Đồ án môn học chi tiết máy - Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Đồ án tốt nghiệp Chi tiết máy Đồ án chi tiết máy 1 Lời nói đầu Trong tất cả các máy móc cơ khí đều có sự chuyển động cơ học của các bộ phận của máy. Muốn có sự chuyển động thì cần phải có năng lượng. Một trong những dạng năng lượng dễ kiếm, dễ sử dụng và có thể có mặt ở khắp mọi nơi đó là điện năng. Trong lịch sử phát minh, con người đã thấy rằng chỉ có động cơ điện là một thiết bị tối ưu nhất có tác dụng biến năng lượng điện thành cơ năng để thực hiện một chuyển động cơ học cần thiết. Trong sản xuất công nghiệp, để nâng cao năng suất và hiệu quả kinh tế cũng như tính khả thi người ta chỉ chế tạo ra các động cơ điện có công suất và vận tốc quay là một giá trị cụ thể nào đó đã được lập trong các bảng tiêu chuẩn. Trong khi đó, các chuyển động cơ học trong các máy móc lại cần những công suất bất kì, không theo một dẫy số tiêu chuẩn nào. Vì vậy, các động cơ điện không thể truyền trực tiếp công suất sang cho các hệ thống chuyển động mà phải thông qua thiết bị chuyển đổi công suất dễ chế tạo hơn. Một trong các thiết bị như vậy là hộp giảm tốc. Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi và được dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn. Như vậy, ta thấy rằng, một hệ thống máy móc chuyển động cần phải có động cơ, bộ truyền, hộp giảm tốc (hoặc hộp tăng tốc) và hệ thống tải. Một hệ thống như vậy được gọi là hệ thống dẫn động cơ khí. Trên thực tế , khi thiết kế một hệ thống dẫn động cơ khí ta phải khảo sát tất cả các số liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế. Nhưng trong đồ án môn học Chi Tiết Máy này, các số liệu đã được cho trước và ta chỉ phải thiết kế hệ thống mà thôi. Đồ án chi tiết máy 2 Mục Lục Trang Lời nói đầu-------------------------------------------------------------------------------------------1 Dữ liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế----------------------------------------------3 CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN------------------ 1.1> Chọn động cơ. 1.2> Phân cấp tỉ số truyền. 1.2.1> Tỉ số truyền của hệ dẫn động. 1.2.2> Tốc độ vòng quay trên các trục. 1.2.3> Công suất và mômen xoắn trên các trục. CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN. 2.1> Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc. 2.1.1> Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép. 2.1.2> Tính toán cấp chậm. 2.1.3> Tính toán cấp nhanh. 2.2> Thiết ké bộ truyền xích. 2.2.1> Chọn loại xích. 2.2.2> Xác định các thông số bộ truyền xích. CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI. 3.1> Chọn vật liệu và tính các khoảng cách, lực. 3.1.1> Xác định sơ bộ đường kính trục. 3.1.2> Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. 3.1.3> Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục. 3.2> Thiết kế trục và chọn ổ lăn. 3.2.1> Tính trục. 3.2.2> Chọn ổ lăn. 3.3> Chọn khớp nối. CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC. Đồ án chi tiết máy 3 Tài liệu tham khảo [1]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Tập1,2 Nxb Giáo dục. Hà Nội. [2]. Nguyễn Trọng Hiệp – Chi tiết máy. Tập1,2 Nxb Giáo dục. Hà nội 1994 [3]. Ninh Đức Tốn – Dung sai và lắp ghép. Nxb Giáo dục. Hà nội 2004 [4]. Đỗ Sanh, Nguyễn Văn Vượng, Phan Hữu Phúc – Giáo trình cơ kỹ thuật. Nxb Giáo dục Hà nội 2002. Đồ án chi tiết máy 4 ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY Thiết kế hệ dẫn động xích tải Phần 1: Thuyết minh ÌDữ liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế • Tmm = 1,4.T1 1. Động cơ • T2 = 0,5.T1 2. Nối trục đàn hồi • t1 = 6 (h) 3. Hộp giảm tốc • t2 = 9 (h) 4. Bộ truyền xích • tck = 16 (h) 5. Xích tải Số liệu cho trước: 1. Lực kéo xích tải-------------------------------------: F = 4.000 (N) 2. Vận tốc xích tải-------------------------------------: v = 0,25 (m/s) 3. Số răng đĩa xích tải--------------------------------: z = 30 4. Bước xích tải-----------------------------------------: p = 25,4 (mm) 5. Thời hạn phục vụ-----------------------------------: hI = 23.000(h) 6. Số ca làm việc---------------------------------------: 2 7. Góc nghiêng đường nói tâm bộ truyền ngoài: 300. 8. Đặc tính làm việc------------------------------------: va đập nhẹ Khối lượng thiết kế : 1. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc - khổ A0. 2. Một bản vẽ chế tạo chi tiết - khổ A3 . 3. Một bản thuyết minh. Đồ án chi tiết máy 5 CHƯƠNG1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CẤP TỈ SỐ TRUYỀN. 1.1,Chọn động cơ. - Công suất công tác trên xích tải: Pct = 1000 .vF = 1000 25,0.4000 = 1 (KW) - Công suất yêu cầu trên trục động cơ: Pyc = Ση ctP = 875,0 1 = 1,143 (KW) Trong đó: Ση : Hiệu suất tổng của bộ truyền. Ση = hngng ηηη ∗∗ 21 = 0,99. 0,93. 0,95 = 0,875 1ngη = 0,99 : Hiệu suất nối trục đàn hồi. 2ngη = 0,93 : Hiệu suất bộ truyền xích. hη = 0,95: Hiệu suất hộp giảm tốc. Chọn uh = 18 ; ung2 = 4 ; ( ung1 = 1). Suy ra u Σ = 18. 4.1 = 72 Số vòng quay sơ bộ của động cơ : nsb = nct . u Σ = 19,69 . 72 = 1418 (vòng/phút) Trong đó: Số vòng quay trên trục công tác: nct = pz v . .60000 = 4,25.30 25,0.60000 =19,69(vg/ph) Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là: nđb = 1500(vòng/phút) Theo bảng P1.2 [1] tập1: Với Pyc = 1,143 và nđb = 1500(vòng/phút) ⇒ Chọn động cơ DK41- 4; có Pđc = 1,7 (KW) , nđc = 1420 (vòng/phút) Hệ số quá tải Kqt = 4,14,1 1 =≥= T T T T mm dn K Khối lượng động cơ: G = 39 (kg) Đường kính trục động cơ dđc = 25 (mm) 1.2,Phân cấp tỉ số truyền: 1.2.1,Tỷ số truyền của hệ dẫn động: 72 69,19 1420 ===Σ ct dc n nu Tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc: 18 4.1 72 . 21 === Σ ngng h uu uu Ta có : 21.uuuh = = 18 Theo bảng(3.1), [1], tập1 tìm được: u1= 5,31 ; u2 = 3,39 Trong đó: u1 : Tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc u2 : Tỉ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc 1.2.2, Tính tốc độ quay trên các trục: Đồ án chi tiết máy 6 9 Trên trục công tác: nct = 19,69 (vòng/phút) 9 Trục III : nIII = nct . ung2 = 19,69 . 4 = 78,76(vòng/phút) 9 Trục II : nII = nIII . u2 = 78,76 . 3,39 = 267(vòng/phút) 9 Trục I : nI = nđc =1420 (vòng/phút) 1.2.3, Công suất và mômen trên các trục: 9 Trục công tác: Pct = 1 (KW) Tct = 9,55. 106. 8,48501769,19 1 = (Nmm) 9 Trục III: PIII = 075,193,0 1 2 == ng ctP η (KW) TIII = 9,55. 106. 5,13034876,78 075,1 = (Nmm) 9 Trục II : PII = 12,197,0.99,0 075,1 . 075,1 === − BRolIIIII IIIP ηηη (KW) TII = 9,55 . 106. 40060267 12,1 = (Nmm) 9 Trục I : PI = 1663,197,0.99,0 12,1 . == BRol IIP ηη (KW) TI = 9,55. 106. 8,78431420 1663,1 = (Nmm) 9 Trục động cơ: Pđc = 178,199,0 1663,1 == ol IP η (KW) Tđc = 9,55. 106. 5,79221420 178,1 = (Nmm) Trong đó: :olη Hiệu suất 1 cặp ổ lăn. :BRη Hiệu suất 1 cặp bánh răng. Trục Động cơ I II III Làm Việc Thông số Tỉ số truyền u 1 5,31 3,39 4 Công suất P (KW) 1,178 1,1663 1,12 1,075 1 Số vòng quay n(vg/ph) 1420 1420 267 78,76 19,69 Mômen xoắn T(N.mm) 7922,5 7843,8 40060 130348,5 485017,8 CHƯƠNGII: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN: Đồ án chi tiết máy 7 2.1,Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc: 2.1.1,Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép: 9 Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau: Cụ thể, theo bảng 6.1 [1] tập1 chọn: Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285,có MPaMPa chb 580,850 11 == σσ Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192...240,có MPaMPa chb 450,750 22 == σσ 9 Phân cấp tỉ số truyền uh =18; cấp nhanh là u1 = 5,31 ; u2 = 3,39. 9 Xác định ứng suất cho phép: Theo bảng 6.2 , [1], tập1, với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180..350. ;1,1;7020 lim =+= HH SHBσ ;75,1;8,10 lim == FF SHBσ Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1= 245 ; độ rắn bánh lớn HB2 = 230. Khi đó: ;56070245.2702 1 0 1lim MPaHBH =+=+=σ .441245.8,18,1 10 1lim MPaHBF ===σ ;53070230.2702 2 0 2lim MPaHBH =+=+=σ .414230.8,18,1 20 2lim MPaHBF ===σ Theo (6.7), [1], tập1 có: NHE = 60cΣ ( maxTTi )3.ni.ti NHE2 = 60c.(n1/u1). ( ) i i i t tTTt ΣΣΣ . 3 max = 60.1. 2833 10.75,196 9.5,0 96 6.123000. 31,5 1420 HON〉=⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ +++ 12 =⇒ HLK ; Tương tự: 11 =⇒ HLK ; Như vậy theo (6.1a),[1],tập1, sơ bộ xác định được: [ ] H HL HH S K.0 limσσ = [ ] MPa S K H HL HH 5091,1 1.560. 10 1lim1 === σσ [ ] MPa S K H HL HH 8,4811,1 1.530. 20 2lim2 === σσ Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng [ ] [ ] [ ]( ) MPaHHH 8,481,min 21' ==⇒ σσσ Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng⇒ [ ] [ ] [ ] MPaHHH 4,4952 8,481509 2 21'' =+=+= σσσ Theo (6.8),[1],tập1: NFE = 60c. Σt ( ) i i i t tTT ΣΣ . 6 max NFE2 = 60c 866 10.51,196 9.5,0 96 6.1.23000. 31,5 1420 =⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ +++ ; NfE2 > NFO = 4.10 6 Đồ án chi tiết máy 8 12 =⇒ FLK ; tương tự 11 =FLK Theo (6.2a),[1],tập1, với bộ truyền quay 1 chiều: KFC = 1, ta có [ ] MPaSKK FFLFCFF 25275,1 1.1.441.. 10 1lim1 === σσ [ ] MPaSKK FFLFCFF 6,23675,1 1.1.414.. 20 2lim2 === σσ ứng suất quá tải cho phép: Theo (6.13) và (6.14),[1],tập1 có: [ ] MPachH 1260450.8,2.8,2 2max === σσ [ ] MPachF 464580.8,0.8,0 1max1 === σσ [ ] MPachF 360450.8,0.8,0 2max2 === σσ 2.1.2, Tính toán cấp chậm ( bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ) ♦ Xác định sơ bộ khoảng cách trục : 3 2 2''22 ..][ . ).1( baH HII aw u KT uKa ψσ β+= trong đó : ƒ baψ : hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Tra bảng (6.6),[1],tập1,ta chọn baψ = 0,4 ƒ aK : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng (6.5),[1], tập1 được aK = 43. ƒ βHK : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.Với hệ số bdψ = 0,53. baψ .(u2+1) = 0,53.0,4.(3,39+1) = 0,93 ; tra bảng (6.7), [1], tập1, ta được βHK = 1,15 ; 32,1=βFK (sơ đồ 3). )(65,97 4,0.39,3.4,495 15,1.40060).139,3(43 3 22 mmaw =+= => lấy 2wa = 115(mm). ♦ Xác định các thông số ăn khớp Môđun m = (0,01÷0,02). 2wa = (0,01÷0,02).115 = 1,15÷2,3 mm. Chọn m=1,5 (bảng 6.8, [1]) Chọn sơ bộ 030=β 866,0cos =⇒ β Số răng bánh nhỏ (công thức 6.31),[1], tập1. 3,26 )139,3.(5,1 866,0.115.2 )1( cos..2 2 2 1 =+=+= um a z w β => lấy 1z = 26 Số răng bánh lớn 14,8826.39,3. 122 === zuz => lấy 2z = 88 Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là : Đồ án chi tiết máy 9 38,3 26 88 1 2 === z zum Khi đó: cos '''00 2 21 24143124,31855,0 115.2 )8826.(5,1 .2 ).( ==⇒=+=+= ββ wa ZZm ♦ Các thông số cơ bản của bộ truyền : Góc prôfin gốc :α = 020 (theo TCVN 1065-71). Góc nghiêng răng : β = "24'14310 Góc prôfin răng : "33'323 855,0 20 cos 0 0 =⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛=⎟⎟⎠ ⎞⎜⎜⎝ ⎛= tgarctgtgarctgt β αα Góc ăn khớp: ( ) =⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ += 2 21 .2 cos.arccos w tw a mZZ αα ( ) "25'3236 115.2 20cos5,1.8826arccos 0 0 =⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ + Khoảng cách trục : )(1152 mmaw = Mô đun: m=1,5mm Chièu rộng vành răng: )(46115.4,0. 2 mmab wbaw ===ψ ⇒Mỗi bánh răng có chiều rộng vành răng là: 23 mm Số răng mỗi bánh răng: Z1 = 26 ; Z2 = 88 Tỉ số truyền cấp chậm: um = 3,38 Đường kính chia : )(6,45 855,0 26.5,1 )cos( . 11 mm zmd === β )(4,154 855,0 88.5,1 )cos( . 22 mm zmd === β Đường kính lăn : )(66,45 138,3 115.2 1 2 2 1 mmu ad m w w =+=+= )(3,15438,3.66,45.12 mmudd mww === Đường kính đỉnh răng : )(6,485,1.26,45.211 mmmdda =+=+= )(4,1575,1.24,154.222 mmmdda =+=+= Đường kính đáy răng : )(85,415,1.5,26,45.5,211 mmmdd f =−=−= )(65,1505,1.5,24,154.5,222 mmmdd f =−=−= Hệ số trùng khớp ngang: 47,1855,0. 88 1 26 12,388,1cos112,388,1 21 =⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ +−=⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ +−= βεα zz Đồ án chi tiết máy 10 Hệ số trùng khớp dọc : 4,4 .5,1 ''24'1431sin.40 . sin. 0 === ππ βε β m bw Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở : "36'92916,29558,0''24'1431'.'33'323cos.cos 0000 ==⇒=== btb tgtgtg ββαβ ♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (tra bảng 6.5, [1], tập1⇒ MZ = 274 MP 3 1 a . Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : 35,1 )54,36.2sin( 16,29cos.2 2sin cos.2 Z 0 0 H === tw b α β Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : 825,0 47,1 11Z === α ε ε Vận tốc vòng của bánh răng : )/(64,0 60000 267.66,45. 60000 .. 21 smndv w === ππ .Tra bảng 6.13, [1], tập1=> cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Tra bảng (6.14), [1], tập1,với CCX9, v<2,5⇒ .13,1=αHK 37,1=αFK Tra bảng: (6.16) được g0 = 73 (6.15) được 002,0=Hδ ; 006,0=Fδ 508,0 38,3 100.64,0.73.002,0... 20 ===⇒ m w HH u avgδυ KHv =1+ 01,113,1.15,1.40060.2 66,45.40.508,01 ...2 .. 1 =+= αβ υ HHII wwH KKT db Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : 3125,101,1.13,1.15,1.. === HvHHH KKKK αβ . ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: MPa dub uKTZZZ ww HII HMH 39066,45.38,3.40 )138,3.(3125,1.40060.2825,0.35,1.274 .. )1.(..2... 22 12 2 =+=+= εσ Từ cấp chính xác 8 95,0=⇒ RZ ; Với da < 700 1=⇒ xHK ; v = 0,64 < 5m/s 1=⇒ vZ . Do đó theo (6.1) và (6.1a) Đồ án chi tiết máy 11 [ ] [ ] MPaKZZ xHRvHH 6,4701.95,0.1.4,495...'' === σσ Như vậy [ ]HH σσ < Vậy bánh răng đã chọn thoả mãn điều kiện tiếp xúc ♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: 68,0 47,1 11 === α ε εY . Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : 777,0 140 24,311 140 1 0 =−=−= ββY . Số răng tương đương : 42 855,0 26 cos 33 1 1 === β zzv 141 855,0 88 cos 33 2 2 === β zzv Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0. Tra bảng (6.18),[1], tập1ta được : 7,31 =FY 6,32 =FY 525,1 38,3 100.64,0.73.006,0... 20 === m w FF u avgδυ 02,1 37,1.32,1.40060.2 66,45.40.525,11 ...2 .. 1 1 =+=+= αβ υ FFII wwF Fv KKT dbK Hệ số tải trọng khi tính về uốn : 84,102,1.37,1.32,1.. === FvFFF KKKK αβ . ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động: )(252][)(105 5,1.66,45.40 7,3.777,0.68,0.84,1.40060.2 .. .....2 1 1 1 1 MPaMPamdb YYYKT F ww FFII F =<=== σσ βε ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động: )(6,236][)(102 7,3 60,3.105. 2 1 21 2 MPaMPaY Y F F FF F =<=== σσσ ♦ Kiểm nghiệm răng về quá tải : Hệ số quá tải 4,14,1 1 1 1 max ==== T T T T T TK mmqt ứng suất tiếp xúc cực đại : )(1260][)(5,4614,1.390. maxmax MPaMPaK HqtHH = đã thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt. ứng suất uốn cực đại : )(464][)(1474,1.105. max11max1 MPaMPaK FqtFF =<=== σσσ Đồ án chi tiết máy 12 )(360][)(8,1424,1.102. max22max2 MPaMPaK FqtFF = đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng. 2.1.3, Tính toán cấp nhanh ( bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ) ♦ Xác định sơ bộ khoảng cách trục : 3 1 2'11 ..][ . ).1( baH HI aw u KT uKa ψσ β+= trong đó : ƒ baψ : hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục, ta chọn baψ = 0,3 (theo bảng 6.6 [1],tập1) ƒ aK : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng (6.5), [1], tập1 được aK = 49,5. ƒ βHK : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.Với hệ số bdψ =0,53. baψ .(u1+1)=0,53.0,3.(5,31+1)= 1, tra bảng(6.7),[1], tập1 βHK =1,03 ; 05,1=βFK (sơ đồ 7). )(32,87 3,0.31,5.8,481 03,1.8,7843).131,5(5,49 3 21 mmaw =+= => lấy 1wa = 90(mm). ♦ Xác định các thông số ăn khớp : Môđun m=(0,01÷0,02). 1wa =(0,01÷0,02).90 = 0,9÷1,8 mm => tra bảng (6.8), [1], tập1,ta chọn môđun pháp m=1,5. Số răng bánh nhỏ 02,19 )131,5.(5,1 90.2 )1( .2 1 1 1 =+=+= um az w => lấy 1z = 19. Số răng bánh lớn 89,10019.31,5. 112 === zuz => lấy 2z = 101. mmzzma w 902 )10119(5,1 2 )( 21 1¦ =+=+=⇒ Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là : 316,5 19 101 1 2 === z zum ♦ Các thông số cơ bản của bộ truyền Đồ án chi tiết máy 13 Góc prôfin gốc : α = 020 (theo TCVN 1065-71). Góc nghiêng răng : β =0 (vì là răng thẳng) => cos β =1. Khoảng cách trục : )(901 mmaw = Mô đun m= 1,5mm Tỉ số truyền um = 5,316 Hệ số dịch chỉnh x1 = 0 ; x2 = 0 Số răng bánh răng z1 = 19 ; z2 = 101 Đường kính chia )(5,28 1 19.5,1 )cos( . 11 mm zmd === β )(5,151 1 101.5,1 )cos( . 22 mm zmd === β Đường kính đỉnh răng )(5,315,1.25,28.211 mmmdda =+=+= )(5,1545,1.25,151222 mmmdda =+=+= Đường kính vòng lăn : )(5,28 1316,5 90.2 1 2 1 1 mmu ad m w w =+=+= )(5,151316,5.5,28.12 mmudd mww === Đường kính đáy răng : )(75,245,1.5,25,28.5,211 mmmdd f =−=−= )(75,1475,1.5,25,151.5,222 mmmdd f =−=−= Chiều rộng vành răng : )(2790.3,0. 1 mmab wbaw ===ψ Hệ số trùng khớp ngang : 68,11. 101 1 19 12,388,1cos112,388,1 21 =⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛ +−=⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ +−= βεα zz ♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra trong bảng “ Trị số của các hệ số .... và MZ ” được MZ = 274MP 3 1 a . Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : 764,1 )20.2sin( 1.2 2sin cos.2 Z 0H === tw b α β Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : 88,0 3 68,14 3 4 Z =−=−= αε ε Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp với bánh răng thẳng 1=αHK . Đồ án chi tiết máy 14 Vận tốc vòng của bánh răng : )/(12,2 60000 1420.5,28. 60000 .. 11 smndv w === ππ .Tra bảng ”Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng” => cấp chính xác của bánh răng là 8(chọn theo bảng 6.13,[1],tập1) Tra bảng: (6.16) được g0 = 56 (6.15) được 006,0=Hδ ; 016,0=Fδ 93,2 316,5 90.12,2.56.006,0... 10 ===⇒ m w HH u avgδυ KHv =1+ 14,11.03,1.8,7843.2 5,28.27.93,21 ...2 .. 1 =+= αβ υ HHI wwH KKT db Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : 174,114,1.1.03,1.. === HvHHH KKKK αβ . ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: MPa dub uKTZZZ ww H HMH 4255,28.316,5.27 )1316,5.(174,1.8,7843.288,0.764,1.274 .. )1.(..2... 22 11 11 =+=+= εσ Từ cấp chính xác 8 95,0=⇒ RZ ; Với da < 700 1=⇒ xHK ; v = 2,12 < 5m/s 1=⇒ vZ . Do đó theo (6.1) và (6.1a) [ ] [ ] MPaKZZ xHRvHH 71,4571.95,0.1.8,481...' === σσ Như vậy [ ]HH σσ < Vậy bánh răng đã chọn thoả mãn điều kiện tiếp xúc ♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: 595,0 68,1 11 === α ε εY . Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : 1 140 01 140 1 0 =−=−= ββY . Số răng tương đương : 19 1 19 cos3 1 1 === β zzv 101 1 101 cos3 2 2 === β zzv Tra bảng (6.18),[1], tập1ta được : 08,41 =FY 6,32 =FY Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn với bánh răng thẳng 1=αFK . 816,7 316,5 90.12,2.56.016,0... 10 === m w FF u avgδυ Đồ án chi tiết máy 15 365,1 1.05,1.8,7843.2 5,28.27.816,71 ...2 .. 1 1 =+=+= αβ υ FFI wwF Fv KKT dbK Hệ số tải trọng khi tính về uốn : 433,1365,1.1.05,1.. === FvFFF KKKK αβ . ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động: )(252][)(3,47 5,1.5,28.27 08,4.1.595,0.433,1.8,7843.2 .. .....2 1 1 11 1 MPaMPamdb YYYKT F ww FF F =<=== σσ βε ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động: )(6,236][)(7,41 08,4 6,3.3,47. 2 1 21 2 MPaMPaY Y F F FF F =<=== σσσ ♦ Kiểm nghiệm răng về quá tải : Hệ số quá tải 4,14,1 1 1 1 max ==== T T T T T TK mmqt ứng suất tiếp xúc cực đại : )(1260][)(5034,1.425. maxmax MPaMPaK HqtHH = đã thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt. ứng suất uốn cực đại : )(464][)(22,664,1.3,47. max11max1 MPaMPaK FqtFF =<=== σσσ )(360][)(4,584,1.7,41. max22max2 MPaMPaK FqtFF = đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng. 2.2.Thiết kế bộ truyền xích: 2.2.1> Chọn loại xích: Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp ⇒dùng xích con lăn. 2.2.2> Xác định các thông số của xích và bộ truyền: Theo bảng (5.4),[1], tập1, với ux = 4, chọn số răng đĩa nhỏ Z1 = 25, số răng đĩa lớn Z2 = ux.Z1 = 4.25 = 100 <Zmax =120 Đồ án chi tiết máy 16 Theo công thức(5.3),[1],tập1.Công suất tính toán: Pt = P.k.kz.kn Z1 = 25 1 25 1 ==⇒ z k z ; Chọn 54,269,19 5050 0101 ===⇒= ct n n nkn Theo công thức (5.4) và bảng (5.6) có: k = k0.ka.kđc.kđ.kc.kbt = 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95 Trong đó: k0=1 (vì tâm các đĩa xích làm với phương ngang 1 góc <400) ka = 1 (a= 4p) kđc = 1(vị trí trục được điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích) kđ = 1,2 (va đập nhẹ) kc =1,25 (bộ truyền làm việc 2 ca) kbt =1,3 (Môi trường làm việc có bụi) )(953,454,2.1.95,1.1 KWPt ==⇒ Dùng xích 2 dãy 7,1=⇒ dk )(91,27,1 953,4 KW k PP d t d ===⇒ < [P] = 3,2(kW) Tra bảng (5.5) ,[1], tập1, ta được bước xích p = 25,4mm Khoảng cách trục a = 40. 25,4 = 1016mm Theo công thức (5.12), [1],tập1, số mắt xích x = mm a pZZZZ p a 146 1016..4 4,25.)25100()10025.(5,040.2 ..4 .)().(5,0.2 2 2 2 2 12 21 =−+++=−+++ ππ Số lần va đập của xích(công thức 5.14) i = [ ] 30225,0 146.15 69,19.25 .15 . 11 =<== i x nZ Tính kiểm nghiệm xích về độ bền: Theo (5.15),[1] : s = Q/(kđ.Ft+F0+Fv) Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q=113400 (N); khối lượng 1m xích là: q = 5kg kđ = 1,4 (tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trọng danh nghĩa) v=Z1.p.n1/60000 = 25.25,4.19,69/60000 = 0,2084 (m/s) Ft = 1000P/v = 1000.1/0,2084 = 4798,5N Fv = q.v2 = 5.0,20842 = 0,217N F0 = 9,81.kf.q.a = 9,81.4.5.1,016 = 199,34N Trong đó : kf = 4 (bộ truyền nghiêng 1 góc <400) Do đó: s = 113400/(1,4 . 4798,5 + 199,34 + 0,217) = 16,39 Theo bảng (5.10); với n01 = 50 vg/ph [ ] 7=⇒ s .Vậy s > [s] : bộ truyền bảo đảm độ bền. Đường kính đĩa xích Theo (5.17), đường kính vòng chia đĩa xích : d1 = p/sin(180/Z1) = 25,4/sin(180/25) = 202,66mm Đồ án chi tiết máy 17 d2 = p/sin(180/Z2) = 25,4/sin(180/100) = 808,64 mm Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo công thức (5.18): ( )dvddtrH kAEFKFk ./)..(.47,01 +=σ ( ) MPa4,4647,1.306/10.1,2).63,02,1.5,4798.(42,0.47,0 5 =+= Tương tự 2Hσ ( ) MPa3367,1.306/10.1,2).63,02,1.5,4798.(22,0.47,0 5 =+= kr: tra bảng A : tra bảng (5.12),[1] Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB1700 [ ] MPaH 500=⇒ σ Như vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc. Lực tác dụng lên trục: Theo (5.20), Fr = kx.Ft = 1,15.4798,5 = 5518,3 kx = 1,15 (bộ truyền nghiêng 1 góc <400) CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC 3.1> Chọn vật liệu và tính các khoảng cách ,lực. Trục chỉ chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 tôi cải thiện có bσ = 600(MPa), ứng suất xoắn cho phép ][τ =12..20(MPa) để chế tạo. 3.1.1> Xác định sơ bộ đường kính trục )(84,14 12.2,0 8,7843 ].[2,0 33 11 mm Td ==≥ τ => chọn 1d =18(mm). )(56,25 12.2,0 40060 ].[2,0 33 22 mm Td ==≥ τ => chọn 2d = 28(mm). )(87,37 12.2,0 5,130348 ].[2,0 33 33 mm T d ==≥ τ => chọn 3d = 40(mm). 3.1.2> Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Đồ án chi tiết máy 18 Dựa vào bảng 10.2 [1], tập1, chọn chiều rộng ổ lăn . d(mm) 18 28 40 0b (mm) 15 19 23 Chiều dài mayơ đĩa xích và bánh răng : kmki dl ).5,12,1( ÷= iml 1 =(1,2..1,5).18= 21,6...27 => 12ml = 25 (mm) iml 2 =(1,2..1,5).28= 33,6…42 => 22ml = 24ml = 35(mm) 23ml = 40(mm) iml 3 =(1,2..1,5).40= 48...60 => 32ml = 33ml = 55(mm) )(5034 mmlm = Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi: 13ml = (1,4...2,5). 1d =(1,4...2,5).18 = 25,2...45 => chọn 13ml = 40(mm) Khoảng côngxôn trên trục tính từ chi tiết ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ : nmkicki hkbll +++= 30 )(5,0 => 13cl = 0,5.(40+15)+10+15 = 52,5(mm) 34cl = 0,5(50+23)+10+15= 61,5(mm) Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay: )(4058)1935(5,0)(5,0 210223222 mmkkblll m =+++=+++== )(5,858)4035(5,040)(5,0 12322221223 mmklllll mm =+++=+++== )(131405,85.22 22233324 mmllll =−=−== )(1715,85.22 23311121 mmllll ===== )(5,2235,525,85.22 131213 mmlll c =+=+= 3.1.3> Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục Lực từ khớp nối tác dụng lên trục I : Fx13 = (0,2…0,3).2T1/D0 = (0,2…0,3).2.7843,8/50 = (62,75…94,13). Lấy Fx13 = 90N Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục III: Fy34 = Fr.cos300 = 5518,3.0,866 = 4779N Fx34 = Fr.sin300 = 5518,3.0,5 = 2759N Fr : được xác định khi thiết kế bộ truyền xích Đồ án chi tiết máy 19 Trong đó D0:đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi(tra bảng16- 10a,[1],tập 2) Lực từ các bộ truyền bánh răng: 9 Trục I: Fx12 = Nd T w 550 5,28 8,7843.2.2 12 1 == Fy12 = Fx12. 2001 20.550 cos 0 == tgtg twβ α N 9 Trục II: Fx23 = Fx12 = 550N; Fy23 = Fy12 = 200 N Fx22 = Nd T w 877 66,45.2 40060.2 .2 .2 22 2 == = Fx24 Fy22 = Fx22. N tgtg tw 760 855,0 54,36.877 cos 0 ==β α = Fy24 Fz22 = Fx22.tg β = 877.tg31,240 = 532 N = Fz24 9 Trục III: Fx32 = Fx33 = Fx22 = 877(N) Fy32 = Fy33 = Fy22 = 760(N) Fz32 = Fz33 = Fz22 = 532 (N) Trong đó: mkiF : lực tác dụng theo phương m của chi tiết thứ i trên trục k wkid : đường kính vòng lăn của bánh răng ở tiết diện i trên trục k. Chiều của các lực được xác định như trong hình Chiều của lực nối trục có chiều sao cho mô men uốn tại mặt cắt của tiết diện bất kỳ là lớn nhất. 3.2> Thiết kế trục và chọn ổ lăn 3.2.1 > Tính trục Phản lực tại các gối đỡ 0 và 1 của trục I: )(100 171 5,85.200.F 0..F0)( 11 12y12 11 111112y120 N l l F lFlFm y yyk ===⇒ =+−⇔=∑ )(100100200 00 111210 111012 NFFF FFFF yyy yyyyk =−=−=⇒ =−−⇔=∑ Đồ án chi tiết máy 20 )(157 171 5,85.5505,223.90..F- 0...F0)( 11 121213x13 11 1212111113x130 N l lFlF lFlFlFm x x xxxk =+−=+=⇒ =+−−⇔=∑ )(30355015790 00 12111310 12111310 NFFFF FFFFF xxxx xxxxxk =+−−=+−−=⇒ =+−−−⇔=∑ Mô men xoắn TI =7843,8 Nmm Phản lực tại các gối đỡ 0 và 1 của trục II: Do tính đối xứng của trục nên : )(660 2 200760760 2 232422 2120 N FFF FF yyyyy =−+= −+== )(1152 2 877550877 2 242322 2120 N FFF FF xxxxx =++=++== Mô men uốn )(12145 2 66,45.532 2 .532 2 . 2222222422 Nmm dd Fmm wwzyy ===== Mô men xoắn )(20030 2 66,45.877 2 . 22222422 Nmm d Fmm wxzz ==== =TII/2 Phản lực tại các gối đỡ 0 và 1 của trục III: Mô men uốn )(41044 2 3,154.532 2 . 32323332 Nmm d Fmm wzyy ==== Mô men xoắn )(67661 2 3,154.877 2 . 32323332 Nmm d Fmm wxzz ==== N l llFlFl F llFlFlFlFm cyy y cyyyyk 5738 171 )5,61171.(477940.760131.760)(..F- 0).(...F0)( 31 343134323333y32 30 3431343130323333y321 = ++−−=++−=⇒ =++−−−⇔=∑ )(247947795738760760 00 3430333231 3431333230 NFFFFF FFFFFF yyyyy yyyyyyk =−++=−++=⇒ =++−−−⇔=∑ Đồ án chi tiết máy 21 N l llFlFlF llFlFlFlFm cxx x cxxxxk 4628 171 )5,61171.(275940.877131.877 ).(..F 0).(...F0)( 31 343134323333x32 30 3431343130323333x321 =+++= +++=⇒ =+−+−−⇔=∑ )(11527594628877877 00 3430333231 3431333230 NFFFFF FFFFFF xxxxx xxxxxxk −=+−+=+−+=⇒ =−+−−⇔=∑ Dấu “-“ chứng tỏ Fx31 ngược với chiều trong biểu đồ phân tích lực. Đường kính các đoạn trục: Vì ở đây trục vào lắp khớp nối để nối với trục động cơ điện có đường kính trục là dđc = 25 mm nên chọn đường kính trục đầu vào d13 = 0,8.dđc = 0,8.25 = 20 mm Đường kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d10 = d11 = 25 mm Vì đường kính chân bánh răng df12 = 24,75mm nhỏ hơn đường kính chỗ lắp ổ lăn nên ta chế tạo bánh răng liền trục. 9 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục Sơ đồ trục, chi tiết quay, lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục, biểu đồ mômen uốn kyM , kxM trong các mặt phẳng zoy, zox và biểu đồ mômen xoắn kT đối với các trục được vẽ ở các trang tiếp theo. Trên các biểu đồ này ghi giá trị tuyệt đối của các mômen ứng với thiết diện thứ j của trục. Mômen uốn tổng 22 kyjkxjkj MMM += tại thiết diện j trên trục k : kjM (Nmm) 0 1 2 3 4 II 0 0 53107 59390 53107 III 339371 0 272607 140240 0 Mômen tương đương 22 75,0 kjkjtdkj TMM += tại thiết diện j trên trục k : tdkjM (Nmm) 0 1 2 3 4 II 0 0 55868 61871 55868 III 357653 0 295055 151172 112885 Đồ án chi tiết máy 22 Đường kính trục k tại các tiết diện j sơ bộ được tính: 3 ].[1,0 σ tdkj kj M d = trong đó ứng suất cho phép tra bảng 10.5 [1] kjd (mm) 0 1 2 3 4 II 0 0 20,7 21,41 20,7 III 39,85 0 37,38 29,9 27,13 Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép, công nghệ và có sử dụng các dẫy số tiêu chuẩn ta chọn cụ thể đường kính các đoạn trục như sau: kjd (mm) 0 1 2 3 4 II 30 30 34 38 34 III 45 45 50 50 40 9 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi ở đẩy trục III là trục chịu tải lớn nhất có mômen xoắn lớn , các trục khác không có yêu cầu gì đặc biệt thì ta chỉ cần kiểm nghiệm độ bền mỏi ở các tiết diện nguy hiểm của trục III Với thép 45 có : bσ = 600MPa MPab 6,261600.436,0436,01 ===− σσ MPa7,1516,261.58,058,0 11 === −− στ Tra bảng 10.7 [1] được: 05,0=σψ 0=τψ Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó 0=mjσ và 3. .32 j j j j aj d M W M πσ == được các giá trị cho ở bảng sau : Tiết diện của trụcIII 0 1 2 3 4 ajσ 37,9 0 22,2 11,43 0 Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó : Đồ án chi tiết máy 23 3. .8 2 j j oj j ajmj d T W T πττ === và được các giá trị cho ở bảng dưới đây : Tiết diện củaIII 0 1 2 3 4 ajmj ττ = 3,64 0 2,66 1,33 5,19 -Các trục đựơc gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5…0,63 mμ do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx = 1,06 -Không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền Ky =1 -Theo bảng 10.12 [1], khi dùng dao phat ngón, hệ số tập trung tại rãnh then ứng với vật liệu có bσ = 600Mpa là 76,1=σK ; 54,1=τK Theo bảng 10.10 [1] ta có bảng sau: Các tiết diện nguy hiểm của trục III 0 2 σε 0,83 0,81 τε 0,77 0,76 σσ εK 2,12 2,173 ττ εK 2 2,03 Theo bảng 10.11 [1] ,ứng với kiểu lắp đã chọn, MPab 600=σ , và đường kính của tiết diện nguy hiểm tra được tỉ số σσ εK và ττ εK do lắp căng tại tiết diện này, trên cơ sở này dùng giá trị lớn hơn so với tỉ số ở bảng trên để tính dKσ và dKτ Tra bảng10.11 ta được Các tiết diện của trục III 0 2 Đường kính 45 50 σσ εK 2,06 2,06 ττ εK 1,64 1,64 Theo công thức 10.25, 10.26 [1] ta xác định được djKσ và djKτ Tiết diện j của trục III 0 2 djKσ 2,18 2,23 djKτ 2,06 2,09 Đồ án chi tiết máy 24 áp dụng công thức 10.20, 10.21 và 10.19 [1] ta xác định được hệ số an toàn xét riêng thành phần ứng suất pháp jSσ , hệ số an toàn xét riêng thành phần ứng suất tiếp jSτ và hệ số an toàn ứng với các tiết diện nguy hiểm S mjajdj j K S σψσ σ σσ σ += −1 ; mjajdj j K S τψτ τ ττ τ += −1 ; 22/. jjjjj SSSSS τστσ += [ ]S≥ Tiết diện j của trục III 0 2 jSσ 3,17 5,28 jSτ 20,23 27,3 S 3,13 5,18 [S] = 1,5…2,5 Tại các tiết diện nguy hiểm của trục III, S > [S] Vậy các tiết diện nguy hiểm của trục III đều đảm bảo an toàn về mỏi. 9 Chọn kích thước then và kiểm nghiệm độ bền then Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh răng, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then. Kích thước của then (bảng 9.1)ứng với các tiết diện trục như sau: Tiết diện Đườngkínhtrục b×h t1 13 20 66× 3,5 22 34 810× 5 23 38 810× 5 32 50 914× 5,5 34 40 812× 5 9 Tính kiểm nghiệm độ bền của then Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập theo (9.1) và độ bền cắt theo (9.2). Kết quả tính toán trong bảng dưới đây(với lt = 1,35d) d tl hb× 1t T(Nmm) )(MPadσ )(MPacτ 20 26 66× 3,5 7843,8 12 5 34 46 810× 5 20030 11 2,56 38 52 810× 5 20030 8 2 50 68 914× 5,5 130348,5 21,9 5,5 40 54 812× 5 130348,5 40,2 10 Theo bảng 9.5, với tải trọng va đập nhẹ [ dσ ] =100, [ cτ ] = 40…60. Vậy tất cả các mối ghép then đềuđảm bảo độ bền dập và độ bền cắt. Đồ án chi tiết máy 25 3.2.2 > Chọn ổ lăn 9 Cho trục vào Với tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm nên dùng ổ bi đỡ một dẫy cho gối đỡ 0 và 1. Với kết cấu trục như hình vẽ và đường kính ngõng trục d= 25 mm, theo bảng “ổ bi đỡ một dẫy“ ta chọn ổ cỡ đặc biệt nhẹ, vừa:Kí hiệu ổ 105 có đường kính trong d=25 mm, đường kính ngoài D = 47 mm, khả năng tải động C =7,9kN, khả năng tải tĩnh Co= 5,04 kN. Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ. -Vì trên đầu vào của trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của Fx13 ngược với chiều đã dùng khi tính trục(tăng phản lực trên các ổ).Khi đó )(378 171 5,85.5205,223.90..F 0...F0)( 11 121213x13 11 1212111113x130 N l lFl F lFlFlFm x x xxxk =+=+=⇒ =+−+⇔=∑ r )(23252037890 00 12111310 12111310 NFFFF FFFFF xxxx xxxxxk =+−=+−=⇒ =+−+−⇔=∑ r Phản lực tổng trên hai ổ: )(25299232 22210 2 1010 NFFF yx =+=+=Σ )(39099378 22211 2 1111 NFFF yx =+=+=Σ =0,39 kN Phản lực tổng tại 2 gối đỡ khi tính trục là NF 30510 =Σ ; NF 17311 =Σ Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Fr = )(39011 NF =Σ Tải trọng động qui ước:Theo công thức (11.3), với Fa = 0 ( ) ( ) )(468,02,1.10.039,0.1.1 kNkkYFXVFQ dtar =+=+= trong đó: ƒ rF : tải trọng hướng tâm (kN), là phản lực tổng max xét trong hai ổ. ƒ aF : tải trọng dọc trục. ƒ V :hệ số kể đến vòng nào quay.(=1 khi vòng trong quay) ƒ tk : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ.(=1 khi nhiệt độ <105) ƒ dk :hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, Tra bảng (11.3)[1] ƒ X : hệ số tải trọng hướng tâm.(=1 vì chỉ chịu lực hướng tâm) ƒ Y : hệ số tải trọng dọc trục. Khả năng tải động : Đồ án chi tiết máy 26 )(9,7)(93,2 10 2875.1420.60468,0 10 60 . 3 66 kNCkN nL QLQC m hmd =<==== trong đó: ƒ m : bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m=3 đối với ổ bi. ƒ N : tốc độ quay của ổ = tốc độ quay của trục. ƒ L : tuổi thọ của ổ tính bằng triệu vòng quay. ƒ hL :tuổi thọ của ổ tính bằng giờ. ƒ Lh = KHE. Σt = 0,125.23000 = 2875 giờ ƒ KHE: tra bảng (6.4) [1] Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ: )(234,039,0.6,01 kNFYFXQ aorot ==+= )(39,02 KNFQ rt == ⎡ ⎤ )(04,5)(39,0,max 21 kNCkNQQQ otto =<== Vậy khả năng tải động và tĩnh của ổ được đảm bảo. 9 Cho trục trung gian Để bù lại sai số về góc nghiêng của răng đảm bảo cho hai cặp bánh răng vào khớp ta dùng ổ đũa trụ ngắn đỡ kiểu 2000 cho gối đỡ 0 và 1. Với kết cấu trục như hình vẽ và đường kính ngõng trục d=30 mm, theo bảng “ổ đũa trụ ngắn đỡ“ ta chọn ổ cỡ nhẹ 2206 có đường kính trong d=30 mm, đường kính ngoài D=62mm, khả năng tải động C=17,3kN, khả năng tải tĩnh Co=11,4 kN. Phản lực tổng trên hai ổ: )(13156611137 22221 2 21 2 20 2 202120 NFFFFFF yxyx =+=+=+== ΣΣ => rF =1315(N) Lực dọc trục: (Đối với ổ đũa trụ ngắn đỡ không tiếp nhận tải trọng dọc trục). ⇒ )(00 NFa = => X=1, Y=0. Vòng trong quay nên V=1. Nhiệt độ <105 nên tk =1. Hộp giảm tốc công suất nhỏ nên dk =1. Tải trọng động qui ước:Theo công thức (11.6) [1] )(578,12,1.1.315,1.1 kNkkVFQ dtr === Khả năng tải động : )(3,17)(66,5 10 2875.267.60578,1 10 60 . 3 66 kNCkN nL QLQC m hmd =<==== Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ: )(6575,0315,1.5,01 kNFYFXQ aorot ==+= )(315,12 KNFQ rt == ⎡ ⎤ )(4,11315,1,max 21 kNCQQQ otto =<== Đồ án chi tiết máy 27 Vậy khả năng tải động và tĩnh của ổ được đảm bảo. 9 Cho trục ra Với tải trọng nhỏ và chỉ chịu lực hướng tâm do tổng lực dọc trục bằng 0 nên ta dùng ổ bi đỡ một dẫy cho các gối đõ 0 và 1. Với kết cấu trục như hình vẽ và đường kính ngõng trục d=45 mm, theo bảng “ổ bi đỡ một dẫy“ ta chọn ổ cỡ nhẹ 209 có đường kính trong d = 45 mm, đường kính ngoài D=85 mm, khả năng tải động C=25,7 kN, khả năng tải tĩnh Co=18,1 (kN). Phản lực tổng trên hai ổ: )(737257384628 22230 2 3030 NFFF yx =+=+=Σ )(24822479115 22231 2 3131 NFFF yx =+=+=Σ => xét rF =7372(N) Lực dọc trục: )(00 NFa = => X=1, Y=0. Vòng trong quay nên V=1. Nhiệt độ <105 nên tk =1. Hộp giảm tốc công suất nhỏ nên dk =1. Tải trọng động qui ước: )(85,82,1.1.372,7.1.1 kNkkXVFQ dtr === Khả năng tải động : )(7,25)(12,21 10 2875.76,78.6085,8 10 60 . 3 66 kNCkN nL QLQC m hmd =<==== Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ: )(4232,4372,7.6,01 kNFYFXQ aorot ==+= )(372,72 KNFQ rt == [ ] )(1,18372,7,max 11 kNCQQQ otto = khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. 3.3>Tính chọn khớp nối Dựa vào mômen xoắn đã tính, tra bảng 16-10a, được D0 =50mm; Z = 4; dc = 8 Ứng suất dập của vòng đàn hồi: 1 15.8.50.4 8,7843.5,1.2..2 50 === ldZD Tk c dσ < [ ]dσ = (2…4) Mpa. Ứng suất dập của chốt Đồ án chi tiết máy 28 [ ] MPa dZD Tlk u c u 80..60331,0.8.50.4 29.8,7843.5,1 1,0 . 33 0 0 =<=== σσ Chương4: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC. Bôi trơn và điều chỉnh sự ăn khớp: -Bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc :Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc -Dùng dầu công nghiệp -Một trong 2 trục ở cấp chậm cần được cố định còn trục kia tuỳ động. Tính kết cấu hộp Dựa vào phần truyền động đã tính ở trên ta chọn kết cấu hộp giảm tốc : (1) Đai ốc hãm 5,130×M (2) Kích thước lắp quan sát. A B A1 B1 C C1 K R Vít Số Lượng 100 75 150 100 125 - 87 12 228×M 4 (3) Chốt định vị: d c l d1 6 1 40 10 (4) Vòng hãm lò xo và rãnh trên trục : Đường kính trục d Rãnh trên trục Vòng lò xo 1d 25,0±B h r 2d 3d 4d S 2,0−b l 2r max3r 30 28,5 1,4 2,3 0,1 27,8 33,8 2,0 1,2 4,0 3,0 16,5 2,5 (5) Vòng hãm lò xo trên hộp Đồ án chi tiết máy 29 Đường kính lỗ D Rãnh trên lỗ Vòng lò xo 1D 25,0±B r h 2d 3d 4d 2,0−S b l 2r max3r 62 65 1,9 0,2 4,5 66,2 58,6 2,5 1,7 6,1 18 29,3 4,0 (6) Nắp ổ Trục D 2D 3D 4D h 4d Z I 47 60 70 37 8 M6 4 II 62 75 90 52 8 M6 4 III 85 100 125 75 10 M8 6 Trong đó D: Đường kính lỗ lắp ổ lăn. D2 : Đường kính tâm lỗ vít. D3 : Đường kính ngoài của bích. d4 : Đường kính vít (7) Kích thước rãnh lắp vòng phớt và vòng phớt d 1d 2d D a b 0S 25 26 24 38 6 4,3 9 45 46 44 64 9 6,5 12 (8) Vòng chắn dầu Vòng gồm 3 rãnh tiết diện tam giác có góc ở đỉnh là 60 0 . Khoảng cách giữa các đỉnh là 3 mm. Vòng cách mép trong thành hộp 2 mm. Khe hở giữa vỏ với mặt ngoài của vòng ren là 0.4 mm . (9) Que thăm dầu Kết cấu đã được tiêu chuẩn hoá và được cho như hình vẽ. (10) Nút tháo dầu D b m f L c Q D S Do 5,116×M 12 8 3 23 2 13,8 26 17 19,6 (11) Bulông vòng Đồ án chi tiết máy 30 Ren d 1d 2d 3d 4d 5d h 1h 2h M8 36 20 8 20 13 18 6 5 l>= f B c x R 1r 2r Q 18 2 10 1,2 2,5 2 4 4 160 (12) Kết cấu vỏ hộp giảm tốc: Theo bảng (18-1) Chiều dày : thân hộp δ = 0,03.a + 3 = 0,03.115 + 3 > 6mm; lấy δ = 8mm nắp hộp 1δ = 0,9 σ = 0,9.8 = 7 mm Gân tăng cứng : chiều dầy e=(0,8÷1)δ = 8mm chiều cao h <58 độ dốc khoảng 02 Đường kính : bulông nền 1d >0,04.a +10=0,04.115 +10 =14,6>12mm; lấy d1 = 15 mm bulông cạnh ổ 2d =(0,7÷0,8)d1=10,5…12 mm; lấy d2 = 12 mm bulông ghép bích nắp và thân 3d =(0,8÷0,9)d2=9,6…10,8=10mm vít ghép nắp ổ 4d =(0,6÷ 0,7).d2=7,2…8,4 mm; lấy d4 = 8 mm vít ghép nắp cửa quan sát 5d = (0,5…0,6)d2 = 6…7,2 mm; lấy d5 = 6 mm Mặt bích ghép nắp và thân : chiều dầy bích thân hộp 3S =(1,4..1,8)d3 = 14…18 = 18mm chiều dầy bích nắp hộp 4S = (0,9…1)S3 = 17mm bề rộng bích nắp và thân 3K =K2 – (3÷5)mm = 36mm Kích thước gối trục : đường kính ngoài và tâm lỗ vít 2D và 3D đã cho ở trên bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ 2K = E2 + R2 +(3..5) = 38 mm tâm lỗ bulông cạnh ổ 2E =1,6.d2=19mm(không kể chiều dày thành hộp), 2R =1,3d2 =16mm, chiều cao h: xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa. Mặt đế hộp : chiều dầy khi có phần lồi 1S =(1,4…1,7)d1 =21…25,5mm; lấy S1 = 24mm ;S2 =(1..1,1)d1 =16 mm bề rộng mặt đế hộp : K1 = 3d1 = 45mm; q = 62 mm Khe hở giữa các chi tiết : giữa bánh răng với thành trong hộp Δ =10mm giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp 1Δ = 35 mm giữa các mặt bên với nhau 2Δ =10 mm Số lượng bulông nền Z=6 cái.