241,7 MPa Tương tự với bộ truyền cấp chậm , bánh trụ răng thẳng, ta có: do đó KHL2 =1; ứng suất tiếp xúc (sơ bộ)cho phép : . KHL2/SH 3sb=570.1/1,1=518,2 MPa 4sb=540.1/1,1=490,9 MPa Suy ra m34=(3sb+4sb)/2=(518,2+490,9)/2=504,55 MPa Ta thấy m34<1,254 =613,625 do đó KFL2=1 ứng suất uốn ( sơ bộ) cho phép: . KFL2/SF 3sb=450.1/1,75=257,14 MPa 4sb=423.1/1,75=241,7 MPa 2.1.2.2.Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: 2.1.2.3.Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: 1max=3max=0,8ch1=0,8.580=464 MPa 2max=4max=0,8ch2=0,8.450=360 MPa 2.1.3. Truyền động bánh răng trụ 2.1.3.1. Đối với cấp nhanh. 2.1.3.1.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền. Khoảng cách trục aw1  Theo công thức (6.15a): là mômen xoắn trên trục công tác tương ứng với một cặp bánh răng của bộ phân đôi. =9953,5(Nmm) - ứng suất tiếp xúc cho phép. Ka,– hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng. tra Bảng 6.5 ta có: Ka=43; Kd=67,5 -hệ số chọn theo bảng 6.6: .chọn =0,3 - hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính theo sức bền tiếp xúc . Chọn theo bảng 6.7 với =0,53.0,3.(5,7+1)=1.06 Chọn được =1,15 Chọn aw=100 mm Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ dw1: dw1=2.aw/(u1+1)=2.100/(5,7+1)=29,85 (mm) 2.1.3.1.2.Các thông số ăn khớp. - Xác định môđun m: = 12 Theo bảng 6.8: Chọn m12=1,25. -Xác định số răng , góc nghiêng Do vị trí đặt các bánh răng đối xứng để lực dọc trục bị triệt tiêu. Do đó, ta chọn góc nghiêng =400. Công thức 6.31 ta có: số răng bánh nhỏ: Chọn Z1=20 (răng) Số răng bánh lớn =5,7.20=114(răng) Chọn z2= 115 răng Zt1=Z1+Z2=20+115=135 Tỷ số truyền thực: Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: dw1=2aw/(u1+1)=2.100/(5,75+1)=29,63mm; Tính lại góc : =32028’ 2.1.3.1.3.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Công thức 6.33: ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng Bảng 6.5: Zm = 274[MPa]1/3 . ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc - Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở . ở đây : αt –góc profil răng. αtw là góc ăn khớp. đối với bánh răng nghiêng, không dịch chỉnh ta có Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng khớp dọc tính theo công thức: ; với bw là bề rộng vành răng. Khi đó theo công thức (6.36c): . và hệ số trùng khớp ngang εα có thể tính gần đúng theo công thức: KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc Với là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. (tra bảng 6.7). =1,13 -hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng do các đôi răng cùng ăn khớp. tra bảng (6.14). - hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp. Công thức 6.41: . v-vận tốc vòng, tính theo công thức: v=πdw1n1/60000 (m/s) v=3,14.29,63.1420/60000=2,2m/s -hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15: =0,002. go-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=2,2 (m/s) ta chọn cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9. ( tra bảng 6.13) ta có: go = 73.(bảng 6.16) Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ; Với v=2,2(m/s) <5 m/s ta có 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..1,25 , do đó : ZR=0,95; với da< 700mm suy ra KxH=1 Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức 6.1 504,55.0,95.1.1=479,32 Ta thấy H< do vậy bánh răng đủ bền. 2.1.3.1.4. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn . Công thức 6.43: trong đó (hệ số kể đén sự trùng khớp, với εα là hệ số trùng khớp ngang). (hệ số kể đến độ nghiêng của răng). - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng tương đương . Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x=0, ta có: - hệ số tải trọng khi tính về uốn. . - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính bảng 6.7: =1,32. - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc êm là 9, ta có: =1,37. - hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp: . . (bảng 6.15). . (bảng 6.16). v=2,2 (m/s) Vậy: Và: Với m = 1,25, YS = 1,08- 0,0695ln1,25 = 1,065 Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên YR = 1 Do da < 400mm nên KxF = 1 khi đó Þ sF1=60MPa < [sF1]1 = 274 Mpa; và Þ sF2=57,3MPa < [sF2]2 = 257,4 Mpa Do vây bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn. 2.1.3.1.5.Kiểm nghiệm về quá tải: Ứng suất tiếp cực đại: Công thức 6.48: - hệ số quá tải : Ứng suất uốn cực đại công thức 6.49: 2.1.3.1.6. Các thông số hình học và kích thước bộ truyền cấp nhanh : - Khoảng cách trục: aw1 =100[mm]. - Mô đun pháp: m12 = 1,25. - chiều rộng vành răng: bw =30[mm]. - Tỉ số truyền : um12 = 5,75. - Góc nghiêng của răng: = 32028’. - Số răng các bánh răng: z1 = 20 ; z2 = 115 - Hệ số dịch chỉnh: x1 = 0 ; x2 = 0. Theo bảng 6.11: - Đường kính vòng chia : -Đường kính vòng lăn: dw1=2aw1(um12+1)=2.100/(5,75+1)=29,63 mm dw2=dw1.um12=170,37 mm - Đường kính đỉnh răng : - Đường kính đáy răng: -Đường kính vòng cơ sở: db1=d1cosα=29,63.cos200=27,843 mm db2=d2cosα=170,37.cos200=160,095 mm -Góc profil gôc: α= 200; -Góc profil răng: αt= 23020’ -Góc ăn khớp: αtw= 23020’ -Hệ số dịch chỉnh xt1=xt2=0 2.1.3.2. Đối với cấp chậm.( Bánh răng thẳng) 2.1.3.2.1. Các thông số cơ bản của bộ truyền. Khoảng cách trục aw2  Theo công thức (6.15a): T2=109484,6 (Nmm); và tra Bảng 6.5 ta có: Ka=49,5; -hệ số chọn theo bảng 6.6: .chọn =0,5 - hệ số khi xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng khi tính theo sức bền tiếp xúc . Chọn theo bảng 6.7 với Chọn được =1,035 Chọn aw2=140 mm Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ dw3: dw3=2.aw2/(u2+1)=2.140/(3,188+1)=66,86 (mm) Đường kính vòng lăn bánh răng lớn dw4: dw4= dw21.u2=66,86.3,188=213,15 2.1.3.1.2.Các thông số ăn khớp. - Xác định môđun m: m34=(0,010,02) aw2 =1,402,80 Theo bảng 6.8: Chọn m34=2. -Xác định số răng Công thức 6.31 ta có: số răng bánh nhỏ: Chọn z3=33(răng) Số răng bánh lớn Z4=u2.Z3=3,188.33=105,2(răng) Chọn z4=105 răng Zt2=Z3+Z4=33+105=138 Tỷ số truyền thực: Sai lệch tỷ số truyền : Tính lại khoảng cách trục aw: aw2 = m34.(Z3+Z4)/2 = 2.138/2 =138 mm chọn aw2=140 mm Để đảm bảo khoảng cách trục aw2=140 mm ta phải cắt răng có dịch chỉnh . hệ số dịch tâm y: y= aw2/m-0.5.Zt=140/2-0.5.138=1 hệ số ky: ky=1000y/Zt=1000.1/138=7,2. Từ ky ta tra bảng 6.10a được kx=0,449 kx=1000Δy/Zt Δy=0,449.138/1000=0,062 Tổng hệ số dịch chỉnh xt=y+ Δy=1+0,062=1,062 Hệ số dịch chỉnh bánh răng 3 và bánh răng 4: x3=0,5[xt-(Z4-Z3)y/Zt]= 0,5[1,062-(105-33).1/138]=0,27 x4=xt-x3=1,062-0,27=0,792 góc ăn khớp: cosαtw=ztm34cosα/(2aw)=138.2.cos200/(2.140)=0,9263 αtw=2208' 2.1.3.1.3.kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Công thức 6.33: ZM –Hệ số xét đến cơ tính của vật liệu bánh răng Bảng 6.5: Zm = 274[MPa]1/3 . ZH –hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc - Góc nghiêng răng trên mặt trụ cơ sở .=0=0 ở đây : αt –góc profil răng. αtw là góc ăn khớp. Zε-hệ số xét đến sự trùng khớp của hai bánh răng , xác định theo hệ số trùng khớp dọc . =0 ; với bw là bề rộng vành răng. bw3=.aw2=0,5.140=70 Khi đó theo công thức (6.36a): . Với εα -hệ số trùng khớp ngang ,có thể tính gần đúng theo công thức: KH –hệ số tải trọng khi tính toán tiếp xúc Với =1,035 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. (tra bảng 6.7). =1,13 -hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng do các đôi răng cùng ăn khớp. tra bảng (6.14). với vận tốc vòng v, tính theo công thức: v=πdw3n1/60000 (m/s) v=3,14.66,86.249,12/60000=0,872m/s - hệ số kể đến tải trọng động tác dụng lên vùng ăn khớp. Công thức 6.41: T2-momen xoắn trên trục 2. T2=109484,6(Nmm) . -hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15: =0,002. go-hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng tra bảng 6.16, với vận tốc vòng v=0,872 (m/s) ta chọn cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9. ( tra bảng 6.13) ta có: go = 73. Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép ; Với v=0,872(m/s) <5 m/s ta có 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..1,25 , do đó : ZR=0,95; với da< 700mm suy ra KxH=1; Ứng suất tiếp xúc cho phép[σH] được tính theo công thức 6.1 504,55. 0,95.1.1=479,3MPa Ta thấy H<34 do vậy bánh răng đủ bền theo độ bền tiếp xúc. 2.1.3.1.4. kiểm nghiệm răng về độ bền uốn . Công thức 6.43: trong đó (hệ số kể đến sự trùng khớp, với εα là hệ số trùng khớp ngang). (hệ số kể đến độ nghiêng của răng). - hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc vào số răng Z3, Z4 Tra bảng 6.18,với hệ số dịch chỉnh x3=0,27;x4=0,79 ta có: - hệ số tải trọng khi tính về uốn. . - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính tra bảng 6.7 với ψbd=1,11: =1,065. - hệ số xét đến sự phân bố không dều tải trọng cho các đôi răng đồng thời khi tính về uốn bảng 6.14, với cấp chính xác về mức làm việc êm là 9, ta có: =1,37. - hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp: . . (bảng 6.15). . (bảng 6.16). v=0,872 (m/s) Vậy: Và: Với m = 2, YS = 1,08- 0,0695ln2 = 1,032 Chế tạo bánh răng bằng dao phay nên YR = 1 Do da < 400mm nên KxF = 1 khi đó Þ sF3=98,4MPa < [sF]3 = 265,4 Mpa; và Þ sF4=95,5MPa < [sF]4 = 249,4 Mpa Do vậy bánh răng đảm bảo điều kiện bền về uốn. 2.1.3.1.5.Kiểm nghiệm về quá tải: Ứng suất tiếp xúc cực đại: Công thức 6.48: ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng = 479,3MPa; - hệ số quá tải : Ứng suất uốn cực đại công thức 6.49: 2.1.3.1.6. Các thông số hình học và kích thước bộ truyền cấp chậm: - Khoảng cách trục: aw = 140[mm]. - Mô đun pháp: m =2. - chiều rộng vành răng: bw =70[mm]. - Tỉ số truyền : um = 3,182. - Góc nghiêng của răng: = 00. - Số răng các bánh răng: Z3 = 33 ; Z4 = 105. - Hệ số dịch chỉnh: x3 = 0,27 ; x4 = 0,79. Theo bảng 6.11: - Đường kính vòng chia : d3=m34.Z3=2.33=66 mm d4=m34.Z4=2.105=210 mm -Đường kính vòng lăn: dw3=2aw2(um34+1)=2.140/(3,182+1)=66,954 mm dw4=dw3.um34=213,048 mm - Đường kính đỉnh răng : - Đường kính đáy răng: -Đường kính vòng cơ sở: db3=d3cosα=66.cos200=62,02 mm db4=d4cosα=210.cos200=197,335 mm -Góc profil gôc: α= 200; -Góc profil răng: αt= 200 -Góc ăn khớp: αtw= 2208’ -Hệ số dịch chỉnh xt3=0,27;xt4=0,79. Như vậy ta có bảng thông số chính của bộ truyền: Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng Ký hiệu Bộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm Bánh chủ động Bánh bị động Bánh chủ động Bánh bị động Modul. Số răng Hệ số chiều rộng vành răng Chiều rộng vành răng Đường kính vòng chia Đườn kính vòng lăn Đường kính đỉnh răng Đường kính chân răng Đường kính vòng cơ sở Góc nghiêng của răng Hệ số dịch chỉnh m z bw d dw da df db xt 1.25 20 0,3 30 29,63 29,63 32,13 26,505 27,843 32028’ 0 1.25 115 0,3 30 170,37 170,37 172,87 167,245 160,095 32028’ 0 2 33 0,5 70 66 66,954 70,832 62,08 62,02 0 0,27 2 105 0,5 70 210 213,048 216,912 208,16 197,335 0 0,79 2.1.4 Sơ đồ đặt lực chung: Đối với bộ truyền phân đôi cấp nhanh, ta có Fa1+F’a1=0 và Fa2+F’a2=0 Nghĩa là lực dọc trục bị triệt tiêu. 2.2 TÍNH BỘ TRUYỀN XÍCH Các thông số ban đầu: P3=2,756; n3=78,143 vòng/phút; T3=336815,8 2.2.1. Chọn loại xích Vì tải trọng không lớn, và vận tốc nhỏ, nên ta chọn xích ống con lăn. Xích ống con lăn có độ bền cao hơn xích ống và dễ chế tạo hơn xích răng. Được dùng rộng rãi trong kỹ thuật. 2.2.2. Các thông số của bộ truyền xích. Với tỷ số truyền của bộ truyền xích ux=3, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ là: Zx1 = 25 Do đó số răng đĩa xích lớn : Zx2= ux.Zx1 = 3. 25 = 75 < Zxmax =120(thỏa mãn điều kiện xích ăn khớp đúng) Theo công thúc ( 5.3 ) điều kiện đảm bảo chỉ tiâu về độ bền mòn của bộ truyền xích : Pt=P.k.kn. .kz[P] Trong đó : P: công suất cần truyền qua bộ truyền xích .P=2,765 (kw) Theo công thức (5.4) ta có k = kđ.k0.ka.kđc.kbt.kc : trong đó kđ: hệ số tải trọng động. Kđ = 1 (tải trọng êm ) k0 : hệ số ảnh hưởn của kích thước bộ truyền.k0=1 (do đường nối tâm các đĩa xích trùng với phương ngang) ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;ka =1; (chọn a=40p) kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích ; kđc =1 ( điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích) kbt hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn . kbt =1,3 (môi trường làm việc có bụi, bôi trơn đạt yêu cầu) kc : hệ số kể đén chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 (làm việc 2 ca) Þ k = 1. 1. 1. 1. 1,3. 1,25 = 1,625 kn : hệ số vòng quay, số vòng quay của đĩa cơ sở của đĩa nhỏ. Chọn :n03=50vg/ph ® kn=n03/n3=50/78,143 = 0,64 kz : hệ số răng , với Zx1=25 ® kz= 25/Zx1 = 1 Như vậy ta có : Pt = 2,756.1,625.0,64.1= 2,87 kW Tra bảng 5.5 tttk hdđck T1, với n01 =50 vòng/phút.chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p = 25,4 mm đường kính chốt dc=7,95mm chiều dài ống :B=22,61 mm Thỏa mãn điều kiện mòn: Pt[P]=3,20 kW Đồng thời nhỏ hơn bước xích cho phép : p < pmax Khoảng cách trục sơ bộ: a=40p=40.25,4=1016 mm Theo công thức 5.12 số mắt xích: X= Lấy số mắt xích chẵn : Xc = 132 Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13: a*= a*=1021,4mm để xích không chịu lực căng quá lớn ta phải giảm khoảng cách trục một lượng Da = (0,0020,004)a = (0,002. 1021,40,004.1021,4)=2,04,1 mm Chọn Da =3,4mm . Vậy lấy khoảng cách trục : a = 1018 mm Số lần va đập của bản lề xích trong một giây, tính theo công thức (5.14): i = < imax=30 (bảng 5.9) 2.2.3.Tính kiểm nghiệm xích về độ bền. Kiểm nghiệm quá tải theo hệ số an toàn (chịu tải trọng lớn khi mở máy và chịu va đập khi vận hành) Theo công thức (5.15) : S = [S] Trong đó Theo bảng ( 5.2 ) tttk hdđ ck T1, ta có: Q = 56,7 kN ; q1 = 2,6 kg ; Hệ số tải trọng động: kđ = 1,2 do Tmm = 1,3.T1; Ft –lực vòng ; v = = 0,827 m/s Ft =1000P/v = 1000.2,756/0.827 = 3332,5 N Fv :lực căng do lực li tamm gây ra: Fv = q.v2= 2,6. 0,8272 = 1,778N F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra : F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.6.2,6. 1,018 = 156 N (hệ số võng : kf = 6 do bộ truyền nằm ngang) Do đó: S = = Þ S >[S] = 8,2 (theo bảng 5.10) Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền 2.2.4. Đường kính đĩa xích Theo công thức ( 5.17 ) và bảng (3.4), Đường kính vòng chia: d1 = mm d2 = mm đường kính vòng đỉnh đĩa xích da1 = p.[0,5 + cotg(180/Z1)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/25)] = 213,76 mm da2 = p.[0,5 + cotg(180/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(180/75)] = 618,73 mm đường kính vòng chân đĩa xích df1 = d1- 2r = 202,66 –2. 8,0297 = 184,6 mm df2 = 606,56 – 2.8,0297 = 590,6 mm (với r = 0,5025dl + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,0297 mm và dl=15,88 mm (bảng 5.2) Các kích thước còn lại tính theo bảng (13.4) -Kiẻm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: Theo công thức (5.18) : H1= 0,47 Trong đó [sH ]- Ứng suất tiếp xúc cho phép Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện ta có :[sH]=600 Mpa Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.78,143.25,43.1 = 1,665N Hệ số tải trọng động : Kđ=1 (bảng 5.6) Hệ số ảnh hưởng của số răng đến đĩa xích : Kr = 0,41(vì Z1 =25 ) Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (tra bảng (5.12)với xích ống con lăn một dãy) Mô dun đàn hồi: E = 2,1.105 Mpa =593,5 sH1 <[sH] : nghĩa là đĩa xích 1 đảm bảo độ bền tiếp xúc . Tương tự cho đĩa xích 2 với cung vật liệu và chế độ nhiệt luyện. Hệ số ảnh hưởng của số rang đến đĩa xích Kr=0,21 Ta có: =425 MPa<[sH] Đĩa xích 2 cũng đảm bảo độ bền tiếp xúc 2.2.5. lực tác dụng lên trục Theo công thức (5.20): Fr = kx.Ft =1,15.3332,5 = 3832,4 N (kx= 1,15 - do bộ truyền năm ngang ); 2.2.6.Các thông số của bộ truyền xích : Khoảng cách trục : a=1018 mm ; Bước xích : p = 25,4 mm Số răng đĩa xích : Zx1=25 ; Zx2 = 75 ; Số mắt xích : Xc=132 2.3.CHỌN KHỚP NỐI. 2.3.1.Mô men xoắn cần truyền: T=Tđc=20210 Nmm=20,21Nm; Mômen tính Tt=k.T=1,25.20,21=25,26Nm. Trong đó (k là hệ số tải trọng động chọn theo bảng 9-1) 2.3.2. Chọn nối trục. Do trục động cơ nối với trục 1 bằng khớp nối, do vậy đường kính trục 1 phải lấy tối thiểu bằng (0,8…1,2)dđc=(0,8…1,2)28=22,4…33,6.Do vậy ta chọn nối trục có các thông số kích thước chủ yếu sau : Mômen d D d0 l C Chốt vòng đàn hồi nmax xoắn Không quá dc lc Ren Số chốt Z Đk ngoài Chiều dài toàn bộ lv (v/ph) 20,21 18 90 20 51 2 10 19 M8 6 19 15 5600 2.3.3. Chọn vật liệu: Nối trục làm bằng gang CЧ21-40; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng đàn hồi bằng caosu. ứng suất dập cho phép của vòng caosu:[σ]d=2 (N/mm2) ứng suất uốn cho phép của chốt: [σ]u=60(N/mm2) 2.3.4. Kiểm nghiệm sức bền đập của vòng caosu: ; trong đó D0=D-d0-15 2.3.5. Kiểm nghiệm sức bề uốn của chốt: 2.4 TÍNH TRỤC 2.4.1.Thiết kế trục 2.4.1.1. chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi có sb= 850 MPa. Ứng suất xoắn cho phép [t] = 15..30 Mpa 2.4.1.2. Xác định sơ bộ đường kính trục Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k với k =1..3; (mm) => (mm) Chọn d1sb=25mm .theo bảng (10.2) , ta được chiều rộng ổ lăn b10=17mm. => (mm) Chọn d2 = 35, tra bảng (10.2) ta được chiều rộng ổ lăn: b20 = 21mm. => (mm) Chọn b30=45, tra bảng 10.2 ta có chiều rộng ổ lăn b30 = 25 mm. 2.4.1.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực: (Sơ đồ tính khoảng cách ) Trị số các khoảng cách: Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm; Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=15 mm; Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=10mm; Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=15…20mm Với các ký hiệu: k: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc. i: số thứ tự của các tiết diện trên trục trên đó lắp các chi tiết tham gia truyền tải trọng. lki: khoảng cách từ các gối đỡ 0 và 1 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k; lk1: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k; lmki: chiều dầy moay ơ của chi tiết quay thứ i bki: chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k; lcki: khoảng côngxôn trên trục thứ k lcki = 0,5.( lmki +b0) + k3 + hn (Với chiều dài moay ơ đĩa xích: lm33=(1,2…1,5)d3=>lm33=60 mm; Chiều dài moay ơ nửa khớp nối lm=(1,4…2,5)d1 =>lm14=50mm; (b0 là chiều rộng ổ tra theo đường kính trục trung gian); Chiều dài moay ơ bánh răng trụ: lm=(1,2…1,5)dk lm12 = lm13 = 35 mm, lm22 = lm24 = 45 mm, lm23 = 70mm; lm32 =70 mm => lc14 = -(0,5.( lm14 +b20) + k3 + hn )= -(0,5(50+21)+10+15)= -60,5mm lc33 = -( 0,5.( lm33 +b20) + k3 + hn ) = -(0,5(60+21)+10+15)= -65,5mm Từ sơ đồ tính khoảng cách ứng với hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi cấp nhanh và bảng 10.4 ta có: - Trục 2: l22 = 0,5.(lm22 + b0) + k1 + k2 = 0,5.(45 +21)+10+15=58=>l22 =58mm l23=l22+0,5.(lm22+lm23)+k1= 58+0,5.(45+70)+10 =125,5mm l24 = 2l23 - l22 = 2.125,5-58=193mm; l21 = 2l23= 251mm - Trục 3: l32 = l23 =125,5mm ; l31 = l21 = 251mm ; l33 = l31 + lc33 = 251+65,5=316,5mm; 2.4.1.4.Xác định trị số và chiều các lực tác dụng lên trục Ta có sơ đồ đặt lực như hình vẽ: Chọn hệ tọa độ như trên hình vẽ. Theo các thông số tính toán , lực do bộ truyền xích tác dụng lên trục 3 có chiều ngược với phương Oy, có giá trị: Ft =1000P/v = 1000.2,756/0.827 = 3332,5 N 3333N; Các thành phần lực tác dụng lên các chi tiết được biểu diễn trên hình vẽ: Lực tác dụng của khớp nối trục đàn hồi gây ra : Fx14=(0,2 ¸ 0,3)Fr ; Fr=2T1/D0, có phương trùng với phương Ox . D0 là đường kính vòng tròn đi qua tâm các chốt. Tra bảng 16.10a ta có D0=50mm ; => Fx14 = 80…119N=> Fx14=100 N Lực tác dụng khi ăn khớp của các bộ truyền được chia thành 3 thành phần : Fx: Lực vòng Fy: Lực hướng tâm. Fz: Lực dọc trục Trong đó Với trục 1: Fx12= Fx13= Fy12 = Fy13 = Fz12 =- Fz13 = Với trục 2: Fx22 =Fx24 = - Fx12 = 672 N; Fy22 =Fy24 = - Fy12 = 344N; Fz22 = -Fz24 = - Fz12 = -428 N; 3270N; ; Với trục 3: Fx32 = - Fx23 = -3270 N; Fy32 = - Fy13 = - 1330 N; Ft=3333N  2.4.1.5. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. Tính phản lực tác dụng lên các gối đỡ. Với trục 1: do các bánh răng bố trí đối xứng trên trục, nên ta có: Fx11==720N Fx10 = =672+672-720-200=424N Từ đó ta có biểu đồ mônem uốn và các kích thước sơ bộ của trục 1 Mômen tổng uốn và mômen tương đương Mtđkj ứng với các tiết diện. =12100Nmm; Mtđ11=0; Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ. với =67N/mm2 Do trục 1 nối với động cơ thông qua nối trục vòng dàn hồi, trục động cơ có đường kính 28mm, nên ta phải chọn trục có đường kính d>0,8dđc 22mm. mặt khác, đường kính vòng chân răng của các bánh răng chủ động cấp nhanh df=26,505 mm.Vì vậy các bánh răng này sẽ là các bánh răng liền trục. Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng là: d10=d11=25 mm; d12=d13=26mm và d14 =dkn 22mm Khi lắp khớp lên trục ta sử dụng then bằng để truyền mômen xoắn Khi đó, theo TCVN 2261- 77 ta có thông số của các loại then được sử dụng như sau: Tiết diện Đường kính trục Kích thước tiết diện Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 1-4 22 6 6 3,5 2,8 0,16 0,25 Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then. Chọn lt=0,8lm14=40mm Công thức (9.1) ta có: Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2): Với trục 2: N Biểu đồ mônem và các giá trị tương ứng tại các vị trí: Mtđ20=Mtđ21=0 Đường kính trục sơ bộ tại các tiết diện tương ứng: Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép , công nghệ ta chọn đường kính trục các đoạn như sau:d20 = d21 = 25 mm và d22 =d24=30 mm ; d23=35mm Khi lắp các bánh răng lên trục ta sử dụng then bằng. kích thước của các then cho trong bảng sau: Tiết diện Đường kính trục Kích thươc tiết diện Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 2-2,2-4 30 8 7 4 2,8 0,16 0,25 2-3 35 10 8 5 3,3 0,25 0,4 Kiểm nghiệm độ bền của then: Tại tiết diện 2-2&2-4. chọn lt=(0,8..0,9)lm23=>lt=40 mm Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then: Công thức (9.1) ta có: ; Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2): tại tiết diện 2-3 , chọn lt=(0,8..0,9)lm23=>lt=56mm. khi kiểm nghiệm then đủ bền. Với trục 3: Fy31=Ft+ Fy32 +Fy30=3333+1330+203=4460N Khi đó ta có các biểu đồ mômen , các giá trị tuơng ứng trên các vị trí và đường kính sơ bộ tại các tiết diện trục: Ta có: Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng: Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép , công nghệ ta chọn đường kính trục các đoạn như sau: d30 =d31=40mm; d32 = 45 mm, d33 =38mm. Sử dụng then bằng để lắp bánh răng và dĩa xích lên trục. Theo TCVN 2261- 77 ta có các thông số kích thước của các loại then như sau: Tiết diện Đường kính Kích thước tiết diện Chiều sau rãnh then Bán kính góc lượn b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 32 45 14 9 5,5 3,8 0,25 0,4 33 38 12 8 5 3,3 0,25 0,4 Kiểm nghiệm độ bền của then: Tại tiết diện 3-2. Chọn lt=(0,8..0,9)lm32=>lt=56 mm Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then: Công thức (9.1) ta có: ; Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2): Tại tiết diện 3-3. Chọn lt=(0,8..0,9)lm23=>lt=56mm. Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then: Công thức (9.1) ta có: ; Do vậy ta chon cách sử dụng 2 then đặt cách nhau 1800. Khi đó mỗi then chịu 0,75T. Kiểm nghiệm lại ta có: . =>Then đủ bền. 2.4.1.6. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. Trong phần này ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền mỏi cả trục thứ 3, là trục chịu mômen xoắn lớn nhất. Với thép 45 có: , và theo bảng 10.7 ta có: , Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng. ta có : và với (trục có một rãnh then) (trục có hai rãnh then) Nên: Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động. ta có : với nên Với các thông số của then, kích thước trục tại các vị trí nguy hiểm. Ta có: Tiết diện 31 34,8 13,4 32 27,2 10,2 33 0 15,6 Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục. Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục 3 ta thấy các tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng 2 và tiết diện lắp ổ lăn 1. ta kiểm nghiệm tại tiết diện lắp ổ lăn 1, vì tại đây có mômen tương đương lớn hơn và đường kính trục nhỏ hơn. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau: Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho ,[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: ; Trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng sa, tavà sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên xét . Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, đĩa xích, nối trục theo k6 kết hợp lắp then. +Tại tiết diện lắp ổ lăn 3-1. Phương pháp gia 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, hệ số tập chung ứng suất do trạng thái bề mặt: Kx = 1,1 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky=1 Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn, với sb = 850MPa và đương kính tiết diện nguy hiểm ta tra được tỷ số: Ks/es = 2,2 Kt/et =1,72 Xác định các trị số Ksd và Ktd theo công thức( 10.25) và (10.26) và Khi đó tại tiết diện 3-1ta tinh được: Kadj=2,3;=1,82 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss tính theo công thức(10.20) Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo công thức (10.21) Hệ số an toàn s Vậy trục tại tiết diện lắp ổ lăn 3-1 đảm bảo diều kiện bền mỏi. +Tại tiết diện lắp bánh răng 3-2. Theo bảng 10.12 khi dung dao phay ngón, hệ số tập chung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có sb = 850 MPa là Ks = 2,06 và Kt = 1,96. Theo bảng 10.10 với d = 40mm, es = 0,85; et= 0,78 Xác định được tỷ số: Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên tiết diện này: Ks/es= 2,06/0,85 = 2,424 Kt/et= 1,96/0,78 = 2,51 Tiến hành tương tự như trên ta có:ss =5,4; st =7,9 => S=4,46 Tại tiết diện lắp đĩa xích 3-3. ta có: Kt = 1,96; et= 0,79 => Kt/et=2,48 => st =5,2 Do vậy trục 3 đủ bền. Từ các kết quả tính toán trên ta có bảng thống kê sau: Tiết diện lắp Đường kính tiết diện trên trục (mm) Trục 1 Trục 2 Trục 3 Khớp nối 22 Ổ lăn 25 25 40 Bánh răng chủ động 26,5 30 Bánh răng bị động 35 45 Xích 38 2.5. CHỌN Ổ LĂN. 2.5.1.Chọn ổ lăn cho trục vào (trục số 1) của hộp giảm tốc: Lực hướng tâm tại gối: Lực dọc trục: Fat = 0 N Sơ đồ tải: Ft1 Ft0 Với kết cấu trục như đã tính toán ở trên, tải trọng nhỏ và chỉ chịu lực hướng tâm. Ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối này. Tải trọng quy ước: Q = X.V.Fr.kt.kđ X: hệ số tải trọng hướng tâm; X=1. V: hệ số kể đến vòng nào quay, do ổ có vòng trong quay nên V=1. kt : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhịêt độ, trong nhiệt độ làm việc của ổ ta chọn được kt = 1 vì (nhiệt độ t £ 100oC ) kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng, trị số tra được là kđ = 1; Q0 = 1.1.556.1.1 = 556 N Q1 = 1.1.798.1.1 = 798 N Ta tính kiểm nghiệm khả năng tải cho ổ chịu tải lớn hơn, ổ 1: Khả năng tải động Cd được tính theo công thức: M: bậc của đường cong mỏi, m=3; L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ. Với Lh = 11500 giờ Tuổi thọ của ổ lăn: L = Lh.n1.60.10-6 = 11500. 1420. 60. 10-6 = 980 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 0,798. = 7,93 kN. Khả năng tải tĩnh tính toán: Qt = X0.Fr + Y0.Fa = X0.Fr Với X0, Yo: hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, tra trong bảng 11.6 ta có: X0 = 0,6 . Qt = 0,6.0,798 = 0,48 kN C0 =0,48 kN. Với Cd =7,93 và đường kính ngõng trục d = 25mm, Ta tiến hành chọn ổ có kí hiệu: 205. Với các thông số: Loại ổ : Cỡ nhẹ. Đường kính trong: d =25 mm Đường kính ngoài: D =52 mm Chiều rộng ổ: B = 15 mm Đường kính bi: 7,94 mm Khả năng tải động: C = 11,0 kN Khả năng tải tĩnh: C0 = 7,09 kN. 2.5.2. Chọn ổ lăn cho trục trung gian (trục số 2) của hộp giảm tốc. Lực hướng tâm tại gối: Lực dọc trục: Fat3 = 0 N; Để bù lại các sai số khi chế tạo, lắp ghép các bánh răng phân đôi, đảm bảo các cặp bánh răng phân đôi ăn khớp chính xác ta chọn ổ tùy động cho các gối đỡ của trục 2. Tải trọng quy ước: Q = X.V.Fr.kt.kđ Với:X=1; V=1;kt=1; kđ = 1; Q2 = 1.1.2329.1.1 = 2329 N Khả năng tải động Cd được tính theo công thức: Với: m=3; L = Lh.n1.60.10-6 = 11500. 249,12. 60. 10-6 = 172 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 2,329. = 12,95 kN. Khả năng tải tĩnh tính toán: Qt = X0.Fr + Y0.Fa = X0.Fr Tra trong bảng 11.6 ta có: X0 = 0,6 . Qt = 0,6.2,329 = 1,3974 kN C0 =1,3974 kN. Với Cd =12,95 và đường kính ngõng trục d = 25mm, Ta tiến hành chọn ổ cỡ nhẹ, kí hiệu: 2205. Với các thông số: Loại ổ : Ổ đũa trụ ngán cỡ trung hẹp. Đường kính trong: d =25 mm Đường kính ngoài D =52 mm Chiều rộng ổ: B = 15 mm Đường kính con lăn: 6,5mm Chiều dài con lăn : 6,5mm Khả năng tải động: C =13,4 kN Khả năng tải tĩnh: C0 = 8,61 kN. 2.5.3. Chọn ổ lăn cho trục ra (trục số 3) của hộp giảm tốc: Lực hướng tâm tại gối: Lực dọc trục: Fat3 = 0 N Sơ đồ tải: Ft31 Ft30 Với kết cấu trục như đã tính toán ở trên, tải trọng không lớn và chỉ chịu lực hướng tâm. Ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối này. Tải trọng quy ước: Q = X.V.Fr.kt.kđ Với:X=1; V=1;kt=1; kđ = 1; Q30 = 1.1.1648.1.1 = 1648 N Q31 = 1.1.4750.1.1 = 4750 N Ta tính kiểm nghiệm khả năng tải cho ổ chịu tải lớn hơn. Khả năng tải động Cd được tính theo công thức: Với: m=3; L = Lh.n1.60.10-6 = 11500. 78,143. 60. 10-6 = 53,92 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 4,75. = 17,945 kN. Khả năng tải tĩnh tính toán: Qt = X0.Fr + Y0.Fa = X0.Fr Tra trong bảng 11.6 ta có: X0 = 0,6 . Qt = 0,6.4,75 = 2,85 kN C0 =2,85 kN. Với Cd =17,945 và đường kính ngõng trục d = 40mm, Ta tiến hành chọn ổ co nhẹ có kí hiệu: 208. Với các thông số: Loại ổ : Cỡ nhẹ. Đường kính trong: d =40 mm Đường kính ngoài D =80 mm Chiều rộng ổ: B = 18 mm Đường kính bi: 12,7 mm Khả năng tải động: C = 25,6 kN Khả năng tải tĩnh: C0 = 18,1 kN. Như vậy ta có các ổ lăn trong hộp giảm tốc và loại dầu bôi trơn: Trục vào(trục 1): Loại ổ: ổ bi đỡ: 205, bôi trơn bằng mỡ T. Trục trung gian(trục 2): Loại ổ: ổ đỡ trụ ngắn: 2305, bôi trơn bằng mỡ T. Trục ra (trục 3): Loại ổ: ổ bi đỡ một dãy: 208, bôi trơn bằng mỡ T 2.6.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp. 2.6.1.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. 2.6.2.Bôi trơn trong hộp giảm tốc: Lấy chiều sâu ngâm dầu khoảng1/4 bán kính của bánh răng cấp chậm khoảng 30mm. 2.6.3.Dầu bôi trơn hộp giảm tốc : Chọn loại dầu là dầu công nghiệp 45. 2.6.4.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. 2.6.5.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 = 0,03.220 + 3 10 mm > 6mm d1 = 0,9. d = 0,9. 10=9 mm Gân tăng cứng: Chiều dày, e Chiều cao, h Độ dốc e =(0,8 ¸ 1)d = 7,2 ¸ 9, chọn e = 9 mm h < 5.d = 50 mm Khoảng 2o Đường kính: Bulông nền, d1 Bulông cạnh ổ, d2 Bulông ghép bích nắp và thân, d3 Vít ghép nắp ổ, d4 Vít ghép nắp cửa thăm dầu, d5 d1 = 0,04.a+10 = 0,04.220+10 =19Þ d1 =M20 d2 = 0,8.d1 = 0,8. 20 = M16 d3 = (0,8¸ 0,9).d2 Þ d3 = M14 M8 đối với ổ trục 3, và M6 đối với trục 1 và 2 số lượng bulông tương ứng là 6 và 4 (bảng 18-2) d5 =( 0,5 ¸ 0,6).d2 Þ d5 = M8 Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp, S3 Chiều dày bích nắp hộp, S4 Bề rộng bích nắp hộp, K3 S3 =(1,4 ¸ 1,5) d3 , chọn S3 = 20 mm S4 = ( 0,9 ¸ 1) S3 = 18 mm K3 = K2 – ( 3¸5 ) mm = 50 – 5 = 45 mm Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít,D3, D2 Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ Chiều cao h Định theo kích thước nắp ổ E2= 1,6.d2 = 1,6 . 16 = 25 mm. K2 =E2 + R2 + (3¸5) mm = 25 + 20 + 5 = 50mm (R2 = 1,3 . d2 = 1,3. 16 = 20 mm) 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 S1 = (1,3 ¸ 1,5) d1 Þ S1 = 28 mm K1 » 3.d1 » 3.20 = 60 mm q = K1 + 2d = 44 + 2.10 = 80 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 = 10 mm D1 ³ (3 ¸ 5) d Þ D1 = 40 mm D2 ³ d = 10 mm Số lượng bulông nền Z Z = ( L + B ) / ( 200 ¸ 300) » 3¸4chọn Z = 4 II.Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai: Tại các tiết diện lắp bánh răng không yêu cầu tháo lắp thường xuyên ta chọn kiểu lắp H7/k6, tiết diện lắp trục với ổ lăn, khớp nối, đĩa xích được cho trong bảng sau: Trục Vị trí lắp Kiểu lắp ES es EI ei I Trục-vòng trong ổ bi ∅25k6 +15 +2 Vỏ-lắp ổ ∅52H7 +30 0 Trục-bánh răng Trục-bạc ∅22 +195 +15 +65 +2 II Trục-bánh răng 3 ∅35 +25 +18 0 +2 Trục- bánh răng 2,4 ∅30 +25 +18 0 +2 Trục-vòng trong ổ bi ∅25k6 +15 +2 Vỏ-vòng ngoài ổ bi ∅62H7 +30 0 Trục- bạc ∅30 +195 +18 +65 +2 Trục-bạc ∅25 +195 +18 +65 +2 III Trục và bánh răng ∅45k6 +18 +2 Trục-vòng trong ổ lăn ∅40k6 +18 +2 Trục-đĩa xích ∅48k6 +18 +2 Vỏ-vòng noài ổ lăn ∅80H7 +30 0 Bạc-trục ∅40; ∅38 +240 +18 +80 +2 MỤC LỤC Trang Lời nói đầu 1 Phần 1: Tính toán động học 2 1.1. Chọn động cơ 2 1.2. Phân phối tỷ số truyền 3 1.3. Tính các thông số 3 Bảng số liệu 4 Phần 2. Tính toán thiết kế chi tiết máy 5 Tính bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc 5 Chọn vật liệu 5 Ứng suất cho phép 5 Truyền động bánh răng trụ 8 Cấp nhanh 8 Các thông số cơ bản của bộ truyền 8 Các thông số ăn khớp 8 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 9 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 11 Kiểm nghiệm về quá tải 12 Các thông số hình học của bộ truyền cấp nhanh 13 Cấp chậm 13 Các thông số cơ bản 13 Các thông số ăn khớp 14 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 15 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 17 Kiểm nghiệm về quá tải 18 Các thông số hình học của bộ truyền cấp chậm 18 Tính bộ truyền xích 20 Chọn loại xích 20 Các thông số của bộ truyền xích 20 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền 22 Đường kính đĩa xích 22 Lực tác dụng lên trục 23 Các thông số của bộ truyền xích 23 Chọn khớp nối 23 Mômen xoắn cần truyền 23 Chọn khớp nối 24 Chọn vật liệu 24 Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng cao su 24 Kiểm nghiệm sức bền uốn của chốt 24 Tính trục 24 Chọn vật liệu 24 Xác định đường kính trục sơ bộ 24 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực 25 Xác định trị số và chiều các lực tác dụng lên trục 26 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 28 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 34 Chọn ổ lăn 37 Chọn ổ lăn cho trục vào( trục 1) 37 Chọn ổ lăn cho trục trung gian 38 Chọn ổ lăn cho trục ra 39 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp. 40 Bảng kích thước của các phần tử cấu tạo nên vỏ hộp giảm tốc 41 Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai 42