Đồ án môn Chi tiết máy - Thiết kế hệ dẫn động băng tải

ÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP ..................................................................................... 47 4.1. Thiết kế các kích thước của vỏ hộp ............................................................ 47 4.1.1. Chọn bề mặt ghép nắp và thân ................................................................ 47 4.1.2. Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp ........................................... 47 4.1.3. Một số chi tiết phụ ................................................................................... 48 4.1.4. Chọn các chế độ lắp trong hộp giảm tốc ................................................. 50 KẾT LUẬN ....................................................................................................... 52 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 3 LỜI NÓI ĐẦU Trong cuộc sống chúng ta có thể bắt gặp những hệ thống truyền động ở khắp nơi và có thể nói nó đóng vai trò nhất định trong cuộc sống cũng như sản xuất. Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì có thể nói hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu. Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp củng cố lại kiến thức đã học trong các môn Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật,...và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí. Công việc thiết kế hộp giảm tốc giúp chúng ta hiểu hơn và có cái nhìn cụ thể hơn về cấu tạo cũng như chức năng của các chi tiết cơ bản như bảnh răng, ổ lăn,...Thêm vào đó trong quá trình thực hiện sinh vieenc ó thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ hình chiếu với công cụ Autocad, điều rát cần thiết với một kỹ sư cơ khí. Với kiến thức còn hạn hẹp, do đó thiếu xót là điều không thể tránh khỏi, em mong nhận được ý kiến từ thầy (cô) và các bạn để đồ án này được hoàn thiện hơn. Em xin chân thành cám ơn! Ngày 28/02/2017 Sinh viên thực hiện Đào Thanh Tuyển ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 4 CHƯƠNG 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. 1.1.2. Xác định công suất động cơ Công suất trên trục động cơ được 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 t lv tP P F .v /10 3000.1,4 /10 4,2 (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 : 3 brt brc ol d k. . . .       brt : hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ: brt = 0,98 brc : hiệu suất của bộ truyền bánh răng côn: brc = 0,97 ol : hiệu suất một cặp ổ lăn: ol =0,995 d : hiệu suất của bộ truyền xích: d = 0,96 k : hiệu suất của khớp nối: k = 1  30,98.0,97.0,995 .0,96.1 0,899   ctP 4,2 / 0,899 4,67 (kW)   ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 5 1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ Số vòng quay của trục máy công tác: 3 3 lv 60.10 .v 60.10 .1,4 n 89,13 (v / ph) .D .300      Tỷ số truyền toàn bộ của hệ thống ut: ut = uh.ud với: uh – tỷ số truyền của hộp giảm tốc côn trụ hai cấp ud – tỷ số truyền của bộ tuyền đai tra bảng 2.4 [1] ta chọn như sau: uh = 10 ud = 3 vậy ut = 30 Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nlv . ut = 89,13.30 = 2673,9 1.1.4. Chọn động cơ thực tế Tra bảng P1.2 [1] ta chọn động cơ 4A100L2Y3 với các thông số: Công suất: 5,5 kW Số vòng quay: n = 2880 (vg/ph) Tk / Tdn = 2,0 Tmax / Tdn = 2,2 1.1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ Kiểm ta điều kiện mở máy và điều kiện quá tải của động cơ vừa chọn: dc ct dc sb P 5,5 P 4,67 n 2880 n 2673,9       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: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 6 dc lv n 2880 u 32,31 n 89,13     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 du u Ta chọn d ngu 3; u 3   1.2.2. Tỷ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc h ngu u .u  h ng u 32,31 u 10,77 u 3     hu 10,77  1 2 u 3,47 u 3,1    với u1: tỷ số truyền cấp nhanh u2: tỷ số truyền cấp chậm 1.2.3. Tính toán các thông số trên trục Trục Thông số Động cơ I II III Công tác Công suất (kW) 4,67 4,65 4,49 4,38 4,2 Tỷ số truyền (-) 1 3,47 3,1 3 Số vòng quay (v/ph) 2880 2880 829,97 267,73 89,24 Momen (Nmm) 15485,59 15419,27 51663,92 156235,76 449447,02 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 7 CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 2.1. Thiết kế bộ truyền đai 2.1.1. Chọn loại đai Chọn tiết diện đai hình thang thường Ta có: PIII = 4,38 (kW) – công suất trên trục bánh đai chủ động n3 = 267,73 (v/ph) số vòng quay trên trục bánh đai chủ động u = 3 – tỷ số truyền của bộ truyền đai 0,02  - hệ số trượt của bộ truyền đai Từ bảng 4.13[1] các thông số của đai hình thang ta chọn loại đai B với các thông số: Kí hiệu Kích thước tiết diện (mm) Diện tích tiết diện A (mm 2 ) Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm) Chiều dài giới hạn l (mm) bt b h yo B 19 22 13,5 4,8 230 200-400 1800-10600 2.1.2. Các kích thước và thông số của bộ truyền đai Đường kính bánh đai nhỏ ta chọn d1 = 315 (mm)  vận tốc của đai: 1 3 .d .n .315.267,73 v 4,42 (m/s) 60000 60000      maxmà v 4,42 v 25 (m/s)   (thỏa mãn điều kiện) 2 1d d .u.(1 ) 315.3.(1 0,02) 926,1 (mm)      vì đường kính bánh đai được tiêu chuẩn hóa nên theo bảng 4.21 [1] ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 8 ta chọn d2 = 900 (mm)  tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai: 2 d 1 d 900 u 2,92 d .(1 ) 315.(1 0,02)        sai lệch tỷ số truyền: 3 2,92 u 100 2,67% 3      (nằm trong phạm vi cho phép về sai lệch tỷ số truyền). Khoảng cách trục (a): Chọn a/d2 = 1 suy ra a = 1.d2 = 1.900 = 900 (mm) Ta có: 1 2 1 20,55.(d d ) h a 2.(d d )     0,55.(315 900) 13,5 900 2.(315 900) 681,75 900 2430          (thỏa mãn điều kiện chọn a) Chiều dài đai (l): Ta có: 2 1 2 1 2 (d d ) l 2.a 0,5 .(d d ) 4.a       2(315 900) l 2.900 0,5 .(315 900) 3803,58 (mm) 4.900         Chiều dài đai được quy tròn theo tiêu chuẩn nên ta chọn chiều dài đai: l = 4000 (mm). Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: maxi v / l 4,42 / 4,0 1,105 i 10     (thỏa mãn) Khoảng cách trục (a) theo chiều dài tiêu chuẩn (l): l = 4000 (mm) 2 28. a 4       ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 9 Trong đó: 1 2 d d 315 900 l 4000 2091,48 2 2                     2 1 d d 900 315 292,5 2 2       2 22091,48 (2091,48) 8.(292,5) a 1003 (mm) 4      Góc ôm (α1): o o o o o o2 1 1 57 (d d ) 57 .(900 315) 180 180 146,75 120 a 1003          2.1.3. Xác định số đai Số đai z được tính theo công thức: III d o l u z P .K z [P ].C C C C  trong đó: PIII - công suất trên trục bánh đai chủ động: PIII = 4,38 (kW) [Po] - công suất cho phép, tra bảng 4.19[1] ta được [Po] = 3,88 (kW) Kd - hệ số tải trọng động, tra bảng 4.7[1] ta được Kd = 1,1 Cα - hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1, 1C 1 0,0025(180 ) 1 0,0025(180 146,75) 0,917        Cl – hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, ta có lo = 3750, l = 4000 nên l/lo = 4000/3750 = 1,07 tra bảng 4.16 Cl = 1,01 Cu – hệ số xét đến ảnh hưởng của tỷ số truyền ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 10 u = 3 tra bảng 4.17 Cu = 1,14 Cz – hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, ta có PIII/[Po] = 4,38/3,88 = 1,13 Cz = 1 4,38.1,1 z 1,176 3,88.0,917.1,01.1,14.1    chọn z = 2 Chiều rộng bánh đai B B (z 1).t 2e (2 1).25,5 2.17 59,5 (mm)       Đường kính ngoài của bánh đai da a1 1 od d 2h 315 2.5,7 326,4 (mm)     a2 2 od d 2h 900 2.5,7 911,4 (mm)     2.1.4. Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục Lực căng đai được xác định theo công thức: III d 0 v 780P .K F F v.C .z   trong đó: Fv – lực căng do lực ly tâm sinh ra Fv = qmv 2 trong đó: qm – khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22 qm = 0,3 v – vận tốc vòng, m/s PIII – công suất trên trục bánh đai chủ động, kW 2 0 780.4,38.1,1 F 0,3.(4,42) 469,46 (N) 4,42.0,917.2     Lực tác dụng lên trục: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 11 o 1 r 0 146,75 F 2F .z.sin 2.469,46.2.sin 1799 (N) 2 2             2.1.5. Bảng kết quả tính toán Thông số Kí hiệu Giá trị Đơn vị Đường kính bánh đai nhỏ d1 315 mm Đường kính bánh đai lớn d2 900 mm Tỷ số truyền ud 3 - Hệ số trượt ε 0,02 - Khoảng cách trục a 1003 mm Góc ôm α1 146,75 độ( o ) Chiều dài đai l 4000 mm Số đai z 2 - Chiều rộng bánh đai B 59,5 mm Đường kính ngoài bánh đai da1 326,4 mm da2 911,4 Lực căng đai F0 469,46 N Lực tác dụng lên trục Fr 1799 N 2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng 2.2.1. Chọn vật liệu chế tạo Tra bảng 6.1[1] ta chọn: Vật liệu làm bánh răng nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB 241285, có giới hạn bền b1 850 (MPa)  , giới hạn chảy ch1 580 (MPa)  . Ta chọn độ rắn bề mặt là HB1 = 245. Vật liệu làm bánh răng lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB 192240, có giới hạn bền b2 750 (MPa)  , giới hạn chảy ch2 450 (MPa)  , vì tốc độ quay và cường độ làm việc của bánh răng lớn nhỏ hơn tốc độ quay và ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 12 cường độ làm việc của bánh răng nhỏ nên ta chọn độ rắn bề mặt bánh răng lớn nhỏ hơn bánh răng nhỏ 15 đơn vị.  ta chọn HB2 = 230. 2.2.2. Xác định ứng suất cho phép Ứng suât tiếp xúc cho phép H[ ] và ứng suất uốn cho phép F[ ] được xác định theo công thức: o H lim H R V xH HL H [ ] .Z .Z .K .K S         o Flim F R S xF FL F [ ] .Y .Y .K .K S         trong đó: ZR – hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc ZV – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng KxH – hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng YR – hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng YS – hệ số xét đến độ nhám của vật liệu đối với tập trung ứng suất sY 1,08 0,0695.ln(m)  KxF – hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn vì lúc đầu là tính toán thiết kế sơ bộ nên ta lấy: o R V xH H Hlim HL H o R S xF F Flim FL F Z .Z .K 1 [ ] .K / S Y .Y .K 1 [ ] .K / S             trong đó: oH lim - ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, được tính theo công thức: oH lim 2HB 70   (tra bảng 6.1[1]) o H lim1 12HB 70 2.245 70 560 (MPa)      o H lim 2 22HB 70 2.230 70 530 (MPa)      ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 13 o F lim - ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, được tính theo công thức: oFlim 1,8HB  o Flim1 11,8HB 1,8.245 441 (MPa)    oFlim 2 21,8HB 1,8.230 414 (MPa)    SH – hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc, tra bảng 6.2[1] ta được SH = 1,1 SF – hệ số an toàn khi tính về uốn, tra bảng 6.2[1] ta được SF = 1,75 KFC - hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải trọng, vì bộ truyền quay 1 chiều nên KFC = 1 KHL, KFL – hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức: H F m HL HO HE m FL FO FE K N / N K N / N   trong đó : mH, mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn mH = 6, mF = 6 NHO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc HHO 2,4 B30HN  , với HHB – độ rắn Brinen. 2,4 2,4 7 HO1 B1H 30H 30.245 1,6.10N    2,4 2,4 7 H2 B2HO 30H 30.230 1,39N .10   NFO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn vì bánh răng làm bằng thép nên NFO=4.10 6 FO1 FO2 6N N 4.10   NHE, NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, vì bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi nên ta có: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 14 F 3 HE i max i i m FE i max i i N 60.c. (T / T ) .n .t N 60.c. (T / T ) .n .t     trong đó: c – số lần ăn khớp trong một vòng quay, c=1 ni – số vòng quay ở chế độ thứ i ti – thời gian làm việc ở chế độ thứ i nên ta có: 3 HE1 i i max i 3 3 3 9 N 60.c.n . (T / T ) .t 15 45 20 60.1.2922.19200.(1 . 0,9 . 0,7 . ) 2,3.10 80 80 80       9 9HE1 HE2 1 N 2,3.10 N 0,5.10 u 4,71    6 FE1 1 i max i 6 6 6 9 N 60.c.n (T / T ) .t 15 45 20 =60.1.2922.19200.(1 . 0,9 . 0,7 . )=1,74.10 80 80 80     9 9FE1 FE2 1 N 1,74.10 N 0,37.10 u 4,71    Ta có: HE1 HO1 HL1 HE2 HO2 HL2 FE1 FO1 FL1 FE2 FO2 FL2 N N K 1 N N K 1 N N K 1 N N K 1                Như vậy ta có: o H 1 H lim1 HL1 H[ ] .K / S =560.1/1,1=509,1 (MPa)   o H 2 H lim 2 HL2 H[ ] .K / S 530.1 /1,1 481,82 (MPa)     o F 1 Flim1 FL1 F[ ] .K / S =441.1/1,75=250 (MPa)   o F 2 Flim 2 FL2 F[ ] .K / S =414.1/1,75=236,57 (MPa)   ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 15 Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng và bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta có: H H 2[ ]=[ ] =481,82 (MPa)  Ứng suất tải cho phép: H max ch2[ ] 2,8. 2,8.450 1260 (MPa)     F1 max ch1[ ] 0,8. 0,8.580 464 (MPa)     F2 max ch2[ ] 0,8. 0,8.450 360 (MPa)     2.2.3. Thiết kế bộ truyền cấp nhanh (bộ truyền bánh răng côn răng thẳng) a) Xác định chiều dài côn ngoài hoặc đường kính chia ngoài Chiều dài côn ngoài của bánh chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc, công thức có dạng:   22 3 e R 1 H be be HR K u 1. T K / (1 K )K u        trong đó: KR = 0,5.Kd – hệ số phụ thuộc vào vật liệu làm bánh răng và loại răng KR = 0,5.100 = 50 (MPa 1/3 ) Kbe – hệ số chiều rộng vành răng, Kbe = 0,3 KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh răng côn, tra bảng 6.21[1] ta được KHβ = 1,265 T1 – momen xoắn trên trục bánh chủ động, T1 = 15419,27 (Nmm) [σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH] = 481,82 (MPa) Do đó: 2 23eR 50. 3,47 1. 15419,27.1,265 / [(1 0,3).0,3.3,47.481,82 ] 87,88    Hoặc de1 = 48,67 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 16 b) Xác định các thông số ăn khớp  Vì là bánh răng côn răng thẳng, tra bảng 6.22[1] ta có: Z1p = 17 Độ rắn mặt răng ≤ HB350 nên Z1 = 1,6.Z1p = 1,6.17 = 27,2 ta lấy 27 Đường kính trung bình: dm1 = (1- 0,5.Kbe).de1 = (1 – 0,5.0,3).48,67 = 41,37 (mm) mtm = dm1/Z1 = 41,37/27 = 1,53  Xác định mô đun Với bánh răng côn răng thẳng: te tm bem m / (1 0,5K ) 1,53 / (1 0,5.0,3) 1,8     ta lấy mte = 2 Tính lại mtm và dm1: tm te bem m .(1 0,5.K ) 2.(1 0,5.0,3) 1,7     m1 tm 1d m .Z 1,53.27 41,31    Xác định số răng bánh 2 và góc côn chia Z2 = u.Z1 = 3,47.27 = 93,69 ta lấy 94 Tỷ số truyền thực tế của bộ truyền: u = 94/27 = 3,48 Góc côn chia: 1 1 2arctg(Z / Z ) arctg(27 / 94) 16,026    = 16 o1’33’’ o o o o 2 190 90 16 1'33'' 73 58'27''       c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thoả mãn điều kiện sau:     2 21 H H M H H H R V XH2 m1 2T K u 1 Z .Z .Z Z .Z .K 0,85bd u         trong đó: ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5[1] ta được ZM = 274 (MPa) 1/3 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 17 ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, tra bảng 6.12[1] ta được ZH = 1,76 (khi x1 = x2 = 0) Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, được xác định như sau: Z (4 ) / 3    với 1 2 m[1,88 3,2(1/ Z 1/ Z )].cos     [1,88 3,2(1/ 27 1/ 94).cos0=1,73   Do đó: Z (4 1,73) / 3 0,87    KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, H H H HvK K .K .K  với: KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.21[1] ta được KHβ = 1,265 KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, ta có KHα = 1 với bánh răng côn răng thẳng KHv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức: Hv H m1 1 H HK 1 bd / (2T K K )    trong đó: H H o m1g v d (u 1) / u    với dm1 – đường kính trung bình của bánh côn nhỏ, dm1 = 41,31 (mm) m1 1v d n / 60000 .41,31.2880 / 60000 6,23     Tra bảng 6.15 và 6.16 ta được δH = 0,004 và go = 56 Nên H H max0,004.56.6,23 41,31(3,48 1) / 3,48 10,18      Hv 10,18.26,364.41,31 K 1 1,284 2.15419,27.1,265.1    HK 1.1,265.1,284 1,625  T1 – momen xoắn trên trục bánh chủ động, T1 = 15419,27 (Nmm) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 18 b = Kbe.Re = 0,3.87,88 = 26,364 (mm) – chiều rộng vành răng H[ ] - ứng suất tiếp xúc cho phép, H[ ] = 481,82 (MPa) 2 H 2 2.15419,27.1,625. 3,48 1 274.1,76.0,87. 489,89 (MPa) 0,85.26,364.41,31 .3,48     Mức chênh lệch H[ ] : H 489,89 481,82 [ ] .100% 1,675% 4% 481,82       Tính lại chiều rộng vành răng: 2 2 be e H Hb K .R ( /[ ]) 0,3.87,88.(489,89 / 481,82) 27,25 (mm)     d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Điều kiện bền uốn:  F1 1 F F1 nm m1 F12TK Y Y Y / (0,85bm d )      F2 F1 F2 F1 F2Y / Y     trong đó: T1 – momen xoắn trên bánh chủ động mnm – modun pháp trung bình, mnm = mtm = 1,7 b – chiều rộng vành răng dm1 – đường kính trung bình của bánh chủ động Yβ = 1 – hệ số kể đến độ nghiêng của răng YF1, YF2 – hệ số dạng răng, YF1 = 4,08; YF2 = 3,61 KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn, KF = KFβ.KFα.KFv với KFβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, KFβ= 1,23 KFα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 19 cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, KFα = 1 KFv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp tính theo công thức: F o m1 m1F m1 FV 1 F F 1 F F g v. d (u 1) / u.b.dbd K 1 1 2T K K 2T K K 0,011.56.6,23. 41,31(3,48 1) / 3,48.26,364.41,31 1 1,8 2.15419,27.1,23.1               FK 1,23.1.1,8 2,214   Do đó:  F1 F1 2.15419,27.2,214.0,585.1.4,08 103,55 250 0,85.26,364.1,7.41,31        F2 F2 103,55.3,61 91,62(MPa) 236,57(MPa) 4,08       Vậy răng đảm bảo điều kiện về độ bền uốn e) Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kq t = mm 1 T T =1,3 để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt  Hmax H qt Hmaxk 489,89 1,3 558,56(MPa) 1260(MPa)         F1max F1 qt F1 maxσ σ .K 103,55.1,3 134,615(MPa) σ 464(MPa)      F2max F2 qt F2 maxσ σ .K 91,62.1,3 119,106(MPa) σ 360(MPa)     Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải. f) Kích thước hình học của bộ truyền Thông số Ký hiệu Giá trị Chiều dài côn ngoài Re 97,8 Chiều rộng vành răng b 26,364 Chiều dài côn trung bình Rm 84,618 Đường kính chia ngoài de de1 = 54; de2 = 188 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 20 Góc côn chia δ δ1 = 16; δ2 = 74 Chiều cao răng ngoài he 4,4 Chiều cao đầu răng ngoài hae hae1 = 8,8; hae2 = 8,8 Chiều cao chân răng ngoài hfe hfe1 = hfe2 = 4,4 Đường kính đỉnh răng ngoài dae dae1 = 70,92; dae2 = 192,85 Góc chân răng θf θf1 = 2,58; θf2 = 2,58 Góc côn đỉnh δa δa1 = 18,58; δa2 = 76,58 Góc côn đáy δf δf1 = 13,42; δf2 = 71,42 2.2.4. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng a) Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền Xác định sơ bộ khoảng cách trục: ta có: 2 H 3 w2 a 2 2 H 2 ba T .K a K .(u 1). [ ] .u .      trong đó: aK - hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng tra bảng 6.5[1] ta có: aK = 49,5 T2 – momen xoắn trên trục bánh răng chủ động, T2 = 51663,92 (Nmm) H [ ] - ứng suất tiếp xúc cho phép, H[ ] =481,82 (MPa) U2 – tỷ số truyền của bộ truyền đang tính, u2 = 3,1 ba  - hệ số, tra bảng 6.6[1] ta được ba =0,4 H K  - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc, phụ thuộc vào vị trí của bánh răng dối với các ổ và hệ số bd , bd ba 20,53 .(u 1) 0,53.0,4.(3,1 1) 0,9328        tra bảng 6.7[1] sơ đồ 5 ta được HK  =1,05; KFβ=1,12 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 21 3 w2 2 51663,92.1,05 a 49,5.(3,1 1). 116,36 (mm) 481,82 .3,1.0,4     Chọn aw2 = 116 (mm) b) Xác định các thông số ăn khớp  Môđun (m) w2m (0,01 0,02)a =(0,01 0,02).116 1,6 2,32      Vì khi thiết kế ta nên thống nhất hoá môđun tiêu chuẩn của cặp bánh răng cấp nhanh và môđun tiêu chuẩn của cặp bánh răng cấp chậm nên ta chọn m = 2.  Số răng : Vì là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên β = 0  Số răng nhỏ Z3 : w2 3 2 2a 2.116 Z 28,3 m(u 1) 2.(3,1 1)      vì số răng nguyên nên ta lấy Z3 = 29  số răng bánh răng lớn Z4 : 4 3 2Z Z .u 29.3,1 89,9   ta lấy số răng bánh răng lớn: Z4 = 90  tỷ số truyền thực tế của bộ truyền là : t 2 90 u 3,1 29    Góc ăn khớp: o tw2 t2 w 2cos Z mcos / (2a ) 119.2.cos20 / (2.116) 0,964     o o tw2 15,42 15 25'   c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc : 2H M H 2 H t2 w2 t2 w3Z .Z .Z 2T .K .(u 1)(b .u .d )   ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 22 trong đó : ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, tra bảng 6.5[1] ta có /M 1 3274 (MPa)Z  ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc H b tw22cos / sin 2Z    ở đây : b - góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở o b 0  o o HZ 2cos0 / sin(2.15,42 ) 1,675   Z - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ta có :  - hệ số trùng khớp dọc w2 b .sin m.      ở đây : w2b - chiều rộng vành răng w2 ba w2b .a 0,4.116 46,4 (mm)   46,4.sin(0) 0 2.     Z (4 ) / 3     với  - hệ số trùng khớp ngang 3 4 o 1 1 [1,88 3,2 ].cos Z Z 1 1 =[1,88 3,2 ].cos(0 ) 1,734 29 90                    Z (4 1,734) / 3 0,87    dw3 – đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ, ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 23 w3 w2 t2d 2a / (u 1)  2.116 / (3,1 1) 56,6 (mm)   ta có vận tốc vòng của bánh răng: w3 2d .n .56,6.829,97v 2,46 (m/s) 60000 60000      tra bảng 6.13[1] ta chọn cấp chính xác là cấp 8 tra bảng 6.15[1] ta được H 0,006  , tra bảng 6.16[1] ta được og 56 H H o w2 t2 v g v a / u 0,006.56.2,46. 116 / 3,1 5,056    KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc H H H HvK K .K .K  với: KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, tra bảng 6.14[1] với cấp chính xác là cấp 8, v = 2,46 (m/s) ta được: H FK 1,05 K 1,22   KHβ – đã tra ở trên, KHβ = 1,05 KHv – hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp H w2 w3Hv 2 H H v .b .d K 1 2T .K .K    5,056.46,4.56,6 1 1,12 2.51663,92.1,05.1,05    HK 1,05.1,05.1,12 1,235   H 2 H 2.51663,92.1,235(3,1 1) 274.1,675.0,87. 46,4.3,1.56,6 =425,5 (MPa)<[ ] 481,82(MPa)      d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 24 không được vượt quá một giá trị cho phép. 2 F F1 F1 F1 w2 w3 2T .K .Y .Y .Y [ ] b .d .m       F1 F2 F2 F2 F1 .Y [ ] Y      trong đó : T2 – momen xoắn trên trục bánh răng chủ động m – môđun pháp bw2 – chiều rộng vành răng dw3 – đường kính vòng lăn Y - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y 1/   với  - hệ số trùng khớp ngang đã tính ở trên Y 1/1,734 0,577   Y - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, vì bộ truyền là răng thẳng nên ta có: β =0, nên Yβ =1 YF1, YF2 – hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc vào số răng tương đương và hệ số dịch chỉnh ta có : 3 v3 3 3 4 v4 3 3 Z 29 Z 29 cos cos 0 Z 90 Z 90 cos cos 0             tra bảng 6.18[1] ta được : F1 F2 Y 3,8 Y 3,605    KF – hệ số tải trọng khi tính về uốn, ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 25 F F F FvK K .K .K  trong đó : FK  - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn tra bảng 6.14[1] ta được FK 1,22  FK  - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn tra bảng 6.7[1] ta được FK 1,12  FvK - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: F w2 w3Fv 1 F F v .b .d K 1 2T .K .K    với: F F o w2 t2v .g .v. a / u  tra bảng 6.15[1] ta được F =0,016 tra bảng 6.16[1] ta được og =56 nên Fv 0,016.56.2,46. 116 / 3,1 13,5 (m/s)  Fv 13,5.46,4.56,6 K 1 1,25 2.51663,92.1,12.1,22     FK 1,22.1,12.1,25 1,7   F1 2.51663,92.1,7.0,577.1.3,8 73,3 (MPa) 46,4.56,6.2    F2 73,3.3,605 69,6 (MPa) 3,8    Ta có: F1 F 1 R s xF[ ] [ ] .Y .Y .K   F2 F 2 R s xF[ ] [ ] .Y .Y .K   Ys = 1,08-0,0695.ln(m) = 1,08-0,0695.ln(2)=1,032 YR = 1 (bánh răng phay), KxF =1 (vì da <400 mm) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 26 F1[ ] 252.1.1,032.1 260 (MPa)    F2[ ] 236,57.1.1,032.1 244 (MPa)   Ta có: F1 F1 F2 F1 73,3 [ ]=260 (MPa) 69,6 [ ]=244 (MPa)           thoả mãn điều kiện về độ bền uốn của răng. e) Kiểm nghiệm điều kiện quá tải Ta có: qt maxK T / T = 1,3 trong đó: Kqt – hệ số quá tải Tmax – momen xoắn quá tải T - momen xoắn danh nghĩa Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một quá trị cho phép tức là : H max H qt H max. K [ ]     Hmax 425,5. 1,3 485,15 1260 (MPa)    Để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép tức là: Fmax F qt F max .K [ ]     F1max 73,3.1,3 95,29 464 (MPa)    F2max 69,6.1,3 90,48 360 (MPa)     Thoả mãn điều kiện quá tải. f) Xác định một vài thông số và kích thước của bộ truyền  Đường kính vòng chia: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 27 3 3d mz / cos 2.29 / cos0 58 (mm)   4 4d mz / cos 2.90 / cos0 180 (mm)    Đường kính vòng lăn: w3 w2 t2d 2a / (u 1) 2.116 / (3,1 1) 56,6 (mm)      w4 w3 td d .u 56,6.3,1 175,5 (mm)    Khoảng cách trục chia: 2 4 3a 0,5m.(Z Z ) / cos 0,5.2.(29 90) / cos0 119 (mm)        Đường kính đỉnh răng: a3 3 3 2d d 2(1 x y )m =58 2(1 0 0).2=62 (mm)        a4 4 4 2d d 2(1 x y )m 180 2(1 0 - 0).2 184 (mm)          Đường kính đáy răng : f 3 3 3d d (2,5 2x )m 58 (2,5 2.0).2 53 (mm)        f 4 4 4d d (2,5 2x )m =180 (2,5 2.0).2 175 (mm)        Đường kính cơ sở: o b3 3d d .cos 58.cos20 54,5 (mm)    o b4 4d d .cos 180.cos20 169 (mm)     Góc prôfin răng: ot 20   Góc ăn khớp: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 28 tw2 2 t w2 o o arccos(a .cos / a ) arccos(119.cos20 /116) 15,42      2.2.5. Kiểm tra sai số vận tốc Kiểm tra sai số vận tốc theo công thức: dc thuc thuc n n n n u n .100% .100% n n 2880 89,24 2,92.3,48.3,1 .100% 2,52% 5% 89,24          (thoả mãn sai số vận tốc) 2.2.6. Kiểm tra điều kiện bôi trơn Công thức kiểm tra: 2 m2 d 180 1,11 [1,1;1,3] d 162,7    (thoả mãn điều kiện bôi trơn) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 29 CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 3.1. Chọn vật liệu Sử dụng thép 45 tôi cải thiện để chế tạo trục 3.2. Tải trọng tác dụng lên trục 3.2.1. Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng a) Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng Ft1 = Ft2 = 2T1/dm1 = 2.15419,27/41,31 = 746,5 (N) Fr1 = Fa2 = Ft1.tgα.cosδ1 = 746,5.tg20 o .cos16 o = 261,2 (N) Fa1 = Fr2 = Ft1.tgα.sinδ1 = 746,5. tg20 o .sin16 o = 74,8 (N) b) Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Ft3 = Ft4 = 2T2/dw3 = 2.51663,92/56,6 = 1825,6 (N) Fr3 = Fr4 = Ft3.tgαtw/cosβ = 1825,6.tg15,42/cos0 = 503,6 (N) 3.2.2. Lức tác dụng từ bộ truyền đai, khớp nối Lực tác dụng từ bộ truyền đai: Fr = 1799 (N) gồm 2 thành phần như sau: Frx = 1272(N); Fry = 1272 (N) Lực tác dụng từ khớp nối: Fk = 206 (N) 3.3. Tính toán thiết kế trục 3.3.1. Tính sơ bộ trục Đường kính trục 1 có thể lấy dựa vào đường kính của động cơ điện: d1 = 25 (mm) d2 = 30 (mm) d3 = 40 (mm) 3.3.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Từ đường kính d ta có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn, theo bảng 10.2 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 30 Chiều dài may ơ bánh răng trụ nhỏ lắp trên trục 2: lm22 = 40 (mm) Chiều dài may ơ bánh răng trụ lớn lắp trên trục 3: lm32 = 55 Chiều dài may ơ bánh đai lắp trên trục 3: lm33 = 55 (mm) Chiều dài may ơ bánh răng côn lắp trên trục 1: lm13 = 35 (mm) Chiều dài may ơ bánh răng côn lắp trên trục 2: lm23 = 40 (mm) Chiều dài may ơ nửa khớp nối: lm12 = 50 (mm) Khoảng côn xôn trên trục 1: lc12 = 63,5 (mm) Khoảng côn xôn trên trục 3: lc33 = 69 (mm) Chiều rộng vành bánh răng côn trên trục 1: b13 = 26,364 (mm) k1 = 10; k2 = 10; k3 = 15; hn = 15 trục 1: l12 = -63,5 (mm); l11 = 70 (mm); l13 = 121 (mm) trục 2: l22 = 49,5 (mm); l23 = 83 (mm); l21 = 149 (mm) trục 3: l31 = 149 (mm); l32 = 49,5 (mm); l33 = 218(mm) 3.3.3. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục a) Trục 1  Sơ đồ các lực tác dụng lên trục:  Phản lực tại các gối đỡ: Fx10 = 926,5 (N); Fy10 = 190,3 (N) Fx11 = 1467 (N); Fy11 = 451,5 (N) Fk Fy10 Fx10 F y11 Fx11 Ft1 Fr1 l11 l13l12 y x ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 31  Biểu đồ momen:  Momen uốn tổng hợp: Tính theo công thức: 2 2j yj xjM M M  M11 = 40334,7 (Nmm); M12 = M13 = 0; M10 = 13081 (Nmm)  Momen tương đương: Tính theo công thức: 2 2tdj j jM M 0,75.T  Mtđ10 = 18692,99 (Nmm) Mtđ11 = 42487,68 (Nmm) Mtđ12 = Mtđ13 = 13353,48 (Nmm)  Đường kính trục tại các tiết diện: Tính theo công thức: 3j tdjd M / (0,1.[ ]  Với [σ] = 63 (MPa) ta tính được đường kính các đoạn trục như sau: Fk Fy10 Fx10 F y11 Fx11 Ft1 Fr1 13321 13081 38071,5 15419,27 Mx My T ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 32 d10 = d11 = 25 (mm) d12 = d13 = 20 (mm) b) Trục 2  Sơ đồ các lực tác dụng lên trục:  Phản lực tại các gối đỡ: Fx20 = 888,4 (N); Fy20 = 303,2 (N); Fx21 = 190,7 (N); Fy21 = 125,6 (N)  Biểu đồ momen Fx21 F y21 Ft2 Fr2 Fr3 Ft3 Fx20 F y20 y x l22 l23 l21 Mx My T Fx21 F y21 Ft2 Fr2 Fr3 Ft3 Fx20 F y20 8364 15008,4 1300,2 43975,8 51663,92 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 33  Momen uốn tổng hợp: M20 = M21 = 0; M22 = 46466,1 (Nmm); M23 = 8464,5 (Nmm)  Momen tương đương: Mtđ20 = Mtđ21 = 44742,3 (Nmm); Mtd22 = 64505,6 (Nmm) Mtd23 = 45535,9 (Nmm)  Đường kính các đoạn trục: d20 = d21 = 30 (mm); d22 = 35 (mm); d23 = 32 (mm) c) Trục 3 Sơ đồ các lực tác dụng lên trục:  Phản lực tại các gối đỡ: Fx30 = 630,1 (N); Fy30 = 924,7 (N) Fx31 = 2467,5 (N); Fy31 = 1693,1 (N) l31 l33 y x F y30 Fx30 Ft4 Fr4 Fx31 F y31 Fry Frx l32 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 34  Biểu đồ momen:  Momen uốn tổng hợp: M30 = M33 = 0; M31 = 124122,7 (Nmm) M32 = 55389,1 (Nmm)  Momen tương đương: Mtđ30 = Mtđ33 = 135304,14 (Nmm) Mtđ31 = 183612,78 (Nmm) Mtđ32 = 146202,5 (Nmm)  Đường kính tại các đoạn trục: d30 = d31 = 35 (mm); d32 = 38 (mm); d33 = 32 (mm) 45772,65 87768 31189,95 87768 78117,88 78117,88 Mx My T F y30 Fx30 Ft4 Fr4 Fx31 F y31 Fry Frx ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 35 3.3.4. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Kết cấu trục đảm bảo được 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    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: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 36 Trên trục I: tiết diện 13, tiết diện lắp ổ lăn 11 Trên trục II: tiết diện 22, tiết diện 23 Trên trục III: tiết diện 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 13: có d13 =20 (mm), 3 2 3 2 313 1 13 1 13 13 ( ) .20 6.3,5(20 3,5) W 642,5 (mm ) 32 2 32 2.20        d bt d t d   3 2 3 2 313 1 13 1 13 13 ( ) .20 6.3,5(20 3,5) W 1427,87 (mm ) 16 2 16 2.20       o d bt d t d   Tại tiết diện 11: có d11 = 25 (mm) lắp ổ lăn ta có: 3 3 311 11 .25 W 1533,98 (mm ) 32 32    d  3 3 311 11 .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 = 32 (mm) ta có: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 37 3 2 3 2 323 1 23 1 23 23 ( ) .32 10.5(32 5) W 2077,9 (mm ) 32 32 32        d bt d t d   3 2 3 2 323 1 23 1 23 23 ( ) .32 10.5(32 5) W 5294,92 (mm ) 16 16 32       o d bt d t d   Momen cản uốn và cản xoắn ứng với các tiết diện trên trục III: Tiết diện 31: có d31 = 35 (mm) 3 3 331 31 .35 W 4209,24 (mm ) 32 32    d  3 3 331 31 .35 W 8418,5 (mm ) 16 16   o d  Tiết diện 32 có d32 = 38, có rãnh then 3 2 3 2 332 1 32 1 32 32 ( ) .38 10.5(38 5) W 3954,15 (mm ) 32 32 38        d bt d t d   3 2 3 2 332 1 32 1 32 32 ( ) .38 10.5(38 5) W 9341,2 (mm ) 16 16 38       o d bt d t d   Tiết diện 33 có d33 = 32, lắp rãnh then: 3 2 3 2 333 1 33 1 33 32 ( ) .32 10.5(32 5) W 2077,9 (mm ) 32 32 32        d t d t d   3 2 3 2 333 1 33 1 33 32 ( ) .32 10.5(32 5) W 5294,9 (mm ) 16 16 32       o d bt d t d   Ta có bảng kích thước then, giá trị momen cản uốn, momen cản xoắn ứng với các tiết diện: Tiết diện Đường kính trục b x h t1 W (mm 3 ) Wo (mm 3 ) σa τm =τa 11 25 - - 1533,98 3067,96 26,3 2,5 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 38 13 20 6 x 6 3,5 642,5 1427,87 0 5,4 22 35 10 x 8 5 3566,4 7775,63 13,1 3,3 23 32 10 x 8 5 2077,9 5294,92 4,1 4,9 31 35 - - 4209,24 8418,5 29,5 9,3 32 38 10 x 8 5 3954,15 9341,2 14 8,4 33 32 10 x 8 5 2077,9 5294,9 0 14,8 Ta có: ( / 1)dj x yK K K K     ( / 1)dj x yK K K K     với: Kx = 1,06; Ky = 1,5 Tra bảng 10.12[1], Kσ =1,76; Kτ =1,54 Tra bảng 10.10[1], ta có hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi là: ԑσ13 = 0,83; ԑτ13 = 0,89; ԑσ11 = 0,77; ԑτ11 =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 11 25 3,5 2,94 3,4 24,5 3,4 13 20 3,3 2,7 - 12,3 12,3 22 35 3,6 3 6,6 18,2 6,2 23 32 3,7 3,1 20,4 11,8 10,2 31 35 3,9 3,44 2,7 5,6 2,43 32 38 3,97 3,2 5,6 6,7 4,3 33 32 3,9 3,1 - 3,9 3,9 Hệ số an toàn cho phép thông thường [s] = 1,52,5, từ bảng trên ta thấy ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 39 các giá trị hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đều thoả mãn điều kiện về độ bền mỏi. 3.3.5. 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 (như 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) 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 Đường 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. 3.3.6. Kiểm nghiệm trục về độ cứng Vì kích thước trục được xác định theo độ bền không phải bao giờ cũng đảm bảo độ cứng cần thiết cho sự làm việc bình thường của các bộ truyền và ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 40 các ổ, cũng như 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 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 trượt, 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 [φ] – góc xoắn cho phép Bảng kết quả tính toán: ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 41 Tiết diện Đường kính d Jo k φ [φ] 11 25 38350 1 0,21’ 10,125’ 12 20 15708 1,7 0,15’ 10,125’ 22 35 147324 1,84 0,27’ 8,52’ 23 32 102944 1,73 0,13’ 8,52’ 31 35 147324 1 0,39’ 10,62’ 32 38 204708 1,58 0,15’ 10,62’ 33 32 102944 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. 3.4. Tính chọn ổ lăn 3.4.1. Tính chọn ổ lăn cho trục 1 Các thông số đầu vào: Số vòng quay: n = 2880 (v/ph) Thời gian sử dụng 16800 giờ Phản lực tại các gối: Fr1 = 1535 (N) Đường kính ngõng trục: d = 25 (mm) Lực dọc trục: Fa1 = 74,8 (N) Ta có: 1 1/ 74,8 /1535 0,05 0,3  a rF F , 12 o  Vì có lực dọc trục nhỏ và tải trọng tác dụng lên ổ là lớn nên ta dùng ổ đũa trụ ngắn đỡ. Với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d = 25 (mm) ta chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ trung hẹp có kí hiệu 2305 với các thông số như sau: Đường kính trong của ổ: d = 25 (mm) Đường kính ngoài của ổ: D = 62 (mm) Khả năng tải động: C = 22,6 (kN) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 42 Khả năng tải tĩnh của ổ: Co = 14,3 (kN) a) Chọn ổ theo khả năng tải động Khả năng tải động dC được tính theo công thức: . m dC Q L trong đó: Q – tải trọng quy ước, kN L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ta chọn ổ đũa nên m = 10/3 gọi hL là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ: 610 . / (60 )hL L n 6 6.60 /10 16800.60.2880 /10 2903,04   hL L n Xác định tải trọng động quy ước Ta có: 1 1( YF ). r a t dQ XVF k k trong đó: Fr1 và 1aF - tải trọng hướng 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 hưởng của nhiệt độ, ở đây kt = 1 dk - hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] ta được dk =1 X và Y - hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, ta có: 0iF / 1.0,0748 /14,3 0,005 a C 0,19 e 1/ 0,0748 / (1.1,535) 0,05  a rF VF e tra bảng 11.4 ta được X = 1, Y = 0 (1.1.1,535 0.0,0748).1.1 1,535 (kN)   Q ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 43 10/31,535. 2903,04 16,8 (kN) < 22,6 (kN)  dC Như 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 được 0,5 Y 1 o oX 0,5.1,535 1.0,0748 0,8423   tQ mà 0,8423 < 14,3 (kN) t oQ C Nên điều kiện về khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. 3.4.2. Chọn ổ cho trục 2 Các thông số đầu vào: Số vòng quay: n = 829,97 (v/ph) Thời gian sử dụng 16800 giờ Phản lực tại các gối: Fr2 = 939 (N) Đường kính ngõng trục: d = 30 (mm) Lực dọc trục: Fa2 = 261,2 (N) Ta có: 2 2/ 261,2 / 939 0,278 0,3  a rF F nên 12 o Với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d = 30 (mm) ta chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ trung hẹp có kí hiệu 2306 với các thông số như sau: Đường kính trong của ổ: d = 30 (mm) Đường kính ngoài của ổ: D = 72 (mm) Khả năng tải động: C = 30,2 (kN) Khả năng tải tĩnh của ổ: Co = 20,6 (kN) ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 44 a) Chọn ổ theo khả năng tải động Khả năng tải động dC được tính theo công thức: . m dC Q L trong đó: Q – tải trọng quy ước, kN L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ta chọn ổ đũa nên m = 10/3 gọi hL là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ: 610 . / (60 )hL L n 6 6.60 /10 16800.60.829,97 /10 836,6   hL L n Xác định tải trọng động quy ước Ta có: 2 2( YF ). r a t dQ XVF k k trong đó: Fr2 và 2aF - tải trọng hướng 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 hưởng của nhiệt độ, ở đây kt = 1 dk - hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] ta được dk =1 X và Y - hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, tra bảng 11.4 ta được X = 1, Y = 0 (1.1.0,939 0.0,2612).1.1 0,939 (kN)   Q 10/30,939. 836,6 7,1 (kN) < 30,2 = C (kN)  dC Như 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 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 45 trong đó: 2 2 t o r o aQ X F Y F tra bảng 11.6 ta được 0,5 Y 1 o oX 0,5.0,939 1.0,2612 0,7307   tQ mà 0,7307 < 20,6 (kN) t oQ C nên điều kiện về khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. 3.4.3. Chọn ổ cho trục 3 Các thông số đầu vào: Số vòng quay: n = 267,73 (v/ph) Thời gian sử dụng 16800 giờ Phản lực tại các gối: Fr3 = 2992,5 Đường kính ngõng trục: d = 35 (mm) Với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d = 35 (mm) ta chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ trung hẹp có kí hiệu 2307 với các thông số như sau: Đường kính trong của ổ: d = 35 (mm) Đường kính ngoài của ổ: D = 80 (mm) Khả năng tải động: C = 34,1 (kN) Khả năng tải tĩnh của ổ: Co = 23,2 (kN) a) Chọn ổ theo khả năng tải động Khả năng tải động dC được tính theo công thức: . m dC Q L trong đó: Q – tải trọng quy ước, kN L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ta chọn ổ đũa nên m = 10/3 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 46 gọi hL là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ: 610 . / (60 )hL L n 6 6.60 /10 16800.60.267,73 /10 269,9   hL L n Xác định tải trọng động quy ước Ta có: 3 3( YF ). r a t dQ XVF k k trong đó: Fr01 và 1aF - tải trọng hướng 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 hưởng của nhiệt độ, ở đây kt = 1 dk - hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] ta được dk =1 X và Y - hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, tra bảng 11.4 ta được X = 1, Y = 0 (1.1.2,9925 0.0).1.1 2,9925 (kN)   Q 10/32,9925. 269,9 16,05 (kN) < 34,1 = C (kN)  dC Như 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: 3 3 t o r o aQ X F Y F tra bảng 11.6 ta được 0,5 Y 1 o oX 0,5.2,9925 1.0 1,5   tQ mà 1,5 < 23,2 (kN) t oQ C Nên điều kiện về khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 47 CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP 4.1. Thiết kế các kích thước của vỏ hộp 4.1.1. Chọn bề mặt ghép nắp và thân Bề mặt ghép của vỏ hộp là đường thẳng đi qua tâm các trục, vì như 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 được trọng lượng và kích thước 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 cường Chiều dày, e (0,8 1).e   6 Chiều cao, h 58h  50 Độ dốc 02 2 0 Đường 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  6 (M6) Mặt bích ghép nắp và thân Chiều dày bích thân hộp, S3 3 3(1,4 1,8)S d  16 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 thước gối trục Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2 Xác định theo kích thước 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 nhưng phải đảm E2 = 19 R2 =16 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 48 bảo k 1,2d2 Chiều cao, h Xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước 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 đường 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, lượng dầu bôi trơn trong hộp 38 Giữa mặt bên các bánh răng với nhau   10 Số lượng 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: Ren, d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l≥ f b c x r r1 r2 Trọng lượng nâng được 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, được đậy bằng nắp, trên nắp ta lắp thêm nút thông hơi. Ta chọn cửa thăm có các kích thước như sau : A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 - 87 12 M8x22 4 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 49 c) Nút thông hơi Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp. Được lắp trên nắp cửa thăm Ta chọn nút thông hơi với các thông số kích thước như 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 d) Que thăm dầu Que thăm dầu dùng để kiểm tra mức dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc, nếu mức dầu nhỏ hơn giá trị cho phép ta phải tiến hành thay dầu hoặc bù lại lại đã hao hụt. Ta dùng que thăm dầu với các thông số và kích thước như sau: ØG O P N C E D R M L I ØA R H B ØQ ØA 6 5 12 1 8 63 3 12 3090 0 ,5 x 4 5 o 1 x 4 5 o M 1 2 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 50 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 răng lắp trên trục 7 20 6 H k  +25 0 +15 +2 7 32 6 H k  +30 0 +18 +2 7 35 6 H k  +30 0 +18 +2 7 38 6 H k  +35 0 +20 0 2 Trục lắp với ổ lăn 25 6k 0 +15 +2 30 6k 0 +18 +2 35 6k 0 +8 +2 3 ổ lăn lắp với vỏ hộp H7 62 11d  +30 0 -100 -290 H7 72 11d  +30 0 -100 -290 H7 80 11d  +35 0 -120 -340 4 Then lắp trên trục 9 6 8 E h +61 +25 0 -27 9 10 8 E h +75 +32 0 -27 5 Vòng chắn dầu lắp trên trục 8 20 6 D k  +98 +65 +15 +2 8 30 6 D k  +119 +80 +18 +2 8 35 6 D k  +119 +80 +18 +2 6 Nối trục vòng đàn hồi 25 6k 0 +15 +2 7 Trục lắp bánh đai 32 6k +25 +18 ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Page 51 0 +2 8 Bạc lót trục 8 20 6 F k  +53 +20 +15 +2 8 32 6 F k  +64 +25 +18 +2 52 KẾT LUẬN Hộp giảm tốc là một cơ cấu truyền động quan trọng trong nhiều ngành, nhiều mô hình, nhiều phương thức truyền động, ví dụ như là dùng trong các cơ cấu băng tải, dây chuyền trong các phân xưởng, 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 tư duy tính toán trong việc thiết kế, cũng như trong việc chế tạo các chi tiết các bộ phận để hợp thành một cơ cấu máy hoàn chỉnh và hoạt động được.