Đồ án môn Chi tiết máy - Đề số 7: Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

TRƯỜNG ĐẠI HỌC BÁCH KHOA TP.HCM KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN THIẾT KẾ MÁY ĐỒ ÁN MÔN HỌC: CHI TIẾT MÁY Sinh viên thực hiện: MSSV: Giáo viên hướng dẫn: Ngày hoàn thành: Ngày bảo vệ: ĐỀ TÀI Đề số 7: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN Phương án số: 1 Hệ thống dẫn động thùng trộn gồm: 1 – Động cơ điện 3 pha không đồng bộ ; 2 – Nối trục đàn hồi ; 3 – Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp đồng trục ; 4 –Bộ truyền xích ống con lăn; 5 – Thùng trộn . Chiều quay như hình vẽ. Số liệu thiết kế: Công suất trên trục thùng trộn, P ( KW) = 3 Số vòng quay trên trục thùng trộn, n (v/p) = 40 Thời gian phục vụ, L (năm): 3 Quay một chiều, làm việc ba ca, tải va đập nhẹ. (1 năm làm việc 160 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ) Chế độ tải: T1 = T ; t1 = 35s ; T2 = 0.6T ; t2 = 28s Yêu cầu : 01 thuyết minh , 01 bản vẽ lắp A0 , 01 bản vẽ chi tiết. Nội dung thuyết minh : Xác định công suất động cơ và phân phối tỷ số truyền cho hệ thống truyền động. Tính toán thiết kế các chi tiết máy : Tính toán các bộ truyền hở ( đai, xích hoặc bánh răng). Tính các bộ truyền trong hộp giảm tốc ( bánh răng, trục vít). Vẽ sơ đồ lực tác dụng lên các bộ truyền và tính giá trị các lực. Tính toán thiết kế trục và then. Chọn ổ lăn và nối trục. Chọn thân máy, bu lông và các chi tiêt phụ khác. Chọn dung sai lắp ghép. Tài liệu tham khảo. LỜI NÓI ĐẦU Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí. Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu. Đồ án thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Cơ kỹ thuật, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật...và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ Cơ khí, đây là điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí. Em chân thành cảm ơn thầy, các thầy cô và các bạn trong khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án. Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn. Sinh viên thực hiện PHẦN 1 XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN CHỌN ĐỘNG CƠ : Chọn hiệu suất của hệ thống : Tra bảng 2.3 tài liệu [1], ta chọn được các hiệu suất sau: Hiệu suất nối trục đàn hồi: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1: Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1: Hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn: Hiệu suất của một cặp ổ lăn : Hiệu suất truyền động : à Vậy, hiệu suất truyền động là: Tính công suất cần thiết : Công suất tính toán: Công suất cần thiết trên trục động cơ: Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ: Số vòng quay trên trục công tác: vòng/phút. Chọn sơ bộ tỷ sô truyền của hệ thống : Với : uh = 16 : tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp ( 8 ÷ 40) ux = 2 : tỉ số truyền của bộ truyền xích ( 2 ÷ 5) Số vòng quay sơ bộ của động cơ : vòng/phút à Vậy, số vòng quay sơ bộ của động cơ điện là: nsb = 1280 vòng/phút. Chọn động cơ điện: Ở đây, ta chọn động cơ thõa mãn điều kiện sau: , tức là ta phải tìm động cơ thỏa mãn Ta chọn loại động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy chế tạo động cơ điện Việt Nam Hungary sản xuất : Ta chọn động cơ 3K112S4 Kiểu động cơ Công suất kW Vận tốc quay vg/ph 3K112S4 3 1440 0.82 81,5 PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN. Tỉ số truyền chung của hệ thống dẫn động: Trong đó: nđc = 1440 vòng/phút; nlv = 40 vòng/phút. Tra bảng 3.1 Tài liệu [1] ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục: uh = 16 uh =16 => u1 = u2 = Với u1 = 4 : tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp nhanh. u2 = 4 : tỷ số truyền của cặp bánh răng cấp chậm. Tỉ số truyền của bộ truyền xích: LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH. Phân phối công suất trên các trục: Công suất trên trục 3: Công suất trên trục 2: Công suất trên trục 1: Công suất động cơ: Tính toán số vòng quay các trục: Số vòng quay của trục 1: vòng/phút Số vòng quay của trục 2: vòng/phút Số vòng quay của trục 3: vòng/phút Vậy: Số vòng quay trục 1 là: n1 = 1440 vòng/phút. Số vòng quay trục 2 là: n2 = 360 vòng/phút. Số vòng quay trục 3 là: n3 = 90 vòng/phút. Tính toán moment xoắn trên các trục: Moment xoắn trên trục động cơ: Moment xoắn trên trục 1: Moment xoắn trên trục 2: Moment xoắn trên trục 3: Moment xoắn trên trục thùng trộn : Bảng đặc tính:  Thông số/Trục Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục 4 Công suất (kW) 3,5319 3,4616 3,3585 3,2584 3 Tỉ số truyền u 1 4 4 2.25 Moment xoắn (Nmm) 23423,36 22957,14 89093,54 345752,44 716250 Số vòng quay (vòng/phút) 1440 1440 360 90 40 PHẦN 2 TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH: Chọn loại xích: Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục 3 : P3 = 3,2584 Kw, với số vòng quay đĩa xích nhỏ n3 = 90 vòng/phút. Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn. Thông số bộ truyền: Theo bảng 5.4 Tài liệu [1], với u=2.25 ta chọn số rang đĩa xích nhỏ z1= 27, do đó số rang đĩa xích lớn z2= z1 . ux =27 x 2.26 = 61 < zmax=120 Theo công thức (5.3) Tài liệu [1], công suất tính toán: Trong đó: Với z1 = 27 , với n01=200vg/ph, Theo công thức (5.4) và bảng 5.6 Tài liệu [1]: Với : k0 = 1 – Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền. (Đường tâm của xích làm với phương ngang 1 góc < 600) ka = 1 – Hệ sô kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích. (khoảng cách trục a = (30÷50)pc). kdc = 1 – Hệ số kể đến việc ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích. (điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích.) kd = 1.2 – Hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng. ( tải trọng động, va đập nhẹ.) kc =1.45 – Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền. ( làm việc 2 ca / 1 ngày) kbt =1.3 – Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn. ( môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II ( đạt yêu cầu). Theo bảng 5.5 Tài liệu [1] với n01 =200(vg/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích pc = 31.75mm thỏa mãn điều kiện bền mòn: Pt < [P] =19.3 (Kw). Đồng thời theo bảng 5.8, bước xích pc = 31.75mm < pc max. Khoảng cách trục a = 40.pc = 40 x 31.75 =1270mm. Theo công thức (5.12) Tài liệu [1] số mắc xích: Lấy sô mắc xích chẳn X = 124 , tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) Tài liệu [1] Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a một lượng bằng: , do đó a =1258 – 5 = 1253mm. Số lần va đập của xích: Theo công thức (5.14) Tài liệu [1] Bảng 5.9 Tài liệu [1] Tính kiểm nghiệm xích về độ bền: Theo công thức (5.15)Tài liệu [1] : Với : Q – Tải trọng phá hỏng. Theo bảng 5.2 Tài liệu [1] , Q= 88500N, khối lượng 1m xích q= 3.8kg. Kd – hệ số tải trọng động. Kd =1.2 : Tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng làm việc. Vận tốc : Lực vòng: Lực căng do lực li tâm: Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, do bộ truyền nằm ngang , nghiêng một góc < 400 nên chọn kf =4. Do đó : Tra bảng 5.10 Tài liệu [1] với n=200vg/ph, [s]=8.5 . Vậy s > [s] : Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. Xác định thông số đĩa xích: Đường kính đĩa xích: Theo công thức (5.17) Tài liệu [1] và bảng 14.4b Tài liệu [2]: Đường kính vòng chia: Đường kính vòng đỉnh răng: Bán kính đáy răng: mm. Với d1 = 19.05 tra bảng 5.2 Tài liệu [1] Đường kính vòng đáy răng: Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) Tài liệu [1] : Đĩa xích 1: Ft = 2525,89 N : lực vòng. kr = 0.39 : hệ số ảnh hưởng của sô răng đĩa xích ( z1 =27) Kđ =1.2 : hệ số tải trọng động ( tải động, va đập nhẹ). kđ = 1 : Hệ số phân bố không đều tải trọng. : lực va đập trên 1 dãy xích. E = 2E1E2 / ( E1 + E2 ) = 2.1 x 105 MPa : Modun đàn hồi. A = 262 mm2 : Diện tích chiếu của bản lề. Độ bền tiếp xúc của đĩa xích 1: . Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiệt đạt độ rắn bề mặt HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. Đĩa xích 2: Ft = 3788.37 : lực vòng. kr = 0.23 : hệ số ảnh hưởng của sô răng đĩa xích ( z1 =27) Kđ =1.2 : hệ số tải trọng động ( tải động, va đập nhẹ). kđ = 1 : Hệ số phân bố không đều tải trọng. : lực va đập trên 1 dãy xích. E = 2E1E2 / ( E1 + E2 ) = 2.1 x 105 MPa : Modun đàn hồi. A = 262 mm2 : Diện tích chiếu của bản lề. Độ bền tiếp xúc của đĩa xích 1: . Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2. Xác định lực tác dụng lên trục: Lực vòng: Ft = 2525,89N Với kx = 1.15 : hệ số kể đến trọng lượng xích, khi nghiêng 1 góc < 600 Lực căng do lực ly tâm: Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, do bộ truyền nằm ngang , nghiêng một góc < 400 nên chọn kf =4. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Thông số kĩ thuật: Thời gian phục vụ : L = 3 năm. Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ,160 ngày/ năm, 3 ca/ngày, 8 giờ/ca. Cặp bánh răng cấp nhanh ( bánh răng trụ răng nghiêng). Tỷ số truyền: ubr1 = 4 Số vòng quay trục dẫn : n1 = 1440 ( vòng/phút) Momen xoắn T trên trục dẫn: T1 = 22957,14 Nmm. Cặp bánh răng cấp chậm( bánh răng trụ răng nghiêng). Tỷ số truyền: ubr2 = 4 Số vòng quay trục dẫn : n2 = 360 ( vòng/phút) Momen xoắn T trên trục dẫn: T2 = 89093,54 Nmm. Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm: Chọn vật liệu: Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt. Theo bảng 6.1 Tài liệu[1] ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau: Bánh răng chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241285 có , , ta chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 245HB. Bánh răng bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192240 có , , ta chọn độ rắn bánh răng lớn HB2 = 230HB. Xác định ứng suất cho phép: Số chu kỳ làm việc cơ sở: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc : (chu kỳ) (chu kỳ) Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn : (chu kỳ). Tuổi thọ : giờ Số chu kỳ làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng: ( chu kỳ). Ta thấy nên chọn để tính toán. Suy ra Ứng suất cho phép: Theo bảng 6.2 Tài liệu [1] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180350 Giới hạn mỏi tiếp xúc: ; SH=1.1 Bánh chủ động: Bánh bị động: Giới hạn mỏi uốn: Bánh chủ động: Bánh bị động: Ứng suất tiếp xúc cho phép : Thép 45 tôi cải thiện nên , do đó : Ứng suất uốn cho phép : Với (do quay 1 chiều), – tra bảng 6.2 Tài liệu [1] và Ứng suất quá tải cho phép: Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo công thức (6.15a) tài liệu (*) ta có: Với: Ka=43: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (Bảng 6.5 tài liệu [1]. T1=89093,54 Nmm: momen xoắn trên trục bánh chủ động. ; :trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng. Với tra bảng 6.7 tài liệu [1] Với kết quả aw tính được ta chọn khoảng cách trục aw=160mm. Xác định các thông số ăn khớp: Theo bảng trị số tiêu chuẩn 6.8 Tài liệu [1] chọn Chọn sơ bộ góc nghiêng răng Theo (6.31) tài liệu (*) số răng bánh nhỏ: lấy z1=25 (răng) Số răng bánh lớn: lấy z2=100 ( răng). Do đó tỉ số truyền thực : Góc nghiêng răng: Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo công thức (6.33) Tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: Trong đó: ZM=274 Mpa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Bảng 6.5 Tài liệu [1]). ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) Tài liệu [1]: Với: : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh (với là góc profin răng và là góc ăn khớp) : Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định như sau: Hệ số trùng khớp doc: Hệ số trùng khớp ngang: Do đó theo công thức (6.36c) Tài liệu [1] : KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: Theo công thức (6.39) Tài liệu [1]: : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo (6.40) tài liệu [1], vận tốc vòng của bánh chủ động: . Trong đó đường kính vòng lăn bánh chủ động . Với v = 1.21 (m/s) < 2.5 (m/s) theo bảng 6.13 Tài liệu [1] dùng cấp chính xác 9 ta chọn Theo công thức (6.42) Tài liệu [1], ta có: Với :: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 Tài liệu [1]); g0=73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu [1]). Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: Bề rộng vành răng : chọn bw = 65(mm) Vậy Theo (6.1) Tài liệu [1] với v=1.21 (m/s) < 5 (m/s), Zv=1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mực tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám Ra=2,5μm do đó ZR=0,95; với vòng đỉnh bánh răng da<700mm, KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) Tài liệu [1]: Như vậy từ (1) và (2) ta có: , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Điều kiện bền uồn Xác định số răng tương đương: Theo bảng 6.7 Tài liệu [1], ; theo bảng 6.14 với v=1.21 (m/s) < 2.5 (m/s) và cấp chính xác 9, theo (6.47) tài liệu [1] hệ số (trong đó theo bảng 6.15; g0=73 theo bảng 6.16. Do đó theo (6.46) Vậy Hệ số dạng răng theo bảng 6.18 tài liệu [1] Đối với bánh dẫn: Đối với bánh bị dẫn: : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. : hệ số kể đến độ nghiêng của răng. Với m=2.5 mm, YS=1.08 – 0.0695ln(2.5)=1.022; YR=1 (bánh răng phay); KxF=1 (da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1]: Độ bền uốn tại chân răng: Kiểm nghiệm răng về quá tải: Với hệ số quá tải: Kqt= 1.8 Theo (6.48) tài liệu [1], ứng suất tiếp quá tải: Theo (6.49) tài liệu [1]: Bảng thông số và kích thước bộ truyền: Thông số Gía trị Khoảng cách trục aw2 = 160mm Modul pháp mn = 2.5mm Chiều rộng vành răng bw3 = 65+5 = 70 và bw4 = 65 Tỷ số truyền um = 4 Góc nghiêng răng β = 12.430 Số răng bánh răng z1 = 25 z2 = 100 Hệ số dịch chỉnh x1 = 0 x2 = 0 Đường kính vòng chia d1= m.z1/cosβ= 64 d 2 = 256 Đường kính đỉnh răng da1=d1+2m= 69 da2=261 Đường kính đáy răng df1=d1-2.5m= 57.75 df2= 249.75 Góc profin răng Góc ăn khớp Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh: Chọn vật liệu: Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt, và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế. Theo bảng 6.1 tài liệu [1] ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau: Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241285 có σb1=850Mpa, σch1=580Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245HB. Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192240 có σb2=750Mpa, σch1=450Mpa, ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2=230HB. Xác định ứng suất cho phép: Số chu kì làm việc cơ sở: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc : (chu kỳ) (chu kỳ) Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn : (chu kỳ). Tuổi thọ : giờ Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng Ứng suất cho phép: Theo bảng 6.2 Tài liệu [1] với thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn 180350 Giới hạn mỏi tiếp xúc: ; SH=1.1 Bánh chủ động: Bánh bị động: Giới hạn mỏi uốn: Bánh chủ động: Bánh bị động: ( chu kỳ). Ta thấy nên chọn để tính toán. Suy ra Ứng suất tiếp xúc cho phép : Thép 45 tôi cải thiện nên , do đó : Ứng suất uốn cho phép : Với (do quay 1 chiều), – tra bảng 6.2 Tài liệu [1] và Ứng suất quá tải cho phép: Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên aw1=aw2=160Mmm Trị số đối với cấp nhanh nhỏ hơn 20 30% so với cấp chậm nên : , :trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rông vành răng. Với tra bảng 6.7 tài liệu [1]. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo công thức (6.33) Tài liệu [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: Trong đó: ZM=274 Mpa1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Bảng 6.5 Tài liệu [1]). ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: Theo công thức (6.34) Tài liệu [1]: Với: : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh (với là góc profin răng và là góc ăn khớp) : Hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định như sau: Hệ số trùng khớp doc: Hệ số trùng khớp ngang: Do đó theo công thức (6.36c) Tài liệu [1] : KH - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: Theo công thức (6.39) Tài liệu [1]: : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo (6.40) tài liệu [1], vận tốc vòng của bánh chủ động: . Trong đó đường kính vòng lăn bánh chủ động . Với 2,5(m/s)<v=4,84 (m/s) < 5 (m/s theo bảng 6.13 và bảng 6.14 Tài liệu [1] dùng cấp chính xác 8 ta chọn Theo công thức (6.42) Tài liệu [1], ta có: Với :: hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15 Tài liệu [1]); g0=73: hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16 tài liệu [1]). Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: Bề rộng vành răng : chọn bw = 50(mm) Vậy Theo (6.1) Tài liệu [1] với v=4,83 (m/s) < 5 (m/s), Zv=1, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mực tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công độ nhám Ra=2,5μm do đó ZR=0,95; với vòng đỉnh bánh răng da<700mm, KxH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a) Tài liệu [1]: Như vậy từ (1) và (2) ta có: , cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Điều kiện bền uồn Xác định số răng tương đương: Theo bảng 6.7 Tài liệu [1], ; theo bảng 6.14 với v=4,83 (m/s) < 5 (m/s) và cấp chính xác 8, theo (6.47) tài liệu [1] hệ số (trong đó theo bảng 6.15; g0=73 theo bảng 6.16. Do đó theo (6.46) Vậy Hệ số dạng răng theo bảng 6.18 tài liệu [1] Đối với bánh dẫn: Đối với bánh bị dẫn: : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. : hệ số kể đến độ nghiêng của răng. Với m=2,5 mm, YS=1,08 – 0.0695ln(2,5)=1,022; YR=1 (bánh răng phay); KxF=1 (da<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) tài liệu [1]: Độ bền uốn tại chân răng: Kiểm nghiệm răng về quá tải: Với hệ số quá tải: Kqt= 1,8 Theo (6.48) tài liệu [1] ứng suất tiếp quá tải: Theo (6.49) tài liệu [1]: Bảng thông số và kích thước bộ truyền: Thông số Gía trị Khoảng cách trục aw1=160mm Modul pháp m=2.5mm Chiều rộng vành răng bw1=50+5=55 và bw2=50 Tỷ số truyền um=4 Góc nghiêng răng β=12.43 Số răng bánh răng z1=25 z2=100 Hệ số dịch chỉnh x1=0 x2=0 Đường kính vòng chia d1=m.z1/cosβ=64 d2=256 Đường kính đỉnh răng da1=d1+2m=69 da2=261 Đường kính đáy răng df1=d1-2.5m=57.75 df2=249.75 Góc profin răng Góc ăn khớp THIẾT KẾ TRỤC - CHỌN THEN: Thông số tính toán:  Thông số/Trục Động cơ Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục 4 Công suất (kW) 3,5319 3,4616 3,359 3,258 3 Tỉ số truyền u 1 4 4 2.25 Moment xoắn (Nmm) 23423,36 22957,14 89093,54 345752,44 716250 Số vòng quay (vòng/phút) 1440 1440 360 90 40 Chọn vật liệu trục: Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 có , ứng suất xoắn cho phép . Xác định sơ bộ đường kính trục: Theo công thức (10.9) Tài liệu [1], đường kính trục thứ k với k = 13 Tra bảng động cơ điện không đồng bộ 3 pha, loại 3K do nhà máy chế tạo động cơ điện Việt Nam Hungary sản xuất, loại 3K112S4 2p = 4 : Đường kính trục động cơ: dđc = 28 mm. Tra bảng 10.2 Tài liệu [1] ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn : Vì trục I nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ của trục 1 phải là nên ta chọn Do đó đường kính sơ bộ của trục sẽ là : ; ; Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: Dựa vào bảng 10.3 Tài liệu [1] ta được trị số các khoảng cách k1, k2, k3 và hn k1 = 10(mm) - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay. k2 = 8(mm) - Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp. k3 = 10(mm) - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ. hn = 15(mm) - Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông. Dùng các ký hiệu : k  - số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc i- số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng i = 0 và 1 - các tiết diện trục lắp ổ i = 2..s - với s là số chi tiết quay - khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k - khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k - chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục. - khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ. - chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k. Dựa vào bảng 10.4 Tài liệu [1] : Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp đồng trục, hình 10.9. Trục 1 : Chọn sơ bộ chiều dài nữa khớp nối : lm12 = (1,4÷2,5)d1 = (35÷62,5) = 55(mm) Chiều rộng ổ lăn ứng với đường kính d1 = 25mm : b0 = 17mm Do chiều rộng bánh răng là bw1 = 55(mm) nên chọn chiều dài mayơ bánh răng trụ là lm13 = bw1 = 55 (mm). Trục 3 Do chiều rộng bánh răng là bw4 = 65(mm) nên chọn chiều dài mayơ bánh răng trụ là lm32 = bw4 = 65(mm). Chọn chiều dài mayo bánh xích: Chiều rộng ổ lăn ứng với đường kính d3 = 50mm : b0 = 27mm Trục 2: Do chiều rộng bánh răng là bw2 = 50(mm) nên chọn chiều dài mayơ bánh răng trụ là lm22 = bw2 = 50(mm). Chiều rộng ổ lăn ứng với đường kính d2 = 30mm : b0 = 19mm với l4=12.5mm . Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền: Lực tác dụng lên khớp nối đàn hồi: Chọn nối trục đàn hồi. Tđc =23423,36Nmm Chọn nối trục vòng đàn hồi có [T] = 125 Nm , D0 =90mm ( xem phần chọn nối trục). Lực vòng tác dụng lên vòng trục đàn hồi: Lực hướng tâm do nối trục vòng đàn hồi tác dụng lên trục: N Chọn Fnt = 150N. Fnt ngược chiều với lực vòng Ft trên bánh răng. Lực tác dụng lên bộ truyền xích: Lực vòng: Ft = 2525,89N Với kx = 1.15 : hệ số kể đến trọng lượng xích, khi nghiêng 1 góc < 400 Cặp bánh răng cấp nhanh: Lực vòng: Lực hướng tâm: Lực dọc trục: Cặp bánh răng cấp chậm: Lực vòng: Lực hướng tâm: Lực dọc trục: Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các trục: Trục I: Kích thước chiều dài trục: Quy các lực về dầm sức bền: Các lực và momen tác dụng lên trục I: Ft1 = 717,41 N Fr1 = 273,79 N Fa1 = 158,13 N Fnt = 150 N T1 = 22957,14 Nmm Ma1 = Nmm Tính các phản lực tại gối tựa: Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng thẳng đứng tại gối A: Tổng momen tại A theo phương x : Phản lực tai gối B theo phương đứng: Phương trình cân bằng lực theo phương y: Phản lực tai gối A theo phương đứng: Nhận xét : RAY, RBY chiều RAY và RBY ngược chiều chọn ban đầu. Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng nằm ngang tại gối A: Tổng momen tại A theo phương y: Phản lực tai gối B theo phương ngang: Phương trình cân bằng lực theo phương x: Phản lực tai gối A theo phương ngang: Biểu đồ moment uốn, xoắn: Tính các momen tương đương tại các tiết diện : Chọn moment tại tiết diện nguy hiểm nhất : M13td = 32666,53 Nmm. Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm: Tuy nhiên do trục vào hộp giảm tốc nối với trục động cơ 3K112S4 có đường kính dđc = 28 mm nên ta chọn d11 = 28mm Do đó ta chọn kết cấu trục: ; ; Kiểm tra tại tiêt diện 1-1 < 28mm Kiểm tra tại tiết diện 1-2 mm < 30 mm Như vậy các đường kính trục vừa chọn thỏa điều kiện. Trục II: Kích thước chiều dài trục: Quy các lực về dầm sức bền: Các lực và momen tác dụng lên trục II: Ft2 = 717,41 N Fr2 = 273,79 N Fa2 = 158,13 N Ft3 = 2784,14 N Fr3 = 1062,54 N Fa3 = 613,67 N T2 = 89093,54 Nmm Nmm Nmm Tính các phản lực tại gối tựa: Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng thẳng đứng tại gối A: Tổng momen tại A theo phương x : Phản lực tai gối B theo phương đứng: Phương trình cân bằng lực theo phương y: Phản lực tai gối A theo phương đứng: Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng nằm ngang tại gối A: Tổng momen tại A theo phương y: Phản lực tai gối B theo phương ngang: Phương trình cân bằng lực theo phương x: Phản lực tai gối A theo phương ngang: Biểu đồ moment uốn, xoắn: Tính các momen tương đương tại các tiết diện : Chọn moment tại tiết diện nguy hiểm nhất : M23td =161476,54 Nmm. Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm: Vì tại tiết diện 1-3 lắp bánh răng nên d13 tăng thêm 5%, vậy ta chọn đường kính trục sao cho Do đó ta chọn kết cấu trục: ; Kiểm tra tại tiêt diện 1-2 < 36mm Như vậy các đường kính trục vừa chọn thỏa điều kiện. Trục III: Kích thước chiều dài trục: Quy các lực về dầm sức bền: Các lực và momen tác dụng lên trục III: Ft4 = 2784,17 N Fr4 = 1062,54 N Fa4 = 613,67 N Fx = 2904,77 N T3 = 345752,44 Nmm Nmm Tính các phản lực tại gối tựa: Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng thẳng đứng tại gối A: Tổng momen tại A theo phương x : Phản lực tai gối B theo phương đứng: ( RBY ngược chiều chọn). Phương trình cân bằng lực theo phương y: Phản lực tai gối A theo phương đứng: Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng nằm ngang tại gối A: Tổng momen tại A theo phương y: Phản lực tai gối B theo phương ngang: (RBX ngược chiều chọn) Phương trình cân bằng lực theo phương x: Phản lực tai gối A theo phương ngang: Biểu đồ moment uốn, xoắn: Tính các momen tương đương tại các tiết diện : Chọn moment tại tiết diện nguy hiểm nhất : M33td = 363583,49 Nmm. Đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm: Do đó ta chọn kết cấu trục: ; ; Kiểm tra tại tiêt diện 1-2 < 55mm Kiểm tra tại tiêt diện 1-4 < 45mm Như vậy các đường kính trục vừa chọn thỏa điều kiện. Chọn và kiểm nghiệm then: Chọn vật liệu then bằng là thép 45 có : Ứng suất cắt cho phép [τC] = 60 Mpa Ứng suất dập cho phép [σd] = 100 Mpa. Dựa theo bảng 9.1a tài liệu [1], chọn kích thước then theo tiết diện lớn nhất của trục. Chọn chiều dài của then theo tiêu chuẩn, nhỏ hơn chiều dài mayo Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt then bằng : chiều dài làm việc của then bằng 2 đầu tròn Khi thiết kế thường dựa vào đường kính trục để chọn kích thước và tiết diện then: Trục Đường kính Mặt cắt b h T Nmm I 28 1-1 55 45 37 8 7 4 14,77 5,54 22957,14 36 1-3 55 45 35 10 8 5 12,15 3,64 22957,14 II 36 2-2 50 45 35 10 8 5 47,14 14,14 89093,54 36 2-3 70 60 50 10 8 5 33 9,9 89093,54 III 55 3-2 70 60 44 16 10 6 71,44 17,56 345752,44 45 3-4 75 70 56 14 9 5.5 78,4 19,6 345752,44 Như vậy các mặt cắt trên đều thỏa điều kiện bền dập và cắt, nhưng đối với trục III ta chọn then bằng hai đầu bằng. Tính kiểm nghiệm độ bền trục: Độ bền mỏi: Kết cấu trục vừa thiết kế trên đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: (1) Với: [s] hệ số an toàn cho phép. Thông thường [s] = 1.5 ÷ 2.5 (khi tăng độ cứng: [s] = 2.5 ÷ 3, như vậy không cần kiểm nghiệm về độ cứng trục). , hệ số an toan toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp tại tiết diện j. (2) (3) : giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng của vật liệu tính theo công thức: : giới hạn bền của vật liệu với thép 45 thường hóa : Ứng suất uốn và xoắn (4) (5) Do tất cả các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng (6) (7) Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động (8) Với W0 là moment cản xoắn, T là moment xoắn. (9) (10) Với : và là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục. : hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, Bảng 10.7 Tài liệu [1] : hệ số Hệ số và tra theo bảng 10.8 và 10.9 tài liệu [1] Các trục được gia công trên máy tiện, tai các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra =2,5 ÷0,63 , do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt gây Kx = 1,06 Không dùng các phương pháp tang bền bề mặt, do đó hệ số tang bền Ky=1 và – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, trị số cho trong bảng 10.10 tài liệu [1] và – hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất. Tra theo các bảng 10.11; 10.12 và 10.13 tài liệu [1] Từ công thức (7)(9)(10) ta có Bảng 1: Tiết diện Đường kính trục b x h t1 W W0 M T 1-1 28 8 x 7 4 1826 3981,12 0 22957,14 1-2 30 - - 2650,72 5301,44 9150 22957,14 1-3 36 10 x 8 5 3245,72 7826,16 25919,68 22957,14 1-4 30 - - 2650,72 5301,44 0 0 2-1 30 - - 2650,72 5301,44 0 0 2-2 36 10 x 8 5 3245,72 7826,16 26767,92 89093,54 2-3 36 10 x 8 5 3245,72 7826,16 141850,02 89093,54 2-4 30 - - 2650,72 5301,44 0 0 3-1 50 - - 12271.8 24543,7 0 0 3-2 55 16 x 10 6 14238.4 30572,2 213173.5 345752,44 3-3 50 - - 12271.8 24543,7 318034 345752,44 3-4 45 14 x 9 5.5 4655,49 13601,7 0 0 Từ công thức (4)(5)(6)(8) ta có Bảng 2: Tiết diện = 1-1 0 0 2,88 1-2 3.45 0 2,17 1-3 7.99 0 1,47 1-4 0 0 0 2-1 0 0 0 2-2 8,25 0 5,69 2-3 43,7 0 5,69 2-4 0 0 0 3-1 0 0 0 3-2 9.94 0 5,65 3-3 44,3 0 7,04 3-4 0 0 12,71 Bảng 3: bảng chỉ số của và đối với tiết diện trục có rãnh then: 0.88 0.85 0.85 0.85 0.76 0.81 0.81 0.78 0.78 0.78 0.73 0.76 Bảng 4: bảng chỉ số và đối với trục có rãnh then cắt bằng dao phay: 1.76 1.76 1.76 1.76 1.76 1.76 1.54 1.54 1.54 1.54 1.54 1.54 Theo công thức (11)(12), ta có Bảng 5: Tiết diện Đường kính trục Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng 1-1 28 2 2,06 1,9 1,64 2,12 1,96 1-2 30 - 2,06 - 1,64 2,12 1,7 1-3 36 2,07 2,06 1,97 1,64 2,13 2,03 1-4 30 - 2,06 - 1,64 2,12 1,7 2-1 30 - 2,06 - 1,64 2,12 1,7 2-2 36 2,07 2,06 1,97 1,64 2,13 2,03 2-3 36 2,07 2,06 1,97 1,64 2,13 2,03 2-4 30 - 2,06 - 1,64 2,12 1,7 3-1 50 - 2,52 - 2,03 2,57 2,09 3-2 55 - 2,52 2,11 2,03 2,36 2,17 3-3 50 2,3 2,52 2,03 2,03 2,23 2,09 3-4 45 2,17 2,06 - 1,64 2,58 1,7 Từ công thức (1)(2)(3) ta có Bảng 6: bảng hệ số an toàn. Tiết diện Đường kính trục 1-1 28 - 26,88 26,88 1-2 30 35,77 41,13 27,3 1-3 36 15,44 50,85 14,77 1-4 30 - - - 2-1 30 - - - 2-2 36 14,89 13,14 9,85 2-3 36 2,81 13,14 2,85 2-4 30 - - - 3-1 50 - - - 3-2 55 11,15 12,38 8,29 3-3 50 2,65 9,93 2,56 3-4 45 - 7,02 7,02 + Theo bảng 10.1 1tài liệu [1], ứng với kiểu lắp đã chọn, = 700MPa và đường kính của tiết diện nguy hiểm ta tra được các tỉ số và do lắp căng tại tiết diện này. Trên cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn trong 2 giá trị để tính và giá trị lớn hơn trong 2 giá trị để tính . Các hệ số an toàn tính được thỏa điều kiện với [s] = 2 ([s] = 1,5÷2,5). Như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục. Độ bền tĩnh: Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột, ta cần phải kiểm nghiệm trục theo điều kiện bền tĩnh: Công thức thực nghiệm có dạng : Trong đó : Với : Mmax và Tmax – moment uốn lớn nhất và moment xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải. - giới hạn chảy của vật liệu trục MPa. Tiết diện Đường kính trục M T 1-1 28 0 22957,14 0 5,22 9,04 1-2 30 9150 22957,14 3,39 4,25 8,1 1-3 36 25919,68 22957,14 5,56 2,46 7 1-4 30 0 0 0 0 0 2-1 30 0 0 0 0 0 2-2 36 26767,02 89093,54 5,74 9,55 17,51 2-3 36 141850,02 89093,54 30,4 9,55 34,61 2-4 30 0 0 0 0 0 3-1 50 0 0 0 0 0 3-2 55 141537,01 345752,44 8,51 10,39 19,91 3-3 50 206238,67 345752,44 16,5 13,83 29,1 3-4 45 0 345752,44 0 18,97 32,86 Kết quả cho thấy rằng cả 3 trục đều thảo mãn hệ số an toàn về điệu kiện bền mỏi và 3 trục đều thỏa điều kiện bền tĩnh. TÍNH TOÁN CHỌN NỐI TRỤC: Momen xoắn : T=23423,36 Nmm Đường kính trục động cơ : dđc = 28mm. ⟹ Ta chọn nối trục vòng đàn hồi Kích thước vòng đàn hồi: T, Nm d D dm L l d1 D0 z nmax B B1 l1 D3 l2 125 32 125 65 165 80 56 90 4 4600 5 42 30 28 32 Kích thước của chốt: T, Nm dc d1 D2 l l1 l2 l3 h 125 14 M10 20 62 34 15 28 1,5 Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi: Kiểm nghiệm sức bền chốt: Với: , : hệ số chế độ làm việc. Vậy vòng đàn hồi và chốt thỏa điều kiện bền. TÍNH TOÁN Ổ LĂN: Thời gian làm việc Trục I: Số vòng quay . Tải trọng tác dụng lên các ổ: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B: Lực dọc trục : Do : Ta có : Do đó ta chọn ổ bi đỡ -chặn, chọn cỡ nhẹ hẹp: Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) C0 (kN) 36206 30 72 16 18,2 13,3 Góc tiếp xúc α=120 Chọn hệ số e: Ta có tỷ số: àtheo bảng 11.4 với α=120 ta chọn Chọn hệ số X, Y: Chọn V=1 ứng với vòng trong quay. Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm FR gây ra: . Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ: Ta có: nên ta chọn X = 1 và Y = 0. nên ta chọn X = 0.45 và Y = 1,81 Tải trọng quy ước: Tại A: Tại B: Với: : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ. : hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Trang bảng 11.3 tài liệu [1] với tải trọng va đập nhẹ. Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ B. Thời gian làm việc: (triệu vòng) Khả năng tải động tính toán: = 6,5 KN Vì nên ổ đảm bảo khả năng tải động Tuổi thọ của ổ: Kiểm tra tải tĩnh: Với ổ đỡ - chặn α=120 ta chọn X0 = 0.5 ; Y0 = 0.47 Như vậy nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh. Số vòng quay tới hạn của ổ: Theo bảng 11.7 tài liệu [1] với ổ bi đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ: Suy ra: (vg/ph) Trong đó: Đường kính tâm con lăn: k1 = 1 – hệ số kích thước (dm ≤ 100mm) k2 = 1 – hệ số cỡ ổ ( cỡ ổ nhẹ) k3 = 0.9 – hệ số tuổi thọ ( Lh = 11520 giờ) Trục II: Số vòng quay . Tải trọng tác dụng lên các ổ: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B: Lực dọc trục : Do : Ta có : Nhưng do chịu lực dọc trục lớn Do đó ta chọn ổ bi đỡ -chặn, chọn cỡ trung: Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) C0 (kN) 46306 30 72 19 25,6 18,7 Chọn hệ số e: Ta có tỷ số: àtheo bảng 11.4 ta chọn Chọn hệ số X, Y: Chọn V=1 ứng với vòng trong quay. Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm FR gây ra: . Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ: Ta có: nên ta chọn X = 0.45 và Y = 1,62 nên ta chọn X = 1 và Y = 0 Tải trọng quy ước: Tại A: Tại B: Với: : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ. : hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Trang bảng 11.3 tài liệu [1] với tải trọng va đập nhẹ. Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ B. Thời gian làm việc: (triệu vòng) Khả năng tải động tính toán: Vì nên ổ đảm bảo khả năng tải động Tuổi thọ của ổ: Kiểm tra tải tĩnh: Với ổ đỡ - chặn α=120 ta chọn X0 = 0,5 ; Y0 = 0,47 Như vậy nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh. Số vòng quay tới hạn của ổ: Theo bảng 11.7 tài liệu [1] với ổ bi đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ: Suy ra: (vg/ph) Trong đó: Đường kính tâm con lăn: k1 = 1 – hệ số kích thước (dm ≤ 100mm) k2 = 1 – hệ số cỡ ổ ( cỡ ổ nhẹ) k3 = 0.9 – hệ số tuổi thọ ( Lh = 11520 giờ) Trục III: Số vòng quay . Tải trọng tác dụng lên các ổ: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B: Lực dọc trục : Do : Ta có : Nhưng do chịu lực dọc trục lớn Do đó ta chọn ổ bi đỡ -chặn, chọn cỡ nhẹ: Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) C0 (kN) 46210 50 90 20 31,08 25,4 Chọn hệ số e: Ta có tỷ số: àtheo bảng 11.4 ta chọn Chọn hệ số X, Y: Chọn V=1 ứng với vòng trong quay. Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm FR gây ra: . Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ: Ta có: nên ta chọn X = 0.45 và Y = 1,62 nên ta chọn X = 1 và Y = 0 Tải trọng quy ước: Tại A: Tại B: Với: : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ. : hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Trang bảng 11.3 tài liệu [1] với tải trọng va đập nhẹ. Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ B. Thời gian làm việc: (triệu vòng) Khả năng tải động tính toán: Vì nên ổ đảm bảo khả năng tải động Tuổi thọ của ổ: Kiểm tra tải tĩnh: Với ổ đỡ - chặn α=120 ta chọn X0 = 0.5 ; Y0 = 0.47 Như vậy nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh. Số vòng quay tới hạn của ổ: Theo bảng 11.7 tài liệu [1] với ổ bi đỡ chặn bôi trơn bằng mỡ: Suy ra: (vg/ph) Trong đó: Đường kính tâm con lăn: k1 = 1 – hệ số kích thước (dm ≤ 100mm) k2 = 1 – hệ số cỡ ổ ( cỡ ổ nhẹ) k3 = 0.9 – hệ số tuổi thọ ( Lh = 11520 giờ) PHẦN 3: CHỌN THÂN MÁY, BULONG, CÁC CHI TIẾT PHỤ, DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP CHỌN THÂN MÁY: Yêu cầu: Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ và độ cứng cao. Vật liệu làm vỏ là gang xám GX15-32. Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn mỏng hoặc sơn đặc biệt. Chọn bề mặt ghép nắp và thân: song song mặt đế Mặt đáy về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 20 và ngay tại chỗ tháo dầu lõm xuống. Xác định kích thước vỏ hộp: 1. Chiều dày: - Thân hộp: d = 10 mm - Nắp hộp: d1 = 9 mm - Gân tăng cứng: e = 8 mm 2. Đường kính bulông : - Bulông nền: d1 = 18 mm - Bulông cạnh ổ: d2 = 14 mm - Bulông ghép bích nắp và thân: d3 = 12 mm - Vít ghép nắp ổ: d4 = 8mm - Vít ghép nắp cửa thăm: d5 =8 mm 3. Mặt bích chiều dài nắp và thân: - Chiều dày bích thân hộp: S3 =18 mm - Chiều dày bích nắp hộp : S4 = 18 mm - Bề rộng bích nắp và thân: K3 = 42 mm 4. Kích thước gối trục: - Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2 = 45 mm - Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 = 19 mm, C = 62 mm + Trục 1: - Đường kính ngoài D3 =90mm - Đường kính tâm lỗ vít D2 = 75 mm + Trục 2: - Đường kính ngoài D3 = 115mm - Đường kính tâm lỗ vít D2 = 90 mm + Trục 3: - Đường kính ngoài D3 = 170mm - Đuờng kính tâm tâm lỗ vít D2 = 140mm 5. Mặt đế hộp: - Chiều dày: S1 = 25 mm, S2 =18 mm - Bề rộng mặt đế hộp: K1=54 mm, q=70mm -Chiều cao h=14mm 6. Khe hở giữa các chi tiết: - Bánh răng với thành trong hộp: = 8 mm - Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp: 1 = 24 mm 7. Số lượng bulông nền Z = 6 Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít Trục D D2 D3 I 62 75 90 II 72 90 115 III 90 110 135 CÁC CHI TIẾT LIÊN QUAN ĐẾN KẾT CẨU VỎ HỘP: Chốt định vị: Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục. Lỗ trụ (đường kính D) lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời. Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép, dùng 2 chốt định vị. Nhờ có chốt định vị, khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân), do đó loại trừ được một trong những nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng. Ta dùng chốt định vị hình côn có các thông số sau: d c l 6 1 30 Nắp ổ: Che chắn ổ lăn khỏi bụi từ bên ngoài. Làm bằng vật liệu GX14-32. Kết cấu các nắp ổ trong hộp giảm tốc, bảng 18.2 tài liệu [1]: Trục D D2 D3 D4 H d4 z I 62 75 90 52 8 M6 4 II 72 90 115 65 10 M8 6 III 90 110 135 85 12 M8 4 Cửa thăm: Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào trong hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp. Trên nắp có lắp thêm nút thông hơi. Kích thước cửa thăm được chọn theo bảng 18-5 [1] như sau: A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 130 87 12 M8 x 22 4 Nút thông hơi: Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm. Kích thước nút thông hơi (tra bảng 18-6 [1]): 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 Nút tháo dầu: Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi và do hạt mài) hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu. Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu. Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18-8 tài liệu [1] (nút tháo dầu tru) như sau: d b m f L c q D S D M 20 x 2 15 9 3 28 2.5 17.8 30 22 25.4 Que thăm dầu: Đê kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu. Que thăm dầu Vòng móc: Dùng để di chuyển hộp giảm tốc một cách dễ dàng. Chiều dày: S=(2÷3)δ=20 mm. Đường kính lỗ vòng móc: d=(3÷4) δ=30 mm Vít tách nắp và thân hộp giảm tốc: Có tác dụng tách nắp và thân hộp giảm tốc, vít M14x30 CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC: Vòng phớt: Vòng phớt là loại lót kín động gián tiếp nhằm mục đích bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ. Những chất này làm ổ chóng bị mài mòn và bị han gỉ. Ngoài ra, vòng phớt còn đề phòng dầu chảy ra ngoài. Tuổi thọ ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào vòng phớt. Vòng phớt được dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng. Tuy nhiên có nhược điểm là chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao. Vòng phớt Vòng chắn dầu: Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp. BẢNG TỔNG KẾT BULONG: Dựa theo bảng Phụ lục sách Vẽ Cơ Khí tâp 1, Trần Hữu Quế Bu long nền: d1=18. Bu lông cạnh ổ: d2=14 Bu long ghép bích nắp và thân: d3=12 Vít ghép nắp ổ: d4=8 Vít ghép nắp cửa thăm: d5=8 DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP: Căn cứ vào các yêu cầu làm việc của từng chi tiết trong hộp giảm tốc, ta chọn các kiểu lắp ghép sau: Dung sai ổ lăn: Vòng trong ổ lăn chịu tải tuần hoàn, ta lắp ghép theo hệ thống trục lắp trung gian để vòng ổ không trượt trên bề mặt trục khi làm việc. Do đó, ta phải chọn mối lắp k6, lắp trung gian có độ dôi, tạo điều kiện mòn đều ổ (trong quá trình làm việc nó sẽ quay làm mòn đều). Vòng ngoài của ổ lăn không quay nên chịu tải cục bộ, ta lắp theo hệ thống lỗ. Để ổ có thể di chuển dọc trục khi nhiệt đô tăng trong quá trình làm việc, ta chọn kiểu lắp trung gian H7. Lắp ghép bánh răng trên trục: Bánh răng lắp lên trục chịu tải vừa, tải trọng thay đổi, va đập nhẹ, ta chọn kiểu lắp ghép H7/k6. Lắp ghép nắp ổ và thân hộp: Để dễ dàng cho việc tháo lắp và điều chỉnh, ta chọn kiểu lắp lỏng H7/e8. Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục: Để dễ dàng cho tháo lắp, ta chọn kiểu lắp trung gian H7/Js6 Lắp chốt định vị: Để đảm bảo độ đồng tâm và không bị sút, ta chọn kiểu lắp chặt P7/h6. Lăp ghép then: Theo chiều rộng, chọn kiểu lắp trên trục là P9/h8 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h8. Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h11. Theo chiếu dài, sai lệch giới hạn kích thước then là h14. BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP Chi tiết Kích thước (mm) Mối ghép ES (µm) EI (µm) es (µm) ei (µm) Bánh răng trục I 40 H7/k6 +25 0 +18 +2 Bánh răng trục II 36 H7/k6 +25 0 +18 +2 Bánh răng trục III 55 H7/k6 +30 0 +21 +2 D Ổ bi đỡ chặn Trục I 62 H7/h6 +30 0 0 -19 Trục II 72 H7/h6 +30 0 0 -19 Trục III 90 H7/h6 +35 0 0 -22 d Trục I 30 H7/k6 +21 0 +15 +2 Trục II 30 H7/k6 +21 0 +15 +2 Trục III 50 H7/k6 +25 0 +15 +2 bxh Then Trục I 8x7 P9/h8 -15 -51 0 -22 10x8 P9/h8 -15 -51 0 -22 Trục II 10x8 P9/h8 -15 -51 0 -22 10x8 P9/h8 -15 -51 0 -22 Trục III 16x10 P9/h8 -18 -61 0 -27 14x9 P9/h8 -18 -61 0 -27 Then(Bánh răng-Bánh xích-Nối trục) Nối trục 8x7 Js9/h8 +18 -18 0 -22 Bánh răng I 10x8 Js9/h8 +18 -18 0 -22 Bánh răng II 10x8 Js9/h8 +18 -18 0 -22 Bánh răng III 10x8 Js9/h8 +18 -18 0 -22 Bánh răng IV 16x10 Js9/h8 +21 -21 0 -27 Đĩa xích 14x9 Js9/h8 +21 -21 0 -27 Chốt định vị D=6 P7/h6 -8 -20 0 -8 Vòng chắn dầu trục I 35 H7/js6 +21 0 +6.5 -6.5 Vòng chắn dầu trục II 35 H7/js6 +21 0 +6.5 -6.5 Vòng chắn dầu trục III 50 H7/js6 +25 0 +8 -8 Vòng phớt trục I 40 H7/js6 +21 0 +6.5 -6.5 Vòng phớt trục III 55 H7/js6 +25 0 +8 -8 Nắp bích ổ lăn trục I 62 H7/h6 +30 0 0 -19 Nắp bích ổ lăn trục II 72 H7/h6 +30 0 0 -19 Nắp bích ổ lăn trục III 90 H7/h6 +35 0 0 -22 Nắp cửa thăm- nắp hộp 150 H8/h7 +63 0 0 -40 KẾT LUẬN Qua thời gian làm đồ án môn học, em đã nắm vững hơn về cách phân tích, đặt vấn đề cho một bài toán thiết kế. Vì đặc trưng nghiên cứu của môn học là tính hệ thống dẫn động thùng trộn nên qua đó giúp cho em có cách xử lý sát thực hơn và biết cách kết hợp với những kiến thức đã được học để tính toán và chọn ra phương án cho thiết kế. Dù đã cố gắng hoàn thành đồ án này và có sự hướng dẫn rất cụ thể của quý thầy khoa Cơ khí nhưng do hiểu biết còn hạn chế và chưa có kinh nghiệm thực tiễn nên chắc chắn đồ án này còn có nhiều thiếu sót và bất cập. Vì vậy, em rất mong sự sửa chữa và đóng góp ý kiến của quý thầy cô để em được rút kinh nghiệm và bổ sung thêm kiến thức cho các đồ án khác hay luận văn tốt nghiệp và công việc sau này. Em xin chân thành cảm ơn sự giúp đỡ của quý thầy khoa Cơ khí và sự hướng dẫn tận tình của thầy Thân Trọng Khánh Đạt. Sinh viên thực hiện TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển: Tính toán thiết kế Hệ dẫn động cơ khí – Tập 1– Nhà xuất bản giáo dục. [2] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển Tính toán thiết kế Hệ dẫn động cơ khí – Tập 2– Nhà xuất bản giáo dục. [3] Nguyễn Hữu Lộc: Cơ sở thiết kế máy– Nhà xuất bản Đại học Quốc Gia TP.Hồ Chí Minh.