Đồ án môn Chi tiết máy - Thiết kế hệ hộp giảm tốc hai cấp (hộp khai triển)

.......................................................................................................................................................................... Vinh, ngày 25 thág 11 năm 2015 I,Sơ đồ hệ thống a) Sơ đồ động b) Biểu đồ phân bố tải trọng Ghi chú: 1-Động cơ điện 2- Hộp giảm tốc 3-Khớp nối 4-Băng tải II,Các số liệu ban đầu: Lực kéo băng tải: P = 5500 (N) Vận tốc băng tải: v = 2 (m/s) Đường kính tang: D = 350 mm Tính chất tải trọng: Thay đổi.Bộ truyền làm việc 2 chiều Thời gian làm việc: T = 5 năm Mỗi năm 300 ngày,mỗi ngày 8 giờ Chương I – Tính chọn động cơ, phân phối tỉ số truyền :Công suất cần thiết Pct = Ptη Gọi Pt - công suất tính toán trên trục máy công tác (KW) Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ (KW) η – hiệu suất chuyền động. Mặt khác : Pt = Plv.β Mà Plv = P.V1000= 5500.21000 = 11 (KW) Tính β: β = (MiM1)2.titck =(1)2.38+(0,6)2.48 =0,75 Pt = Plv.β = 11.0,75 =8,25 (KW) Áp dụng công thức: Pct = Ptη với η = ηđ.ηbr2.ηol4.ηkn Trong đó: ηđ, ηbr, ηol, ηkn được tra trong bảng trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ. ηđ= 0,96 – hiệu suất bộ truyền đai ηbr= 0,97 – hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ ηol = 0,995- hiệu suất của 1 cặp ổ lăn ηkn= 1 – hiệu suất của khớp nối. Khi đó ta có: η = ηđ.ηbr.2ηol.4ηkn = 0,96.0,972.0,9954.1 = 0,88 Pct = 8,250,88 = 9,38 (KW). Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ là: Pct = 9,38 (KW). :Tính số vòng quay trên trục của tang Ta có số vòng quay trên trục của tang là: nt = 60.103.vπ.D nt = 60000.23,14.350 = 110 (vòng/phút). :Chọn số vòng quay sơ bộ cho động cơ Tra bảng. Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp ta có số vòng quay sơ bộ của động cơ là: Áp dụng công thức: nsb = nt.ihgt.iđ = 110.9.3 = 2970 (vòng/phút) Trong đó: ihgt – tỷ số truyền của hộp giảm tốc iđ – tỷ số truyền của đai thang. ihgt và id được tra trong bảng tỷ số truyền ta chọn ihgt = 9; iđ = 3. :Chọn động cơ Động cơ cần chọn ở chế độ làm việc dài, phụ tải thay đổi nên động cơ phải có Pdm ≥ Pct = 9,38 (KW). Theo bảng 2P1(TKCTM trang 322) ta chọn động cơ số hiệu AO2 - 52 - 2 có thông số kỹ thuật sau: + Công suất định mức: Pdm = 10 (KW) + Tốc độ quay: nđc = 2920 (vòng /phút) 1.5: Phân phối tỷ số truyền Với động cơ đã chọn ta có: Pdm = 10 (KW) Nđc = 2920 (vòng /phút) Theo công thức tính tỷ số truyền ta có: ic = ndcnt = 2920110 = 26,5 Ta có ic = ihgt.id Trong đó: ic – tỷ số truyền chung ihgt – tỷ số truyền của hộp giảm tốc iđ – tỷ số truyền của đai. Chọn sơ bộ tỷ số truyền của hộp giảm tốc: Theo bảng 2.2 sách TKCTM ta chọn : iđ = 3. Ta tính được: inh.ich= = 26,53 = 8,8 Với lược đồ dẫn động như đề cho ta chọn inh = (1,2÷1,3).ich Trong đó: inh - tỷ số truyền nhanh của hộp giảm tốc ich – tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc. ich = 8,81,2 = 2,7 inh =1,2.2,7 = 3,3 1.6: Công suất động cơ trên các trục - Công suất động cơ trên trục I là: PI = Pct.ηđ.ηol = 9,38. 0,96.0,995 = 8,95 (KW) - Công suất động cơ trên trục II là: PII = PI.ηbr. ηol = 8,95.0,97.0,995 = 8,63 (KW) - Công suất động cơ trên trục III là: PIII = PII.ηbr. ηol = 8,63.0,97.0,995 = 8,32 (KW) -Công suất động cơ trên trục IV là: PIV = PIII .ηol.ηkn = 8,32.0,995.1 =8,27 (KW) 1.7 :Tốc độ quay trên các trục - Tốc độ quay trên trục I là: n1 = nđciđ = 29703 = 990 (vòng/phút) - Tốc độ quay trên trục II là: n2 = n1inh = 9903,3 = 300 (vòng/phút) - Tốc độ quay trên trục III là: n3 = n2ich = 3002,7 = 111 (vòng/phút). - Tốc độ quay trên trục IV là: n4 = n3 = 111 (vòng/phút). 1.8: Xác định mômen xoắn trên các trục - Mômen xoắn trên các trục động cơ được tính theo công thức: Mdc = 9,55.106.Pctndc = 9,55.106.9,382970 = 30161,2 (N.mm) Mômen xoắn trên trục I là: M1 = 9,55.106.PIn1 = 9,55.106.8,95990 = 86335,4 (N.mm) Mômen xoắn trên trục II là: M2 = 9,55.106.PIIn2 = 9,55.106.8,63300 = 283052,8 (N.mm) -Mômen xoắn trên trục III là: M3 = 9,55.106.PIIIn3 = 9,55.106.8,32 111 = 710062,5 (N.mm) Mômen xoắn trên trục IV là: M4 = M3 =710062,5 (N.mm) Bảng 1: Bảng thông số động cơ và số liệu: Trục Thông số Trục động cơ I II III IV i 3 3,3 2,7 1 n(v/p) 2970 990 300 111 111 N(KW) 9,38 8,95 8,63 8,32 8,32 M(N.mm) 310161,2 86335,84 280352,8 710062,5 710062,5 Chương II – Thiết kế bộ truyền trong và bộ truyền ngoài hộp giảm tốc A: Thiết kế bộ truyền ngoài hộp giảm tốc (Bộ truyền bằng đai ) 2.1:Chọn loại đai Thiết kế bộ truyền đai cần phải xác định được loại đai, kích thước đai và bánh đai, khoảng cách trục A, chiều dài đai L và lực tác dụng lên trục. Do công suất động cơ Pct = 9,38 (KW) và id = 3 < 10 và yêu cầu làm việc êm nên ta hoàn toàn có thể chọn đai thang. Ta nên chọn đai làm làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm việc được trong điều kiện môi trường ẩm ướt, có súc bền và tính đàn hồi cao. Đai vải cao su thích hợp ở các truyền động có vận tốc cao, công suất truyền động nhỏ. Theo thông số của bộ truyền động cơ và tỉ số truyền của bộ truyền đai nên ta chọn loại đai là đai hình thang loại A Bảng 2.1: Bảng thông số về đai thang A: Loại đai Kích thước tiết diện (mm) Diện tích A (mm) d1 (mm) a a0 h h0 81 160 Thang A 13 11 8 2,8 2.2: Xác định các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai 2.2.1 :Xác định đường kính bánh đai nhỏ D1 Theo ( bảng 5.14 ) và ( bảng 5.15 ) sách TKCTM chọn D1 = 160 mm Từ công thức kiểm nghiệm vận tốc: Vđ = nđc.π.D160.1000 ≤ Vmax = (30 ÷ 35) m/s Vđ = 2970.3,14.16060000 = 24,86 (m/s) 2.2.2 :Xác định đường kính bánh đai lớn D2 Theo công thức (5-4) ta có đường kính bánh đai lớn: D2 = iđ.D1.(1 – ε) Trong đó: iđ – hệ số bộ truyền đai ε - Hệ số trượt bộ truyền đai thang lấy ε = 0,02( trang 84 sách TKCTM ) D2 = 3.160.(1 – 0,02) = 470,4 (mm) Chọn: D2 = 450 mm Do vậy ta có tỉ số truyền thực tế là: it = d2d1(1-0,02) = 450160(1-0,02) = 2,87 Kiểm nghiệm sai số tỉ số truyền: △u = iđ-iti .100% = 3-2,873 . 100% = 4(%) Sai số △n ≤ 5%, nằm trong phạm vi cho phép. 2.3 : Theo diều kiện : 0,55(D1 + D2) + h ≤ A ≤ 2(D1 + D2) 0,55(160+450) + 8 ≤ A ≤ 2(160 + 450) 343,5 ≤ A ≤ 1220 ( với h là chiều cao tiết diện đai ) Theo bảng (5-16) – trang 94, sách thiết kế chi tiết máy. Với: i = 3, chọn A = D2 = 450 (mm) 2.4: Tính chiều dài đai L theo khoảng cách sơ bộ A Theo công thức: L = 2A + π2 (D1 + D2) + D2-D124A = 2.450 + 3,142 (160 + 450) + 450-16024.450 = 1904,9 (mm) Lại có u = VđL umax = 10 L = V10 = 24,86.10310 = 2486 (mm) Kết hợp theo bảng (5-12) lấy L = 2500 (mm) 2.5. Xác định chính xác khoảng cách trục A theo L = 2500 mm Theo công thức (5-2) ta có: A = 18 2L-π(D1+D2)+2L-π(D1+D2)2-8(D2-D1)2 = 18 [2.2500-3,14160+450+[2.2500-3,14(160+450)]2-8(450-160)2] A ≅ 757 mm Thõa mãn điều kiện của A 2.6: Kiểm nghiệm góc ôm Theo công thức (5-3) ta có : α1 = 180o - D2-D1A.570 = 1800 - 450-160757.570 = 1580 > 1200 => Thỏa mãn 2.7:Xác định số đai cần thiết Số đai được xác định theo điều kiện tránh xảy ra trượt trơn giữa đai và bánh đai. Chọn ứng suất căng ban đầu σ0 =1,2 N/mm2 và theo chỉ số D1 tra bảng ta có các hệ số: [σp]0 = 1,7 : ứng suất có ích cho phép (bảng 5-17) Cα = 0,95 : Hệ số ảnh hưởng góc ôm (bảng 5-18 ) Ct = 0,9 : hệ số ảnh hưởng chế độ tải trọng (bảng 5-6) Cv = 0,74 : hệ số ảnh hưởng vận tốc (bảng 5-19) F = 81 mm2 : Diện tích tiết diện đai (bảng 5-11) Vđ = 24,86 (m/s) : Vận tốc đai Số đai cần thiết: Theo công thức (5-22) có : Z ≥ 1000.NV.[σp]0ctcvc∝..1F = 1000.8,9524,86.1,7.0,9.0,74.0,95.181 = 4,13 Lấy số đai : Z = 4 2.8. Định các kích thước chủ yếu của bánh đai - Chiều rộng bánh đai: Theo công thức (5-23): B = (Z - 1).t + 2.S Theo bảng (10-3) có: t = 16 ; S = 10 B = (4 – 1).16+ 2.10 = 68(mm) Đường kính ngoài bánh đai: Theo công thức (5-24): + Với bánh dẫn: Dn1 = D1 + 2h0 = 160 + 2.3,5 = 167 (mm) + Vối bánh bị dẫn: Dn2 = D2 + 2h0 = 450 + 2.3,5 = 455 (mm) 2.9. Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục - Lực căng ban đầu với mỗi đai: Theo công thức (5-25) ta có : S0 = σ0 . F Trong đó: σ0 = 1,2 N/mm2 ứng suất căng ban đầu F = 81 mm2 : Diện tích tiết diện đai S0 = 1,2. 81 = 97,2 Lực tác dụng lên trục: Theo công thức (5-26): Rd ≈ 3.S0.Z sin(∝12) Với : ∝1 = 158 ; Z = 4 Rd = 3. 97,2.4 sin(1582) = 1145 (N) Bảng 2A: Các thông số bộ truyền đai Thông số Giá trị Bánh đai nhỏ Bánh đai lớn Đường kính bánh đai D1 = 160 (mm) D2 = 450 (mm) Đường kính ngoài bánh đai Dn1 = 167 (mm) Dn2 = 455 (mm) Chiều rộng bánh đai B = 68 (mm) Số đai Z = 4 đai Chiều dài đai L = 2500 (mm) Khoảng cách trục A =450 (mm) Góc ôm ∝1 = 1580 Lực tác dụng lên trục Rđ = 1145 (N) B– Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc ( Bộ truyền bánh răng) 3.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh ( Bộ truyền bánh răng thẳng ) 3.1.1 Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện Do hộp giảm tốc 2 cấp chị tải trọng trung bình, nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350; tải trọng va đập nhẹ, thay đổi, bộ truyền bánh răng quay 2 chiều. Đồng thời để tăng khả năng chày mòn của răng chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 ÷ 50 HB. Chọn: • Bánh răng nhỏ thép 45 tôi cải thiện. Tra (bảng 3-8) ta có các thông số của thép như sau: + Giới hạn bền kéo: sbk = 750 ÷850 N/mm2 chọn sbk = 850 N/mm2 + Giới hạn chảy: sch = 450 N/mm2 + Độ rắn HB = 210 ÷ 240 ( chọn HB = 220) • Bánh răng lớn thép 45 tôi cải thiện. Tra (bảng 3-8) ta có các thông số thép như sau: + Giới hạn bền kéo: sk = 750 N/mm2 + Giới hạn chảy: sch = 350 N/mm2 + Độ rắn HB = 170 ÷220 ( chọn HB = 190) 3.1.2: Xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép ●, Ứng suất tiếp xúc cho phép: Ta có : [s]tx = [s]Notx.k'N Trong đó: [s]Notx ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm2).Khi bánh răng làm việc lâu dài,phụ thuộc vào độ rắn Brinen HB hoặc độ rắn Rocoen HRC.Lấy theo bảng 3.9 TKCTM +, k'N – hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc,tính theo công thức: k'N = 6N0Ntđ Với N0 – là số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (bảng 3.9-TKCTM) Ntđ – là số chu kì tương đương Bánh răng chịu tải trọng thay đổi, áp dụng công thức (3-4) ta có: Ntd = 60u(MiMmax)3.ni.Ti Trong đó: ni – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng thứ i Th – thời gian làm việc của máy u – số lần ăn khớp của 1 bánh răng khi quay một vòng, u = 1 Số chu kì tương đương của bánh răng lớn: Ntđ2 = 60.1.(13.38+0,63.48).5.300.8.300 = 10,4.107 Số chu kì tương đương của bánh răng nhỏ: Ntđ1= Ntđ2. i = 10,4.107 .3,3 = 34,32.107 Trong đó: n2 = n1i = 9903.3 = 300 (v/p) Theo bảng (3-9) ta chọn số chu kì cơ sở N0 = 107 Ntd1 > N0 Ntd2 > N0 Từ trên Þ K’N = 1 • ,Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: [s]tx =[s]Notx.K’N Theo bảng (3-9) ta có [s]Notx = 2,6 HB Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ: [s]N1tx= 2,6.220 = 572 N/mm2 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: [s]N2tx = 2,6.190 = 494 N/mm2 ●,Ứng suất uốn cho phép Vì phôi đúc, thép tôi cải thiện và thường hoá nên n » 1,5 và hệ số tập trung ứng suất chân răng Ks = 1,8 ( thường hoá hoặc tôi cải thiện trang 44 sách TKCTM) • Đối với thép s-1 = (0,4 ÷0,45)sbk , chọn = 0,4sbk σ-1b1 = 0,4.850 = 350 N.mm2 σ-1b2 = 0,4.750 = 300 N.mm2 • Răng làm việc hai mặt ( răng chịu ứng suất thay đổi, đổi chiều) nên: [s]u k''N – hệ số chu kì ứng suất ,tính theo công thức: k''N = 6N0Ntđ Với N0 – là số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (bảng 3.9) Ntđ – là số chu kì tương đương Bánh răng chịu tải trọng thay đổi, áp dụng công thức (3-4) ta có: Ntd = 60u(MiMmax)6.ni.Ti Trong đó: ni – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng thứ i Th – thời gian làm việc của máy u – số lần ăn khớp của 1 bánh răng khi quay một vòng, u = 1 Số chu kì tương đương của bánh răng lớn: Ntđ2 = 60.1.(16.38+0,66.48).5.300.8.300 = 8,6. 107 Số chu kì tương đương của bánh răng nhỏ: N tđ1= Ntđ2.i = 8,6. 107.3,3 =25,8.107 -Theo bảng (3-9) ta chọn số chu kì cơ sở N0 = 107 Ntd1 > N0 Ntd2 > N0 Từ trên Þ kN'' = 1 Ứng suất uốn cho phép của + Bánh nhỏ: [s]u1 = 350.11,5.1,8 = 130 N/mm2 + Bánh lớn: [s]u2 300.11,5.1,8 = 111 N/mm2 3.1.3. Tính khoảng cách trục A - Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = 1,3 - chọn hệ số chiều rộng bánh răng: ᴪA = 0,3 Áp dụng công thức (3-9): Asb ≥ (i+1).3(1,05.106[σ]tx.i)2.KPᴪAn2 Trong đó: i = n1n2 = 990300 = 3,3: tỉ số truyền n2 = 300 (vòng/ph) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn N = 8,95 (Kw): công suất trên trục I Asb (3,3+1).31,05.106494.3,32.1,3.8,950,3.300 = 162 (mm) chọn Asb = 160 mm 3.1.4 Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức (3-17) V = (m/s) Với n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn: V = 2.31,4.160.99060.1000.(3,3+1) = 3,8 (m/s) Theo bảng (3-11) ta chon cấp chính xác để chế tạo bánh răng là cấp 8 3.1.5. Tính hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A Hệ số tập trung tải trọng: K = Ktt.Kd Trong đó: Ktt : Hệ số tập trung tải trọng; Ktt = Kttb: Hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn Kd : Hệ số tải trọng động ; theo ( bảng 3-13) chọn Kd = 1,4 • Ψd = ΨA.i+12 = 0,3.3,3+12 = 0,645 • Chon ổ trục đối xứng sát bánh răng theo ( bảng 3-12) có Kttb =1,03 Þ Ktt = 1,03+12 = 1,015 Þ K = 1,015.1,4 = 1,421 Áp dụng công thức: A = Asb. = 160.31,4211,4 = 160,7 (mm) Chọn A = 160 (mm) 3.1.6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng Vì đây là bánh răng trụ răng thẳng nên ta tính mô đun pháp: • Xác định mô đun : m = ( 0,01 ÷ 0,02).A Þ m = (0,01 ÷ 0,02).160 = 1,6 ÷ 3,2 Theo bảng (3-1) chọn m = 2 • Tính số răng: - Số răng bánh nhỏ: Z1 = = 2.1602.(3,3+1) = 37,2 (răng) Þ Chọn Z1 = 37 (răng) - Số răng bánh lớn: Z2 = Z1.i = 37.3,3 = 122,77 (răng) Þ Chọn Z2 = 123 ( răng) • Chiều rộng bánh răng nhỏ: b1 = yA.A = 0,3.160 = 48 (mm) - Chọn b1 = 48(mm) - Chiều rộng bánh răng lớn to hơn chiều rộng bánh răng nhỏ khoảng 5 ÷ 10 mm nên chọn b2 = 42 (mm) 3.1.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Theo công thức (3-3) có: su = Trong đó : K = 1,3 : Hệ số tải trọng N: Công suất của bộ truyền (kW) y: Hệ số dạng răng n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính m: Mô đun Ztd : Số răng tương đương trên bánh b, su : Bề rộng và ứng suất tại chân răng Theo bảng (3-18): - Số răng tương đương của bánh răng nhỏ: Ztd1 = Z1 = 37 (răng) Þ Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y1 = 0,476 - Số răng tương đương của bánh lớn: Ztd2 = 123 (răng) Þ Hệ số dạng răng bánh lớn: y2 = 0,517 • Như vậy ứng suất chân răng bánh nhỏ là: su1 = 19,1.106.1,3.8,950,476.4.37.990.48 = 66,38 (N/mm2) Ta thấy su1 < [s]u1 = 130 (N/mm2) Þ thoả mãn • ứng suất tại chân răng bánh răng lớn là: su2 = su1. = 66,38.0,4760,517 = 61,11 (N/mm2) Ta thấy su2 < [s]u2 = 111 (N/mm2) Þ thoả mãn 3.1.8. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột • Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43) + Bánh răng nhỏ [s]txqt1 = 2,5.[s]Notx1 = 2,5.572 = 1430 (N/mm2) + Bánh răng lớn [s]txqt2 = 2,5.[s]Notx2 = 2,5.494 = 1235 (N/mm2) Với: stxqt == 1,05.106160.3,3(3,3+1)3.1,3.8,9548.300 = 495 (N/mm2) Þ ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và bánh răng lớn • Kiểm nghiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải: + Bánh răng nhỏ [s]uqt1 = 0,8.sch = 0,8.450 = 360 (N/mm2) suqt1 = = 19,1.106.1,3.8,950,476.4.37.990.48 = 66,4(N/mm2) suqt1< [s]uqt1 Þ thoả mãn + Bánh răng lớn [s]uqt2 = 0,8. sch = 0,8.350 = 280 (N/mm2) suqt2 = su1. = 64.0,4760,517 = 60 (N/mm2) Þ suqt2 < [s]uqt2 Thoả mãn 3.1.9. Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng • Mô đun pháp tuyến mn = 2 • Số răng Z1 = 37 răng; Z2 = 123 răng • Góc ăn khớp ao = 20o • Chiều rộng răng b1 = 48 (mm) b2 = 42 (mm) • Đường kính vòng chia dc1 = m.z1 = 2.37 = 74 (mm) dc2 = m.z2 = 2.123 = 246 (mm) • Khoảng cách trục A = = 74+2462 = 160 (mm) • Chiều cao răng h = 2,25.mn = 2,25.2 = 4,5 (mm) • Độ hở hướng tâm c = 0,25.mn = 0,25.2 = 0,5 (mm) • Đường kính vòng đỉnh răng: De1 = dc1 + 2.mn = 74 + 2.2 = 78 (mm) De2 = dc2 + 2.mn = 246 + 2.2 = 250 (mm) • Đường kính vòng chân răng: Di1 = dc1 – 2.mn - 2.c = 74 - 2.2 – 2.0,5 = 69 (mm) Di2 = dc2 – 2.mn – 2.c = 246 – 2.2 – 2.0,5 = 241 (mm) Bảng 3.1B: Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Thông số Giá trị Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn Số răng Z1 = 37 răng Z2 = 123 răng Đường kính vòng chia dc1 = 74 mm dc2 = 246 mm Đường kính vòng đỉnh răng De1 = 78 mm De2 = 250 mm Đường kính vòng chân răng Di1 = 69 mm Di2 = 241 mm Chiều rộng răng b1 =48 mm b2 = 42 mm Môđun M = 2 Khoảng cách trục A = 160 mm Chiều cao răng h= 4,5 mm Độ hở hướng tâm c= 0,5 mm Góc ăn khớp ao = 20o 3.1.10. Lực tác dụng lên trục Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên lực dọc trục Pa = 0 Theo công thức (3-49) ta có: + Đối với bánh răng nhỏ : - Lực vòng: P = = 2.9,55.106.Nn.d = 2.9,55.106.8,95990.74 = 2333,4 (N) - Lực hướng tâm Pr : Pr = P.tgao = 2333.tg20o = 850 (N) 3.2 :Bộ truyền bánh răng cấp chậm ( Bộ truyền bánh răng thẳng ) 3.2.1: Chọn vật liệu • Bánh răng nhỏ thép 45 tôi cải thiện. Tra (bảng 3-8) ta có các thông số của thép như sau: + Giới hạn bền kéo: sbk = 750 ÷850 N/mm2 chọn sbk = 850 N/mm2 + Giới hạn chảy: sch = 450 N/mm2 + Độ rắn HB = 210 ÷ 240 ( chọn HB = 240) • Bánh răng lớn thép 45 tôi cải thiện. Tra (bảng 3-8) ta có các thông số thép như sau: + Giới hạn bền kéo: sk = 750 N/mm2 + Giới hạn chảy: sch = 350 N/mm2 + Độ rắn HB = 170 ÷220 ( chọn HB = 210) 3.2.2: Xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép ●, Ứng suất tiếp xúc cho phép: Ta có : [s]tx = [s]Notx.k'N Trong đó: [s]Notx ứng suất tiếp xúc cho phép (N/mm2).Khi bánh răng làm việc lâu dài,phụ thuộc vào độ rắn Brinen HB hoặc độ rắn Rocoen HRC.Lấy theo bảng 3.9 TKCTM +, k'N – hệ số chu kì ứng suất tiếp xúc,tính theo công thức: k'N = 6N0Ntđ Với N0 – là số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (bảng 3.9-TKCTM) Ntđ – là số chu kì tương đương Bánh răng chịu tải trọng thay đổi, áp dụng công thức (3-4) ta có: Ntd = 60u(MiMmax)3.ni.Ti Trong đó: ni – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng thứ i Th – thời gian làm việc của máy u – số lần ăn khớp của 1 bánh răng khi quay một vòng, u = 1 Số chu kì tương đương của bánh răng lớn: Ntđ4 = 60.1.(13.38+0,63.48).5.300.8.111 = 3,8.107 Số chu kì tương đương của bánh răng nhỏ: Ntđ3= Ntđ4. i = 3,8.107 .2,7 = 10,26.107 Trong đó: n4 = n3i = 3002,7 = 111 (v/p) Theo bảng (3-9) ta chọn số chu kì cơ sở N0 = 107 Ntđ3 > N0 Ntđ4 > N0 Từ trên Þ K’N = 1 • ,Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: [s]tx =[s]Notx.K’N Theo bảng (3-9) ta có [s]Notx = 2,6 HB Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ: [s]N3tx= 2,6.240 = 624 N/mm2 Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: [s]N4tx = 2,6.210 = 546 N/mm2 ●,Ứng suất uốn cho phép Vì phôi đúc, thép tôi cải thiện và thường hoá nên n » 1,5 và hệ số tập trung ứng suất chân răng Ks = 1,8 ( thường hoá hoặc tôi cải thiện trang 44 sách TKCTM) • Đối với thép s-1 = (0,4 ÷0,45)sbk , chọn = 0,4sbk σ-1b3 = 0,4.850 = 350 N.mm2 σ-1b4 = 0,4.750 = 300 N.mm2 • Răng làm việc hai mặt ( răng chịu ứng suất thay đổi, đổi chiều) nên: [s]u k''N – hệ số chu kì ứng suất ,tính theo công thức: k''N = 6N0Ntđ Với N0 – là số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc (bảng 3.9) Ntđ – là số chu kì tương đương Bánh răng chịu tải trọng thay đổi, áp dụng công thức (3-4) ta có: Ntd = 60u(MiMmax)6.ni.Ti Trong đó: ni – số vòng quay trong 1 phút của bánh răng thứ i Th – thời gian làm việc của máy u – số lần ăn khớp của 1 bánh răng khi quay một vòng, u = 1 Số chu kì tương đương của bánh răng lớn: Ntđ4 = 60.1.(16.38+0,66.48).5.300.8.111 = 3,18. 107 Số chu kì tương đương của bánh răng nhỏ: N tđ3= Ntđ4.i = 3,18.107.2,7 =8,58.107 Theo bảng (3-9) ta chọn số chu kì cơ sở N0 = 107 Ntd3 > N0 Ntd4 > N0 Từ trên Þ kN'' = 1 Ứng suất uốn cho phép của + Bánh nhỏ: [s]u3 = 350.11,5.1,8 = 130 N/mm2 + Bánh lớn: [s]u4 300.11,5.1,8 = 111 N/mm2 3.2.3. Tính khoảng cách trục A - Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: K = 1,3 - chọn hệ số chiều rộng bánh răng: yA = 0,3 áp dụng công thức (3-9): Asb ≥ (i+1)3(1,05.106[σ]tx.i)2.KPᴪAn2 Trong đó: i = n2n3 = 300111 = 2,7 : tỉ số truyền n2 = 111 (vòng/ph) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn N = 8,63 (Kw): công suất trên trục II Asb (2,7+1).31,05.106546.2,72.1,3.8,630,3.111 = 205.6 (mm) .chọn Asb = 210 (mm) 3.2.4. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức (3-17) V = (m/s) Với n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn: V = 2.31,4.210.11160.1000.(2,7+1) = 0,658 (m/s) Theo bảng (3-11) ta chon cấp chính xác để chế tạo bánh răng là cấp 9 3.13. Tính hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A Hệ số tập trung tải trọng: K = Ktt.Kd Trong đó: Ktt : Hệ số tập trung tải trọng; Ktt = Kttb: Hệ số tập trung tải trọng khi bộ truyền không chạy mòn Kd : Hệ số tải trọng động ; theo ( bảng 3-13) chọn Kd = 1,1 • Ψd = ΨA.i+12 = 0,3.2,7+12 = 0,555 • Chon ổ trục đối xứng sát bánh răng theo ( bảng 3-12) có Kttb =1,03 Þ Ktt = 1,03+12 = 1,015 Þ K = 1,015.1,1 = 1,11 Chọn hệ số tải trọng sơ bộ Ksb = 1,3 nên ta chọn lại A theo công thức: A = Asb. = 210.31,111,3 = 199,2 (mm) Chọn A = 200 (mm) 3.14. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng Vì đây là bánh răng trụ răng thẳng nên ta tính mô đun pháp: • Xác định mô đun : m = ( 0,01 ÷ 0,02).A Þ m = (0,01 ÷ 0,02).200 = 2 ÷ 4 Theo bảng (3-1) chọn m = 2 • Tính số răng: - Số răng bánh nhỏ: Z3 = = 2.2002.(2,7+1) = 54,02 (răng) Þ Chọn Z3 = 55 (răng) - Số răng bánh lớn: Z4 =Z3.i = 55.2,7 = 145,8 (răng) Þ Chọn Z4 = 145 ( răng) • Chiều rộng bánh răng nhỏ: b3 = yA.A = 0,3.200 = 60 (mm) - Chọn b3 = 60 (mm) - Chiều rộng bánh răng lớn nhỏ hơn chiều rộng bánh răng nhỏ khoảng 5 ÷ 10 mm nên chọn b4 = 55 (mm) 3.15. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Theo công thức (3-3) có: su = Trong đó : K = 1,3 : Hệ số tải trọng N: Công suất của bộ truyền (kW) y: Hệ số dạng răng n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính m: Mô đun Ztd : Số răng tương đương trên bánh b, su : Bề rộng và ứng suất tại chân răng Theo bảng (3-18): - Số răng tương đương của bánh răng nhỏ: Ztd3 = Z3 = 55 (răng) Þ Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y3 = 0,49 - Số răng tương đương của bánh lớn: Ztd4 = 145 (răng) Þ Hệ số dạng răng bánh lớn: y4 = 0,517 • Như vậy ứng suất chân răng bánh nhỏ là: su3 = 19,1.106.1,3.8,630,49.22.55.300.60 = 110,4 (N/mm2) Ta thấy su3 < [s]u3 = 130 (N/mm2) Þ thoả mãn • ứng suất tại chân răng bánh răng lớn là: su4 = su3.y3y4 = 110,4.0,490,517 = 104,7 (N/mm2) 3.16. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột • Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43) + Bánh răng nhỏ [s]txqt3 = 2,5.[s]Notx3 = 2,5.624 = 1560 (N/mm2) + Bánh răng lớn [s]txqt4 = 2,5.[s]Notx4 = 2,5.546 = 1365 (N/mm2) Với: stxqt = = 1,05.106200.2,7(2,7+1)3.1,3.8,6360.111 = 295,3(N/mm2) Þ ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và bánh răng lớn • Kiểm nghiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải: + Bánh răng nhỏ [s]uqt3 = 0,8.sch = 0,8.450 = 360 (N/mm2) suqt3 = = 19,1.106.1,3.8,630,49.4.55.300.60 = 110,5 (N/mm2) suqt3< [s]uqt3 Þ thoả mãn + Bánh răng lớn [s]uqt4 = 0,8. sch = 0,8.350 = 280 (N/mm2) suqt4 = su3.y3y4 = 110,5.0,490,517 = 104,5 (N/mm2) Þ suqt2 < [s]uqt2 Thoả mãn 3.17. Các thông số hình học cơ bản của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng • Mô đun pháp tuyến m = mn = 2 • Số răng Z3 = 55 răng; Z4 = 145 răng • Góc ăn khớp ao = 20o • Chiều rộng răng b3 = 60 (mm) b4 = 55 (mm) • Đường kính vòng chia dc3 = m.z3 = 2.55 = 110 (mm) dc4 = m.z4 = 2.145 = 290 (mm) • Khoảng cách trục A = dc3+dc42 = 110+2902 = 200 (mm) • Chiều cao răng h = 2,25.mn = 2,25.2 = 4,5 (mm) • Độ hở hướng tâm c = 0,25.mn = 0,25.2 = 0,5 (mm) • Đường kính vòng đỉnh răng: De3 = dc3 + 2.mn = 110 + 2.2 = 115 (mm) De4 = dc4 + 2.mn = 290 + 2.2 = 294 (mm) • Đường kính vòng chân răng: Di3 = dc3 – 2.mn - 2.c = 110 – 2.2 – 2.0,5 = 105 (mm) Di4 = dc4 – 2.mn – 2.c = 290 – 2.2 – 2.0,5 = 285 (mm) Bảng 3.2B: Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Thông số Giá trị Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn Số răng Z3 = 55 răng Z4 = 145 răng Đường kính vòng chia dc3 = 110 mm dc4 = 290 mm Đường kính vòng đỉnh răng De3 = 115 mm De4 = 294 mm Đường kính vòng chân răng Di3 = 105 mm Di4 = 285 mm Chiều rộng răng b3 = 60 mm b4 = 55 mm Môđun M = 2 Khoảng cách trục A = 200 mm Chiều cao răng h= 4,5 mm Độ hở hướng tâm c= 0,5 mm Góc ăn khớp ao = 20o PHẦN IV: TÍNH TOÁN TRỤC A: Tính trục 3.1. Chọn vật liệu cho trục Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít nhạy với tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện được và dễ gia công. Thép các bon hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình, bộ truyền quay 2 chiều, làm việc trong thời gian 5 năm nên ta chọn thép 45 thường hóa có giới hạn bền chọn: sbk = 600 (N/mm2) σch = 300( N/mm2) 3.2 Tính sức bền trục 3.2.1. Tính đường kính sơ bộ của trục Theo công thức (7-2) ta có: d ³ C. (mm) Trong đó : d – là đường kính trục (mm) C – Hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép đối với đầu trục vào và trục truyền chung, lấy C = 120 P – Công suất truyền của trục n – Số vòng quay trong 1 phút của trục • Đối với trục I : P1 = 8,95 (KW) n1 = 990 (vg/ph) Þ d1 ³ 120.38,95990 = 24,5 Chọn d1 = 25 (mm) => bol = 17 mm • Đối với trục II ta có: P2 = 8,63 (KW) n2 = 300 (vg/ph) Þ d2 ³ 120.38,63300 = 36.2(mm) Chọn d2 = 35(mm) => bol = 21 mm • Đối với trục III ta có: P3 = 8,32 (KW) n3 = 111 (vg/ph) Þ d3 ³ 120.38,32111 = 50,5(mm) Chọn d3 = 50 (mm) => bol = 27 mm Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên các bánh răng Để tính các kích thước, chiều dài của trục tham khảo bảng 7 – 1. Ta chọn các kích thước sau: - Khe hở giữa các bánh răng 12 (mm) - Khoảng cách từ thành trong của hộp đến mặt bên của ổ lăn 10 (mm) - Chiều rộng ổ lăn: trục I: B =17 (mm) trục II: B = 21(mm ) trục III: B = 27 (mm) - Khe hở giữa mặt bên bánh đai và đầu bulông 15 (mm) - Chiều cao của nắp và đầu bulông 16 (mm) - Chiều rộng bánh đai 68 (mm) - Chiều rộng bánh răng cấp nhanh b1 = 48 (mm), b2 = 42 (mm) - Chiều rộng bánh răng cấp chậm b3 = 60 (mm), b4 = 55 (mm) ●, Trục I Tổng hợp kích thước trên trục I ta có: l = 73,5 mm a1 = 54,5 mm b1+c1= 124,5 mm Các lực tác dụng lên trục I: P1 = = 2.9,55.106.8,95990.74 = 2333,4 (N) Pr1 = P1.tgao = 2333,4.tg20o = 850 (N) Lực đai : Rđ = 1145 N Tính phản lực các gối đỡ: Chiếu lên hệ tọa độ yoz mAy = Rđ.l - Pr1.a1 – RBy.(a1 + b1 +c1) = 0 Þ RBy = -Pr1.a1+Rđ.la1+b1+c1= -850.54,5+1145.73,554,5+124,5 = 211,4 (N) Mặt khác ta có: RAy = Fd + RBy + Pr1 = 1145 + 211,4 +850 = 2206,4 (N) Chiếu lên hệ trục xoz mAx = -P1.a1 + RBx.(a1 + b1 +c1) = 0 RBx= P1.a1.a1+b1+c1 2333,4.54,554,5+124,5 = 710,5 (N) => RAx = P1 – RBx = 2333,4 – 710,5 = 1623 (N) Mômen xoắn Mx1= 9,55.106.kc.P1n1 = 9,55.106.1,3.8.95990 = 112236,6(N) Tính mômen uốn ở tiết diện nguy hiểm - ở tiết diện n – n: Mu(n –n) = Fd.l = 1145.73,5 = 84157,5 (N.mm) - ở tiết diện m – m: Mu(m – m) = Mux(m – m) = RBx.(c1 + b1) = 710,5.124,5 = 88475,25 (N.mm) Muy(m – m) = RBy.(c1 + b1) = 211,4.124,5 = 26319,3 (N.mm) Mu(m – m) = 88475,25 2+26319,3 2 = 92306,9 (N.mm) • Tính đường kính trục ở 2 tiết diện n – n và m – m theo công thức (7-3) TKCTM d ³ Đường kính trục ở tiết diện n – n: Mtd = = 84157,5 2+0,75.112236,62 = 128570,1 (N.mm) Theo bảng (7-2) ta có [s] = 50 (N/mm2) dn-n ³ 3128570,1 0,1.50 = 28,5 (mm) Đường kính trục ở tiết diện m – m: Mtd = 92306,9 2+0,75.112236,62 = 134046,1 (N.mm) dm-m ³ 3134046,10,1.50 = 32(mm) Trục ở tiết diện n-n lấy dn-n = 35 mm Trục ở tiết diện m – m lấy dm-m = 40 mm Biểu đồ mô men trên trục I ●, Trục II: Tổng hợp kích thước trên trục II ta có: a2 = 56,5 mm b2 = 66 mm c2 = 62,5 mm Các lực tác dụng lên trục: P2; Pr2; P3; Pr3 P2 = = 2.2803052,8246 = 2301,2 (N) Pr2 = P2.tga = 2642,82.tg20o = 837,5 (N) P3 = 2Mx2 d3 = 2.283052,8110 = 5146,4 (N) Pr3 = P3.tga = 5146,4.tg20o = 1873,2 (N) Tính lực tác dụng lên trục II: Chiếu lên hệ tọa độ yoz mCy = Pr2.a2 – Pr3.(a2+b2) + RDy.(a2 + b2 + c2) = 0 RDy = Pr3.( a2+b2) - Pr2.a2a1+b2+c3 = 1873,2.122,5-873,5.56,556,5+66+62,5 = 984,5 (N) RCy = Pr3 -Pr2- RDy = 1873,2 – 837,5 - 984,5 = 51,2(N) Chiếu lên hệ tọa độ xoz åmCx = P2.a2 + P3.(a2 + b2) – RDx.(a2 + b2 + c2) = 0 RDx = P3.( a2+b2) + P2.a2a2+b2+c2 =5146,4.122,5+2301,2.56,5(56,5+66+62,5) = 4110,5N) RCx = P3 – RDx + P2 = 5146,4 – 4110,5 +2301,2 = 3337,1 (N) Tính mômen uốn tại các mặt cắt nguy hiểm - Tại tiết diện e – e Mu = Mux(e-e) = RCx.a2 = 3337,1.56,5 = 188546,15 (N.mm) Muy(e-e) = RCy.a2 = 51,2.56,5 = 2892,8 (N.mm) Mu = 188546,152+2892,82 = 188578,8 (N.mm) - Tại tiết diện : i – i Mu = Mux(i-i) = RDx.c2 = 4110,5.62,5 = 256906,2 (N.mm) Muy(i-i) = RDy.c2 = 984,5.62,5 = 61531,25 (N.mm) Mu = 256906,22+61531,252 = 264014,2 (N.mm) • Tính đường kính trục ở 2 tiết diện (e – e) và (i – i) theo công thức (7-2): dn2 – n2³ Tại tiết diện :e – e Mx2= 9,55.106.kc.P2n2 = 9,55.106.1,3.8,63300 = 357138,2 (N.mm) Mtd = =188578,82+0,75.357138,22 = 362246,7(N.mm) de – e ³3362246,70,1.50 = 41,6 (mm) Tại tiết diện :i – i dm2 – m2³ Mtd = = 264014,22+0,75.357138,22 = 406650,1(N.mm) dm2 – m2³3406650,1 0,1.50 = 44 (mm) Chọn de – e = 45 (mm), di – i = 50 (mm) Biểu đồ momen trục II ●, Trục III: Tổng hợp kích thước trên trục III : a3 + b3 = 125,5 mm c3 = 65,5 mm Các lực tác dụng lên trục: P4, Pr4 P4 = 2.Mx3d4 = 2.710062,5290 = 4896,9 N Pr4 = 4896,9. tg20o = 1872,4 (N) Mô menn xoắn: Mx3 = 9,55.106.kc.P3n3 = 9,55.106.1,3.8,32111 = 923081,25 (N.mm) • Tính lực tác dụng lên trục III: - Tính phản lực ở các gối trục: Chiếu lên hệ trục yoz åmEy = Pr4.(a3 + b3) – RFy.(a3 + b3 + c3) = 0 RFy = Pr4.a3+b3a3+b3+c3= 1872,4.125,5125,5+65,5 = 1230,3 (N) REy = Pr4 – RFy = 1872,4 – 1230,3 = 642,1 (N) Chiếu lên hệ trục xoz åmEx = - P4.(a3 + b3) + RFx .(a3 + b3 + c3) = 0 RFx = P4.(a3+b3)a3+b3+c3=4896,9.125,5125,5+65,5 = 3217,6 (N) REx = P4 – RFx = 4896,9 – 3217,6 = 1679,3 (N) - Tính mômen uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất: (h-h) Mu = Mux = REx.(a3 + b3) = 1679,3. 125,5 = 210752,2 (N.mm) Muy = REy.(a3 + b3) = 642,1.125,5 = 80583,5 (N.mm) Þ Mu =210752,2 2+80583,52 = 225632,8 (N.mm) - Tính đường kính trục tại tiết diện chịu tải lớn nhất d ³ Mtd = = 225632,8 2+0,75.923081,252= 830643,97 (N.mm) d ³3830643,97 0,1.50 = 53,6 (mm) Chọn d3 = 58 (mm) Biểu đồ mô men trên trục III 3.1.3. Tính chính xác trục Kiểm tra hệ số an toàn của trục tại các tiết diện nguy hiểm. Hệ số an toàn tính theo công thức (7-5) TKCTM ta có: n = ³[n] Trong đó : ns hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp nthệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp n hệ số an toàn [n] - hệ số an toàn cho phép [n] = 1,5÷2,5 Vì trụ quay nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng aa = smax = - smin = ; sm = 0 sm giá trị trung bình ứng suất pháp Theo công thức (7-6) ta có: ns = bộ truyền làm việc 2 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ đối xứng thì: ta = tmax = tm = 0. Theo công thức (7-7) ta có nt = Trong đó: t-1 : là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với 1 chu kỳ đối xứng. ta : biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục. W : mômen cản uốn của tiết diện Wo : mômen cản xoắn của tiết diện Kt: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn tra bảng ((7-6) ÷(7-13)) b : hệ số tăng bền bề mặt trục. yt: hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi. tm : là trị số trung bình của ứng xuất tiếp Mu, Mx : là mômen uốn và mômen xoắn. ●, Trục I Xét tại tiết diện m-m Đường kính trục d = 40 (mm) tra bảng (7-3b) ta có : W = 5510 (mm3), wo = 11790 (mm3), b×h = 12×8 mm2 Có thể lấy gần đúng: s-1» (0,4 ÷ 0,5).sb = 0,45.600 = 270 N/mm2 t-1 » (0,2 ÷ 0,3). sb = 0,25.600 = 150 N/mm2 Mu = 92306,9 N.mm, Mx = 112236,6 N.mm sa = MuW = 92306,95510 = 16,7 (N/mm) ta = = 112236,611790 = 9,5 (N/mm) Chọn hệ số ytvà ystheo vật liệu đối với thép các bon trung bình lấy ys= 0,1; yt = 0,05; hệ số b = 1 Theo bảng (7-4) lấy es = 0,85; et= 0,73 Theo bảng (7-8) hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then Ks = 1,63; Kt = 1,5 xét tỷ số: Kσεσ = 1,630,85 = 1,917;Kτετ 1,50,73 = 2,05 Vì do lắp trục và then có độ dôi nên lấy áp suất trên bề mặt lắp là P = 30 N/mm2 Tra bảng (7-10) ta lấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn ta có: = 2,6 = 1 + 0,6.( - 1) = 1 + 0,6.(2,6 – 1) = 1,96 ns = 2702,6.16,7 = 6,21 nt = 1501,84.9,5 = 10,13 n = 6,21.11,136,21 2+11,132 = 4.8 >[n] Như vậy tiết diện (m-m) đảm bảo độ an toàn cho phép ●, Truc II Xét tại tiết diện e-e Đường kính trục d = 45 (mm) tra bảng (7-3b) ta có : W = 7800 (mm3), wo = 16740 (mm3), b×h = 14×9 mm2 Có thể lấy gần đúng: s-1» (0,4 ÷ 0,5).sb = 0,45.600 = 270 N/mm2 t-1 » (0,2 ÷ 0,3). sb = 0,25.600 = 150 N/mm2 Mu = 188578,8 N.mm, Mx = 357138,2 N.mm sa = MuW = 188578,87800 = 24 (N/mm) ta = MxW0= 357138,216740 = 20 (N/mm) Chọn hệ số ytvà ystheo vật liệu đối với thép các bon trung bình lấy ys= 0,1; yt = 0,05; hệ số b = 1 Theo bảng (7-4) lấy es = 0,83; et= 0,71 Theo bảng (7-8) hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then Ks = 1,63; Kt = 1,5 xét tỷ số: Kσεσ = 1,630,83 = 1,96 ;Kτετ 1,50,71 = 2,1 Vì do lắp trục và then có độ dôi nên lấy áp suất trên bề mặt lắp là P = 30 N/mm2 Tra bảng (7-10) ta lấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn ta có: Chọn hệ số ytvà ystheo vật liệu đối với thép các bon trung bình lấy ys= 0,1; yt = 0,05; hệ số b = 1 Tra bảng (7-10) ta lấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn ta có: = 2,6 = 1 + 0,6.( - 1) = 1 + 0,6.(2,6 – 1) = 1,96 ns = 2702,6.24 = 4,3 nt = 1501,96.20 = 3,8 n = 4,3.3,84,32+3,82 = 2,8 >[n] Như vậy tiết diện (e-e) đảm bảo độ an toàn cho phép Xét tại tiết diện (i-i) Đường kính trục d = 50 (mm) tra bảng (7-3b) ta có : W = 10650 (mm3), wo = 22950 (mm3), b×h = 16×10 mm2 Có thể lấy gần đúng: s-1» (0,4 ÷ 0,5).sb = 0,45.600 = 270 N/mm2 t-1 » (0,2 ÷ 0,3). sb = 0,25.600 = 150 N/mm2 Mu = 264014,2 N.mm, Mx = 357138,2 N.mm sa = MuW = 264014,210650 = 25 (N/mm) ta = MxW0= 357138,222950 = 16 (N/mm) Chọn hệ số yt và ystheo vật liệu đối với thép các bon trung bình lấy ys= 0,1; yt = 0,05; hệ số b = 1 Theo bảng (7-4) lấy es = 0,82; et= 0,7 Theo bảng (7-8) hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then Ks = 1,63; Kt = 1,5 xét tỷ số: Kσεσ = 1,630,82 = 1,98 ;Kτετ = 1,50,7 = 2,15 Vì do lắp trục và then có độ dôi nên lấy áp suất trên bề mặt lắp là P = 30 N/mm2 Tra bảng (7-10) ta lấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn ta có: = 2,6 = 1 + 0,6.( - 1) = 1 + 0,6.(2,6 – 1) = 1,96 ns = 2702,6.25 = 4,15 nt = 1501,96.16 = 4,7 n = 4,15.4,74,15 2+4,72 = 3,2 >[n] Như vậy tiết diện (i-i) đảm bảo độ an toàn cho phép Trục III Xét tại tiết diện (h-h) Đường kính trục d = 58 (mm) tra bảng (7-3b) ta có : W = 16810 (mm3), wo = 3600 (mm3), b×h = 18×11 mm2 Có thể lấy gần đúng: s-1» (0,4 ÷ 0,5).sb = 0,45.600 = 270 N/mm2 t-1 » (0,2 ÷ 0,3). sb = 0,25.600 = 150 N/mm2 Mu = 225632,8 N.mm, Mx = 923081,25 N.mm sa = MuW = 225632,816810 = 13,5 (N/mm) ta = MxW0= 92308136000 = 25,6 (N/mm) Chọn hệ số yt và ystheo vật liệu đối với thép các bon trung bình lấy ys= 0,1; yt = 0,05; hệ số b = 1 Theo bảng (7-4) lấy es = 0,78 ; et= 0,67 Theo bảng (7-8) hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then Ks = 1,63; Kt = 1,5 xét tỷ số: Kσεσ = 1,630,78 = 2,08 ;Kτετ = 1,50,67 = 2,23 Vì do lắp trục và then có độ dôi nên lấy áp suất trên bề mặt lắp là P = 30 N/mm2 Tra bảng (7-10) ta lấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn ta có: = 2,8 = 1 + 0,6.( - 1) = 1 + 0,6.(2,8 – 1) = 2,08 ns = 2702,6.13,5 = 7,2 nt = 1502,08.25 = 3 n = 7,2.37,2 2+32 = 2,76 >[n] Như vậy tiết diện (h-h) đảm bảo độ an toàn cho phép Thông số Kí hiệu Trị số Đường kính trục ở các tiết diện d dn-n = 35(mm) dm-m= 40(mm) de-e= 45(mm) di-i= 50(mm) dh-h= 58(mm) Đường kính trục d dI = 40(mm) dII = 60(mm) dIII = 51(mm) B – Tính then Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến hay để truyền mômen và chuyển động từ trục đến bánh răng hoặc ngược lại ta dùng then. 3.2.1. Tính then lắp trên trục I Xét tại tiết diện m- m Đường kính trục I để lắp then là d = 40 mm Theo bảng (7-23) chọn các thông số then b = 12; h = 8; t = 4,5; t1 = 3,6; k = 4,4 Chiều dài then l = 0,8.lm Trong đó: lm – chiều dài mayơ: lm = (1,2÷1,5).d= 1,2.40=48 mm • Kiểm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11) sd = N/mm2 Ở đây : Mx = 112236,6 (N.mm), l = 0,8.lm = 0,8.48 = 38,4 (mm) chọn l = 40 (mm) Tra bảng (7-20) với ứng suất mối ghép cố định, tải trọng va đập nhẹ, vật liệu là thép tôi ; ta có : [s]d = 150 N/mm2 sd = 2.112236,640.4,4.45 = 32 (N/mm2) <[s]d • Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức (7-12) tc = N/mm2 Tra bảng (7-21) có [t]c = 120 (N/mm2) tc = 2.112236,640.12.45 = 12 (N/mm2) <[t]c Như vậy then trên trục I thoả mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt. 3.2.2:Tính then lắp trên trục II Xét tại tiết diện (e-e ) ta có Đường kính trục II kích thước để lắp then là d = 45 mm Theo bảng (7-23).Chọn then b = 14; h = 9; t = 5; t1 = 4,1; k = 5 Chiều dài then: l = 0,8lm Trong đó : lm là chiều may ơ: lm = (1,2÷1,5).d = 1,25.45 = 56 mm l = 0,8.56 = 44,8(mm) chọn l = 45 mm Theo TCVN 150 – 64 ( bảng 7-23) chọn l = 45 mm, sd =150(N.mm) • Kiểm nghiệm độ bền dập của then theo công thức (7-11) có : Bánh bị dẫn L2 : sd = = 2.357138,245.5.45 = 70,5 (N/mm2) <[s]d • Kiểm nghiệm cắt theo công thức (7-12): Tra bảng (7-21) có [t]c = 120 (N/mm2) tc = N/mm2 tc = 2.357138,245.12.45 = 30 (N/mm2) <[t]c Như vậy trục II tại tiết diện e-e thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt Xét tại tiết diện i-i Đường kính trục II kích thước để lắp then là d = 50 mm Theo bảng (7-23).Chọn then b = 16; h = 10; t = 5; t1 = 5,1; k = 6,2 Chiều dài then: l = 0,8lm Trong đó : lm là chiều may ơ: lm = (1,2÷1,5).d = 1,25.50 = 62 mm l = 0,8.62 = 49,6(mm) chọn l = 55 mm Theo TCVN 150 – 64 ( bảng 7-23) chọn l = 55 mm, sd =150(N.mm) • Kiểm nghiệm độ bền dập của then theo công thức (7-11) có : sd = = 2.357138,250.6,2.55 = 42 (N/mm2) <[s]d • Kiểm nghiệm cắt theo công thức (7-12): Tra bảng (7-21) có [t]c = 120 (N/mm2) tc = N/mm2 tc = 2.357138,250.12.55 = 21,65 (N/mm2) <[t]c Như vậy trục II tại tiết diện i-i thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt 3.2.3. Tính then lắp trên trục III Đường kính trục III để lắp then là d = 58 mm Theo bảng 7-23 chọn các thông số then b = 18; h = 11; t = 5,5; t1 = 5,6; k = 6,8 Chiều dài then: l = 0,8lm Trong đó : lm là chiều may ơ: lm = (1,2÷1,5).d = 1,2.58 = 70 mm l = 0,8.70 = 56(mm) chọn l = 56 mm Theo TCVN 150 – 64 ( bảng 7-23) chọn l = 56 mm, sd =150(N.mm) Kiểm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11) sd = = 2.923081,2558.6,8.56 = 83,5 <[s]d • Kiểm nghiệm cắt theo công thức (7-12): Tra bảng (7-21) có [t]c = 120 (N/mm2) tc = N/mm2 tc = 2.923081,2558.12.56 = 47,4 (N/mm2) <[t]c Như vậy then trên tục III tại tiết diện h-h thoả mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt. Kết luận: Then trên các trục đều thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. C: NỐI TRỤC Mômen xoắn trên nối trục: Mx = 710062,5 (N.mm) Mt = k. Mx = 1,3.710062,5 = 923081,25 (N.mm) Trong đó : Mx : Mômen xoắn danh nghĩa Mt : Mômen xoắn tính toán K = 1,2 ÷ 1,5 Hệ số tải trọng động ( tra bảng 9-1) Để đơn giản, dễ chế tạo và phù hợp với mômen xoắn trên trục. Chọn nối trục là nối trục đĩa. + Cấu tạo: hình vẽ + Vật liệu làm nối trục: Do vận tốc vòng của đĩa v ³ 30 m/s nên ta chọn vật liệu nối trục là thép đúc 35p. + Các kích thước chủ yếu của nối trục đàn hồi theo bảng (9-2) ta có : d = 35 mm, D2 = 80 mm; D = 165 mm; Do = 130 mm; l = 130 mm; S = 36 mm; Bulông cỡ M12; số lượng bulông bằng z = 6; mômen xoắn lớn nhất Mmax = 1000 N.mm • Với bu lông lắp có khe hở, lực siết V cần thiết với mỗi bu lông theo công thức (9-3) là : V ³ = 2.1,3.710062,56.0,2.130 = 11834,1(N.mm) Trong đó: f - hệ số ma sát có thể lấy khoảng ( 0,15÷ 0,2) Chương IV: Tính chọn ổ lăn trong hộp giảm tốc 4.1. Chọn ổ lăn Trục I Trục II và trục III của hộp giảm tốc không có thành phần lực dọc trục nên ta dùng ổ bi đỡ. 4.1.1• Sơ đồ chọn ổ cho trục I: Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1) C = Q.(n.h)0,3£ Cbảng Cbảng – là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng Trong đó: nI = 990 (vg/p): tốc độ quay trục I h =12000 giờ, Theo công thức (8-2) có Q = (Kv.R + m.A).Kn.Kt Trong đó: m = 1,5 ( tra bảng 8-2) A = 0 : tải trọng dọc trục Kt = 1,3 : tải trọng tĩnh (bảng 8-3) Kn = 1,1 : nhiệt độ làm việc dưới 150oC (bảng 8-4) Kv = 1 : vòng trong của ổ quay (bảng 8-5) RA =1623 2+2206,4 2 = 2439,8 (N.mm) RB = 710,5 2+211,42 = 741,3 (N.mm) Vì lực hướng tâm ở gối trục A lớn hơn lực hướng tâm ở gối trục B, nên ta tính đối với gối đỡ trục A và chọn ổ cho gối đỡ trục này, gối trục B lấy ổ cùng loại. Q = (Kv.RA + m.A).Kn.Kt = (1. 2439,8 + 1,5.0).1,1.1,3 = 2968,5=296,85daN Tra bảng (8-7) chọn (990.12000)0,3 = 132 C = Q.(n.h)0,3 = 296,85.132 = 39184,2 Tra bảng 14P ứng với d = 35 mm: ổ cỡ trung, ký hiệu 307, Cbảng = 40000 > C Đường kính ngoài của ổ D = 80 mm. Chiều rộng ổ B = 21 mm 4.1.2• Sơ đồ chọn ổ cho trục II: Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1) C = Q.(n.h)0,3< Cbảng Ở đây : nII = 300 (vg/P): tốc độ quay trên trục II h = 12000 giờ Q: tải trọng tương đương (daN) Theo công thức (8-6) có Q = (Kv.R + m.At).Kn.Kt Hệ số m = 1,5 ( tra bảng 8-2) Kt = 1,3 tải trọng tĩnh (bảng 8-3) Kn = 1,1 nhiệt độ làm việc dưới 100OC ( bảng 8-4) Kv = 1 vòng trong của ổ quay (bảng 8-5) RC = 62,12+3337,1 2= 3337,6 (N.mm) RD = 4110,5 2+973,6 2 = 4224,3 (N.mm) Tổng lực chiểu trục: A =0 Vì lực hướng tâm ở hai gối trục gần bằng nhau, nên ta chỉ tính đối với gối đỡ trục bên phải D ( ở đây lực Q lớn hơn) và chọn ổ cho gối trục này, gối trục kia lấy ổ cùng loại. Q = (Kv.RA + m.A).Kn.Kt = (1. 4224,3 + 1,5.0).1,1.1,3 = 6040,64 N = 604,4 daN Tra bảng (8-7) chọn (300.12000)0,3 = 92 C = 604,4.92 = 56003,5 Tra bảng 14P ứng với d = 30 mm chọn ổ cỡ nặng ký hiệu 406 có Cbảng= 60000 > C Đường kính ngoài của ổ D = 90 mm, chiều rộng của ổ B = 23 mm 4.1.3• Sơ đồ chọn ổ cho trục III Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1) C = Q.(n.h)0,3£ Cbảng Ở đây : nIII = 111 (vg/P) tốc độ quay trên trục III h = 12000giờ, thời gian làm việc của ổ Q : tải trọng tương đương (daN) Theo công thức (8-6) có Q = (Kv.RD + m.At).Kn.Kt RE = 1679,32+642,1 2 = 1797,8 (N.mm) RF = 3217,62+1230,3 2 =3444,8(N.mm) Tổng lực chiểu trục: A = 0 Vì lực hướng tâm ở hai gối trục gần bằng nhau, nên ta chỉ tính đối với gối đỡ trục bên phải F ( ở đây lực Q lớn hơn) và chọn ổ cho gối trục này, gối trục kia lấy ổ cùng loại. Q = (Kv.RA + m.A).Kn.Kt = (1.3444,8 + 1,5.0).1,1.1,3 = 4926,1 N = 492,61 daN Tra bảng (8-7) chọn (300.12000)0,3 = 68 C = 492,61.68 = 33497,3 Tra bảng 14P ứng với d = 40 mm chọn ổ ký hiệu (308) ổ bi đỡ cỡ trung. Cbảng= 48000 > C Đường kính ngoài của ổ D = 90 mm, chiều rộng của ổ B = 23 mm Bảng thông số Đường kính trục Đường kính ngoài Chiều rộng dI = 35(mm) D1 = 80(mm) B1 = 21(mm) dII = 30(mm) D2 = 90(mm) B2 = 23(mm) dIII = 40(mm) D3 = 90(mm) B3 = 23(mm) 4.2: Các phương pháp cố định ổ trên trục và trong vỏ hộp +, Cố định ổ trên trục: Do trục không chịu lực dọc trục nên dùng kiểu lắp có độ dôi để cố định vòng trong của ổ trục mà không cần chi tiết phụ +, Cố định ổ trong vỏ hộp Đặt vòng ngoài của ổ vào giữa mặt tì của nắp ổ và vai lỗ trong hộp 4.3: Chọn kiểu lắp ổ lăn Phương án chọn kiểu lắp: - Lắp ổ lăn vào trục theo hệ lỗ và vỏ hộp theo hệ trục - Sai lệch cho phép vòng trong của ổ là âm, sai lệch cho phép trên lỗ theo hệ lỗ là dương (theo kiểu lắp trung gian ) - Chọn kiểu lắp bằng độ dôi để các vòng ổ không thể trượt theo bề mặt trục 4.4: Ống lót và nắp ổ +, Nắp ổ Nắp ổ thường được chế tạo bằng thép CT3,mặt chuẩn cơ bản là mặt bích vì vậy bề mặt trụ định tâm lấy nhỏ từ 5÷7 mm, để khỏi ảnh hưởng đến việc lắp bích vào vỏ hộp 4.5: Cố định trục theo phương dọc trục Trục được cố định bằng nắp ổ ,dung sai kích thước cần chọn chặt chẽ hơn.Khi trục bị dãn nỡ vì nhiệt có thể làm cho các con lăn bị chèn,vì vậy nên nó dùng cho trục tương đối ngắn 4.6: Bôi trơn ổ lăn Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc truyền bánh răng thấp không thể dùng phương pháp bắn toé để dẫn dầu trong hộp vào bôi trơn các bộ phận ổ. Theo bảng (8-28) có thể dùng mỡ loại “T” ứng với nhiệt độ làm việc 60o ÷ 100oC và vận tốc dưới 300 vg/ph. Lượng mỡ dưới 2/3 chỗ rỗng của bộ phận ổ. 4.7: Lót kín bộ phận ổ Để che kín các đầu trục nhô ra, tránh sự xâm nhập của môi trường vào ổ và ngăn mỡ chảy ra ngoài,tuổi thọ của ổ lăn đặc biệt là tuổi thọ của ổ lăn làm việc ngoài trời phụ thuộc rất nhiều vào bộ phận lót kín.Ở bài toán thiết kế này chọn vòng phớt Chọn theo bảng (8-29) (sách TKCTM) vì nó được dùng rộng rãi, cấu tạo đơn giản,khi lắp ghép lắp theo một bạc trung gian Chương V- Chọn kết cấu vỏ hộp và chi tiết máy tiêu chuẩn 5.1:Thông số cấu tạo cơ bản của hộp giảm tốc Chọn vỏ hộp đúc vật liệu bằng gang, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làm các trục để lắp ghép được dễ dàng theo bảng (10-9) cho phép ta xác định được kích thước và các phần tử của vỏ hộp. - Chiều dày thân hộp: d = 0,025.A + 3 ; A khoảng cách trục d = 0,025.200 + 3 = 8 mm - Chiều dày thành nắp hộp: d1 = 0,02.A + 3 = 0,02.200 + 3 = 7 mm - Chiều dày mặt bích dưới của thân: b = 1,5 .d = 1,5.8= 12 mm - Chiều dày mặt bích dưới của nắp: b1 = 1,5 .d1= 1,5.7 = 10,5 mm - Chiều dày đế hộp không có phần lồi P = 2,35.d = 2,35.8= 18,8 mm Có thể lấy P = 19 mm - Chiều dày gân ở thân hộp. m = (0,85÷1).d = 7 mm - Chiều dày gân ở nắp hộp. m1 = (0,85÷1).d1 = 6 mm - Đường kính bu lông nền: dn = 0,036.A + 12 mm = 0,036.200 + 12 = 19,2 mm Có thể chọn dn = 20 mm - Đường kính bu lông khác: + ở cạnh ổ : d1 = 0,7.dn = 0,7.20 = 14 mm + Ghép nắp ổ: d3 = 0,45.dn» 0,45.20 = 9 mm + Ghép nắp cửa thăm: d4 = 0,37.dn = 7 mm + Ghép nắp vào thân: d2 =( 0,5÷0,6)dn = 11mm Khoảng cách C1 từ mặt ngoài của vỏ đến tâm bulong dn,d1,d2 C1 = 22mm Chiều rộng mặt bích K không kể chiều dày thân hoặc nắp hộp K = C1+C2 = 22+19 = 41 mm Đường kính bu lông vòng chọn theo trọng lượng của hộp giảm tốc, với khoảng cách trục A , 2 cấp chuyền 160 ´200. Tra bảng (10-11a) và (10-11b) chọn bu lông M16 - Số lượng bu lông nền: theo bảng (10-13) ta lấy n = 6. 5.2: Một số chi tiết máy khác 5.2.1 Bulông vòng: Để nâng và chuyển hộp giảm tốc người ta thường dùng các bulông vòng trên nắp hộp,đường kính bulông vòng d = S = (2÷3)δ.Kích thước bulong vòng (bảng 10-11a) tùy theo trọng lượng hộp giảm tốc 5.2.2: Nắp cửa thăm Để quan sát các chi tiết máy trong hộp và rót dầu vào hộp trên đỉnh nắp có làm cửa thăm.Cửa thăm đậy lại bằng nắp.Kích thước chọn theo bảng 10-12 TKCTM A B A1 B1 C C1 K R kích thước vít số lượng vít 150 100 190 140 175 - 120 12 M8×22 4 5.2.3: Chốt định vị hình côn d (mm) c (mm) l (mm) 4 0,6 14÷70 5.2.4:Nút tháo dầu Thân hộp thường chứa dầu để bôi trơn cho các chi tiết trong hộp,sau một thời gian làm việc dầu bị bẩn hoặc bị biến chất do đó cần phải thay dầu mới.Để tháo dầu cũ người ta làm ở đáy một lỗ tháo dầu,lúc bình thường sẽ được đậy kín bằng nút tháo dầu Chương VI-Chọn chế độ lắp ghép và phương pháp bôi trơn 5.1:Chọn chế độ lắp ghép Kiểu lắp Trục I Trục II Trục III Kiểu lắp Dung sai Kiểu lắp Dung sai Kiểu lắp Dung sai Kiểu lắp Dung sai Bánh răng-Trục ∅40H7k6 +25 0 ∅45H7k6 +25 0 ∅50H7k6 +30 0 ∅58H7k6 +30 0 +18 +2 +18 +2 +21 +2 +21 +2 Ổ lăn –Trục ∅35k6 +18 +2 ∅30k6 +15 +2 ∅40k6 +18 +2 Vỏ hộp- Ổ lăn ∅80H7 +30 0 ∅90H7 +35 0 ∅90H7 +35 0 Nắp ổ lăn-Vỏ hộp ∅80H7d11 +30 0 ∅90H7d11 +35 0 ∅90H7d11 +35 0 -100 -290 -120 -340 -120 -340 Nối trục-Trục ∅35H7js6 +18 +2 +8 -8 Bánh đai-Trục ∅30H7k6 +21 0 +15 +2 Rãnh then trên trục -Then 12N9h9 0 -43 14N9h9 0 -43 16N9h9 0 -43 18N9h9 0 -52 0 -43 0 -43 0 -43 0 -52 5.2:Phương pháp bôi trơn trong hộp giảm tốc Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn cho trục các bộ truyền trong Hộp Giảm Tốc. Vì vận tốc của bánh răng nhỏ nên ta chọn cách bôi trơn ngâm trong dầu bằng cách ngâm bánh răng, trục vít, bánh vít hoặc các chi tiết phụ khác ta dùng dầu công nghiệp 45 để bôi trơn hộp giảm tốc Khi vận tốc nhỏ thì lấy chiều sâu ngâm là 1/6 bán kính bánh răng cấp nhanh còn đối với cấp chậm dưới 1/3 bán kính, 0,4 – 0,8 lít cho 1 Kw. Chọn độ nhớt của dầu ở 50oC với bánh răng thép sb = 600 N/mm2. Ta chọn dầu theo bảng 10 – 20. Lời kết: Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, đặc biệt là thầy Lê Văn Sinh cùng các bạn đã giúp đỡ em trong quá trình thực hiện bài tập đồ án môn học thiết kế chi tiết máy. Trong quá trình làm đồ án em không thể tránh khỏi thiếu sót, em kính mong nhận được ý kiến đóng góp của các thầy các cô để em hoàn thiện đồ án. Em xin chân thành cảm ơn ! Vinh, Ngày 25 tháng 11 năm 2015 Sinh viên thực hiện Lê Xuân Kính MỤC LỤC Chương I: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền............................................. Chương II: Thiết kế các bộ truyền trong và ngoài của hộp giảm tốc................... Chương III: Tính trục chọn then và khớp nối...................................................... Chương IV: Tính chọn ổ lăn trong hộp giảm tốc................................................. Chương V: Chọn kết cấu vỏ hộp và các chi tiết máy tiêu chuẩn.......................... Chương VI: Chọn chế độ lắp ghép và phương pháp bôi trơn............................... Tài liệu tham khảo: 1,Sách thiết kế chi tiết máy (Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm) – Nhà xuất bản giáo dục. 2,Sách tính toán và thiết kế hệ dẫn động cơ khí T1,T2 ( Trịnh Chất-Lê Văn Uyển) 3,Dung sai và lắp ghép –Ninh Đức Tốn