Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

LỜI NÓI ĐẦU Trong sự nghiệp đổi mới của đất nước, tầm quang trọng của ngành Cơ Khí nói chung và ngành Công Nghệ Chế Tạo Máy nói riêng, giữ vai trò then chốt trong công cuộc Công Nghệp Hóa và Hiện Đại Hóa đất nước. Trong bối cảnh đất nước đang gia nhập WTO thì điều này lại càng khẳng định. Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các máy móc ngành công - nông nghiệp và giao thông vận tải... Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết với thực nghiệm. Lí thuyết tính toán các chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở những kiến thức về toán học, vật lí, cơ học lí thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu v.v…, được chứng minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất. Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tầm quan trọng nhất đối với một sinh viên khoa Cơ Khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết có công dụng chung, nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy, làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này. Đây là đầu tiên của em đồ án, nên sẽ không tránh khỏi những sai sót, em mong nhận được sự góp ý và chỉ bảo thêm các quý thầy cô và các bạn. Đồ án này sẽ không được hoàn thành nếu không có sự trao đổi, đóng góp những ý kiến quý báu của các bạn trong lớp, đặc biệt là sự giúp đỡ của thầy Nguyễn Tuấn Hùng. Qua đây em cũng xin gởi lời cảm ơn sâu xét đến các bạn, thầy Nguyễn Tuấn Hùng, đã tận tình giúp đỡ nhóm em hoàn thành đồ án này. Sinh viên thực hiện: NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN BỘ MÔN TPHCM. Ngày……tháng…...năm 2009 Giáo viên bộ môn NHẬN XÉT CỦA GIÁO VIÊN HƯỚNG DẪN TPHCM. Ngày……tháng…...năm 2009 Giáo viên hướn dẫn MỤC LỤC LỜI NÓI ĐẦU 1 PHẤN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 7 1.1. Công suất cần thiết 7 1.2. Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống 7 1.3. Chọn động cơ 7 1.4. Phân phối lại tỳ số truyền cho hệ thống 8 1.5. Công suất động cơ ở trên các trục 8 1.6. Tốc độ quay trên các trục 9 1.7. Tốc độ quay tren các trục 9 PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI 10 2.1. Chọn loại đai 10 2.2. Xác định thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai 11 2.2.1. Xác định đường kính bánh đai nhỏ 11 2.2.2. Xác định đường kính bánh đai lờn 12 2.3. Chọn sơ bộ khoảng cách trục 12 2.4. Tính chiều dài đai L theo khoảng cách sơ bộ a 12 2.5 Xác định chính xác khoảng cách trục a theo L = 1500 mm 12 2.6. Kiểm nghiệm góc ôm 13 2.7. Xác định số đai cần thiết 13 2.8. Định kích thước chủ yếu của bánh đai 14 2.9. Lực căng ban đầu 14 PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 15 3.1. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng của cấp nhanh 15 3.1.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện 15 3.1.2. Xác định ứng suất tiếp, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp nhanh..... 16 3.1.3. Tính khoảng cách trục A 17 3.1.4. Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng 18 3.1.5. Định chính xác hệ số tải trọng K 17 3.1.6. Xác định mô đun, số bánh răng, góc nghiêng cảu răng và chiều rộng bánh răng 18 3.1.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng 19 3.1.8. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột 20 3.1.9. Các thông số hình học của bộ truyền 20 3.1.10. Lực tác dụng lên trục 21 3.2. Tính toán bộ truyền bánh răng thẳng cấp chậm 21 3.2.1. Chọn vật liệu và cắt nhiệt luyện 21 3.2.2. Xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép 22 3.2.3. Tính khoảng cách sơ bộ trục A 23 3.2.4. Tính vận tốc vòng cảu bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng ….. 23 3.2.5. Định chính xác hệ số tải trọng K 24 3.2.6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng 24 3.2.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng 24 3.2.8. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng khi chịu tải trọng đột ngột 25 3.2.9. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền 26 3.2.10. Tính lực tác dụng lên trục 27 PHẦN IV: TÍNH TOÁN TRỤC 27 4.1. Chọn vật liệu cho trục 27 4.2. Tính sức bền trục 27 4.2.1. TÍnh đường kính sơ bộ của trục 27 4.2.2. Tính gần đúng các trục 28 4.2.3. Tính Chính xác trục 35 PHẦN V: TÍNH THEN 40 5.1. Tính then lắp trên trục I 40 5.2. Tính toán then trên trục II 41 5.3. Tính toán then trên trục III 42 PHẦN VI: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 44 6.1. Chọn ổ lăn 44 6.2. Dung sai lắp ghép bánh răng 47 6.3. Dung sai lắp ghép ổ lăn 47 6.4. Dung sai lắp vòng chặn dầu 48 6.5. Dung sai khi lắp vòng lò xo (bạc vòng) trên trục tùy động 48 6.6. Dung sai lắp ghép then trên trục 48 6.7. Cố định trục theo phương dọc trục 49 6.8. Che kín ổ lăn 49 6.9. Bôi trơn ổ lăn 49 PHẦN VII: CẤU TẠO VỎ HỘP GIẢM TỐC 50 PHẦN VIII: NỐI TRỤC 51 PHẦN IX: BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC 53 PHẦN X: CÁC CHI TIẾT PHỤ 54 10.1. Vòng chặn dầu 54 10.2. Chốt định vị 54 10.3. Nắp quan sát 54 10.4. Nút thông hơi 55 10.5. Nút tháo dầu 55 10.6. Que thăm dầu 56 TÀI LIỆU THAM KHẢO 57 LỜI KẾT 58 Bộ Công Thương Trường Đại Học Công Nghiệp Tp. HCM Khoa : Cơ Khí Bộ môn : Cơ Sở Thiết Kế Máy ĐỒ ÁN MÔN HỌC THIẾT KẾ HỆ THỐNG TRUYỀN ĐỘNG CƠ KHÍ Sinh viên thực hiện: Ngành đào tạo: DHOT1TLT Người hướng dẫn: Nguyễn Tuấn Hùng. Ký tên ĐỀ TÀI Đề số 2: THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN 1. Động cơ. 2. Bộ truyền đai thang. 3. Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp phân đôi cấp nhanh. 4. Nối trục đàn hồi. 5. Thùng trộn. Số liệu cho trước phương án 3 P (kW) n (vg/ph) L (năm) t1 (giây) t2 (giây) T1 T2 8 50 7 15 36 T 0,9T Yêu cầu: 1. 01 Bản thuyết minh. 2. 01 Bản vẽ lắp A0. 3. 01 Bản vẽ chi tiết. PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRIỀN 1.1. Công suất cần thiết Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có: Hiệu suất chung của hệ thống: Theo (bảng 2.3), trang 19, [1] ta có: Với : : Hiệu suất bộ truyền đai : Hiệu suất nối đàn hồi : Hiệu suất một cặp ổ lăn : Hiệu suất bộ truyền bánh đai ηkn = 1 : Hiệu suất khớp nối  Suy ra : Vậy công suất cần thiết của động cơ: 1.2. Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống Chọn tỉ số truyền sơ bộ: Theo (bảng 2.4), trang 19, [1]. Ta chọn : Đai thang: Hộp giảm tốc hai cấp: Nên tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống là: Vận tốc sơ bộ của động cơ là: 1.3. Chọn động cơ Động cơ chọn làm việc ở chế độ dài với phụ tải thay đổi nên động cơ phải chọn có Pdm Pct = 8,55 (KW). Theo bảng P1.2 trang 234 tài liệu [2]. ta chọn động cơ có số liệu 4A100S4Y3 có thông số kỷ thuật. + Công suất định mức : Pdm = 11 (KW) + Số vòng quay : ndc = 1458 (vg/ph) + Hiệu suất của động: 1.4. Phân phối lại tỳ số truyền cho hệ thống Tỉ số truyền thực : Chọn tỉ số truyền đai: Vậy tỷ số truyền của hộp giảm tốc là: Gọi  : là tỷ số truyền bánh răng cấp nhanh.  : là tỷ số truền của bánh răng cấp chậm. Với điều kiện : Vậy phân phối tỷ số truyền như sau : Tỷ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc : un = 3,41 Tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc : uc = 2,44 Tỷ số truyền của bộ truyền đai: ud = 3,5 1.5. Công suất động cơ ở trên các trục - Công suất động cơ của trục I (trục dẫn) là: - Công suất động cơ của trục trục II là: - Công suất động cơ của trục III là: - Công suất động cơ trên trục công tác là: 1.6. Tốc độ quay trên các trục - Tốc độ quay trên trục I là: - Tốc độ quay trên trục II là: - Tốc độ quay trên trục III là: 1.7. Tính moment xoắn trên trục Theo công thức sau: Trong đó: : công suất (kw) : số vòng quay (vòng/phút) + Momem xoắn trên trục động cơ là: + Momem xoắn trên trục I là: + Momem xoắn trên trục II là :  + Momem xoắn trên trục III là : + Momem xoắn trên trục công tác là: Bảng 1: truc Thông số Động cơ I II III Công tác Tỷ số truyền u 3,5 3,41 2,41 1 Số vòng quay n (v/h) 1420 486 132 50 50 Công suất P (Kw) 11 10,454 10,143 9,841 9,6441 Mô men (N.mm) 72051 239989 793980 1873710 1842004 PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYẾN ĐAI THANG Hình 1 Các thông số của bộ truyền đai 2.1 Chọn loại đai Thiết kế bộ truyền đai cần xác định loại đai, kích thước đai và bánh đai, khoảng cách trục A, chiều dài L và lực tác dụng lên trục. Do công suất động cơ Pct = 11 Kw) và iđ = 3,5 < 10 và yêu cầu làm việc êm nên ta có thể chọn đai hình thang. Ta nên chọn loại đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm việc trong môi trường ẩm ướt ( vải cao su ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm ), lại có sức bền và độ đàn hồi cao. Đai vải cao su thích hợp ở các truyền động có vận tốc cao, công suất truyền động nhỏ. Dựa vào công suất Pct = 11(Kw) và số vòng quay n1 = 1458 (vg/ph). tra theo (bảng 4.1), trang 51, [1] ta chọn: Đai thang loại , được làm từ vật liệu tổng hợp. Các thông số đai hình thang thường loại : Tên gọi Kí hiệu Giá trị Chiều rộng lớp trung hòa bt 14 Chiều rộng mặt trên b 17 Khoảng cách từ mặt trung hòa đến thớ ngoài yo 4.0 Diện tích mặt cách ngang A 138 Chiều cao đai h 13.5 Đường kính bánh đai dẫn d1 200-400 Kích thước mặt cắt ngang của dây đai 2.2. Xác định thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai 2.2.1. Xác định đường kính bánh đai nhỏ d1 Ta có: Theo tiêu chuẩn chọn Vận tốc dài của đai: Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc cho phép: nên thỏa điều kiện. 2.2.2. Xác định đường kính bánh đai lớn d2 Theo công thức (5-4) ta có đường kính bánh đai lớn : d2 = uđ.d1.(1- ) trong đó : iđ hệ số bộ truyền đai  : hệ số trượt của bộ truyền đai thang lấy = 0,01 d2 = 3,5.225.(1- 0,01) = 779,6mm Chọn : d2 = 800 mm - Xác định lại tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là - Sai số của bộ truyền là: Sai số trong phạm vi cho phép (35)% 2.3. Chọn khoảng cách trục a Theo điều kiện : 0,55(d1 + d2) + h a 2.(d1 + d2) 0,55(225 + 800 ) + 13,5 a 2.( 225 + 800 ) 577,25 a 2050 mm ( với h là chiều cao tiết diện đai) Ta có thể chọn sơ bộ a = d2 = 800mm 2.4. Tính chiều dài sơ bộ theo khoảng cách trục a Theo bảng (5-12) tài liệu [3] trang 92 lấy L = 3350 (mm) Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây Theo công thức (5-20): 2.5. Xác định chính xác khoảng cách trục a theo L = 3350mm Trong đó: (1) Kiểm tra điều kiện : 577,25 820 2050 mm ( thỏa mãn điều kiện (1)) Khoảng cách nhỏ nhất mắc đai: amin = a – 0,015L = 820 – 0,015.3350 = 769,75 (mm) Khoảng cách lớn nhất để tạo lực căng : amax = a + 0,03L = 820 + 0,03.3350 = 920,5(mm) 2.6. Kiểm nghiệm góc ôm Thỏa mãn Vì thỏa mãn điều kiện không trượt trơn. (đối với đai sợi tổng hợp) 2.7. Xác định số đai cần thiết Số đai được xác định theo điều kiện tránh xa trượt trơn giữa hai đai và bánh đai. Số dây đai được xác định theo công thức: - Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai - Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc - Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng Cr = 0,85 - Hệ số xét đến ảnh hưởng đến tỷ số truyền u Cu = 1,14 vì u = 3,114 > 2,5 - Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài - Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai Cz ta chọn sơ bộ bằng 1 - Theo bảng (4.19) tài liệu [1] trang 62 ta chọn [P0] = 6,46 Kw Ta chọn Z = 2 đai 2.8. Định kích thước chủ yếu của bánh đai - Chiều rộng bánh đai: Theo công thức (5-23): Theo bảng 10.3 ta có : f = 10, e = 15, y0 = 14 Đường kính bánh đai ngoài: Theo công thức (5-24) : + Với bánh dẫn: da1 = d1 + 2y0 = 225 + 2.14 = 253(mm) + Vận tốc bánh bị dẫn: da2 = d2 + 2y0 = 800 + 2.14 = 828 (mm) Lực căng ban đầu F0 = A. = Z.A1. = 2.138.1,5 = 414 (N) Trong đó: = 1,5 N/mm2 ứng suất ban đầu A = 138 mm2 là tiết diện của dây đai Lực căng mỗi dây đai: Lực tác dụng lên trục: F1 3.F0.sin() Với: a1 = 1400, F0 = 414 (N) F1 3.414.sin() = 1167,1 (N) Bảng 2 : các thông số bộ truyền đai thông số Giá trị Bánh đai nhỏ Bánh đai lớn Đường kính bánh đai d1 = 225 (mm) d2 = 800 (mm) Đường kính ngoài bánh đai 253 (mm) 828 (mm) Chiều rộng bánh đai 43 (mm) Sai số 2 đai Chiều dài đai 3350 (mm) Khoảng cách trục 820 (mm) Góc ôm 1400 Lực tác dụng lên trục 1167,1 (N) PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 3.1. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh 3.1.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện Do hộp giảm tốc 2 cấp chịu tải trọng trung bình nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350. Đồng thời khả năng chạy mòn của răng chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 50 HB HB1 = HB2 + (25 50)HB + Bánh răng trụ răng ngiêng nhỏ thép 45 thường hóa, (bảng 3-8) trang 40 tài liệu [3] ta có các thông số của thép như sau: Giới hạn bèn kéo: Giới hạn chảy: Độ rắn: HB = 170 220 (chọn HB1 = 200) (giả thiết đường kính phôi dưới 100 mm) + Bánh răng trụ răng ngiêng lớn thép 35 thường hóa, (bảng 3-8) trang 40 tài liệu [3] ta có các thông số của thép như sau: Giới hạn bền kéo: Giới hạn chảy: Độ rắn: HB = 140 190 (chọn HB2 = 170) (giả thiết đường kính phôi 100300 mm) Vói cả hai bánh răng lớn và bánh răng nhỏ ta chọn phôi là phôi rèn. 3.1.2. Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp nhanh + Ứng suất tiếp xúc cho phép Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: Trong đó : , t2 = 0,706Lh, với Lh = 300.7.2.8 = 33600 h chu kỳ Vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ chu kỳ Do đó hệ số chu kỳ ứng suất K’N của cả hai bánh răng đều bang 1. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép Theo bảng (3-9) trang 43 tài liệu [3] ta có + Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn + Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ Ứng suất uốn cho phép Số chu kỳ tương đương của bánh lớn Vậy cả Ntd1 và Ntd2 đều lớn hơn N0 = 5.106, do đó K’’N = 1 + Giới hạn mỏi uốn của thép 45: + Giới hạn mỏi uốn của thép 35: Vì phôi rèn, thép thường hóa nên lấy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng = 1,8 Vì ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động nên ta có ứng suất uốn cho phép + Bánh nhỏ: (2) + Bánh lớn: (3) 3.1.3. Xác định khoảng cách trục aw(sơ bộ) + Theo công thức (3-10): - Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K = 1,3 - Chọn hệ số chiều rộng bánh răng Trong đó : u = 3,41 : Tỷ số truyền n2 = 132 (v/p) số vòng quay trong 1 phút của bánh bị dẫn N = 10,454 (Kw) công suất trên trục I = 1,25 hệ số ảnh hưởng khả năng tải Ta chọn A = 250 mm 3.1.4. Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng - Vận tốc của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức ( 3-17) Với: n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn - Với vận tốc này theo bảng (3-11) trang 46 tài liệu [3] có thể chọn cấp chính xác 9 3.1.5. Định chính xác hệ số tải trọng K - Chiều rộng bánh răng lớn : Ta chọn b2 = 75 mm (4) Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: Ta chon d1 114 mm Do đó : Với = 0,66 theo bảng 3-12 trang 47 tài liệu [3] ta có Ktt bảng = 1,03 Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế : Theo bảng 3-14 trang 48 tài liệu [3] tìm được hệ số tải trọng động Kđ = 1,2 ( giả sử ) Hệ số tải trọng: Vì trị số K không chênh lếch nhiều với dự đoán nên không cần tính lại khoảng cách trục A và ta có thể lấy A = 250 mm. 3.1.6. Xác định mô đun, số răng, góc nghiêng của răng và chiều rộng bánh răng + Mô đun pháp: mn = (0,01 0,02).A = 2,55mm (lấy mn = 4 mm) + Sơ bộ chọn góc nghiêng + Tổng số răng của hai bánh + Số răng bánh nhỏ: răng chọn Z1 = 28 răng + Số răng bánh lớn: răng chọn Z2 = 96 răng + Tính chính xác góc nghiêng vậy = 9052’ + Chiều rộng bánh răng: (thỏa mạn điều kiện (4)). 3.1.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng + Theo công thức (3-34) có: Trong đó: N = 10,454 (Kw) công suất bộ truyền y : hệ số dạng răng n : Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính mn: Mô đun Ztd: Số răng tương đương trên bánh b, : Bề rộng và ứng suất tại chân răng + số răng tương đương của bánh nhỏ răng + Số răng tương đương của bánh lớn răng Theo bảng (3-18) trang 52 tài liệu [3] ta chọn : - Hệ số dạng răng của bánh nhỏ - Hệ số dạng răng của bánh lớn - Lấy hệ số - Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ ( thỏa mãn điều kiện (2)) Đối với bánh lớn ( thỏa mãn điều kiện (3)) 3.1.8. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột - Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải + bánh răng nhỏ: + bánh răng lớn: với: ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và bánh răng lớn. Kiểm nghiệm sức bền uốn cho phép khi quá tải: + Bánh răng nhỏ: < Thỏa mãn + bánh răng lớn: < Thỏa mãn 3.1.9. Các thông số hinh học chủ yếu của bộ truyền + Môdun pháp: + Số răng: răng , răng + Góc nghiêng răng: + Góc ăn khớp: + Chiều rộng bánh răng: , + Đường kính vòng chia: + Khoảng cách trục: + Chiều cao răng: + Độ hở hướng tâm: + Đường kính vòng chia đỉnh răng: + Đường kính vòng chân răng: 3.1.10. Lực tác dụng lên trục Lực vòng: Lực hướng tâm: Lực dọc trục Bảng 3: Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Thông số Giá trị Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn Số răng Z1 = 29 răng Z2 = 96 răng Đường kính vòng chia dc1 = 116 mm dc2 = 384 mm Đường kính vòng đỉnh răng De1 = 124 mm De2 = 392 mm Đường kính vòng chân răng Di1 = 107 mm Di2 = 375 mm Chiều rộng răng b1 = 75 mm b2 = 75 mm Môđun pháp mn = 4 mm Khoảng cách trục A = 250 mm Chiều cao răng h = 9 mm Độ hở hướng tâm c = 0,5 mm Góc nghiêng răng = 9052’ Góc ăn khớp = 200 3.2. Tính toán bộ truyền bánh răng thẳng của cấp chậm 3.2.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện + Bánh răng nhỏ thép 45 thường hóa tra (bảng 3-8) trang 40 tài liệu [3] ta có các thông số của thép như sau: - Giới hạn bền kéo: - Giới hạn chảy: - Độ rắn: HB = 170 220 (chọn HB1 = 190) (giả thiết đường kính phôi dưới 100300 mm) + Bánh răng lớn thép 35 thường hóa. Tra bảng (3-8) trang 40 tài liệu [3] ta có các thông số của thép như sau: - Giới hạn bền kéo: - Giới hạn chảy: - Độ rắn: HB = 140 190 (chọn HB2 = 160) (giả thiết đường kính phôi 300500 mm) Với cả hai bánh răng lớn và bánh răng nhỏ ta chọn phôi là phôi rèn. 3.2.2. Xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp nhanh + Ứng suất tiếp xúc cho phép Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: Trong đó : , t2 = 0,706Lh, với Lh = 300.7.2.8 = 33600 h chu kỳ Vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ chu kỳ Do đó hệ số chu kỳ ứng suất K’N của cả hai bánh răng đều bằng 1. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép Theo bảng (3-9) trang 43 tài liệu [3] ta có Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn Ừng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ Để tính sức bền ta dung trị số nhỏ là = 416 N/mm2 Ứng suất uốn cho phép Số chu kỳ tương đương của bánh lớn Vậy cả Ntd1 và Ntd2 đều lớn hơn N0 = 5.106, do đó K’’N = 1 Giới hạn mỏi uốn của thép 45: Giới hạn mỏi uốn của thép 35: Vì phôi rèn, thép thướng hóa hệ số an toàn n = 1,5, và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng = 1,8 Vì ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động nên ta có ứng suất uốn cho phép - Bánh răng nhỏ (5) - Bánh răng lớn (6) 3.2.3. Tính khoảng cách sơ bộ trục A + theo công thức (3-9): - Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K = 1,3 - Chọn hệ số chiều rộng bánh răng Trong đó: u = 2,41 Tỷ số truyền n2 = 50 (v/p) số vòng quay trong một phút của bánh răng bị dẫn N = 10,143 (Kw) : Công suất trên truc II Ta chọn A = 340 mm 3.2.4. Tính vận tốc vòng 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) Với n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn: + Với vận tốc này theo bảng (3-11) trang 46 tài liệu [3] có thể chọn cấp chính xác 9 3.2.5. Định chính xác hệ số tải trọng K Chiều rộng bánh răng: + Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: Do đó: Với = 0,51 theo bảng (3-12) trang 47 tài liệu [3] ta có Ktt bảng = 1 Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế : Theo bảng (3-14) trang 48 tài liệu [3] tìm được hệ số tải trọng động Kđ = 1,1 ( giả sử ) Hệ số tải trọng: Vì trị số K không chênh lếch với dự đoán nên không cần tính lại khoảng cách trục A và ta có thể lấy A = 340 mm. 3.2.6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng + Mô đun pháp: mn = (0,01 0,02).A = 3,4 6,8 mm (lấy mn = 4 mm) - Số răng bánh nhỏ: chọn Z1 = 50 răng Số răng bánh lớn: răng chọn Z2 = 120 răng + Chiều rộng bánh răng lớn b2 = 0,3.340 = 102 mm 3.2.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Theo công thức (3-33) : Trong đó : k = 1,3 : Hệ số tải trọng N : Công suất bộ truyền (Kw) y : Hệ số dạng răng n : Số vòng quay trên một phút của bánh răng đang tính mn : Môđun Ztd : Số răng tương đương trên bánh b, : Bề rộng và ứng suất tại chân răng Theo bảng (3-18) trang 52 tài liệu [3] ta chọn + Hệ số dạng răng của bánh nhỏ y1 = 0,471 + Hệ số dạng răng của bánh lớn y2 = 0,517 Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ ( thỏa mãn điều kiện (5)) Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn (thỏa mãn điều kiện (6)) 3.2.8. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng khi chịu tải trọng đột ngột - Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải + bánh răng nhỏ: + bánh răng lớn: với: ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và bánh răng lớn. Kiểm nghiệm sức bền uốn cho phép khi quá tải: + Bánh răng nhỏ : < Thỏa mãn + bánh răng lớn: < Thỏa mạn 3.2.9. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền + Mô đun mn = 4 mm + Số răng Z1 = 50 răng, Z2 = 120 răng + Góc ăn khớp + Chiều rộng bánh răng : b2 = 102 mm b1 = 102 mm + Đường kính vòng chia d1 = mn.Z1 = 4.50 = 200 mm d2 = mn.Z2 = 4.120 = 480 mm + khoảng cách trục : + Chiều cao răng : h = 2,25.mn = 2,25. 4 = 9 mm + Độ hở tâm răng: c = 0,25.mn = 0,25.4 = 1 mm + Đường kính vòng đỉnh răng + Đường kính vòng chân răng 3.2.10. Tính lực tác dụng lên trục Lực vòng : Lực hướng tâm : Bảng 4 : Các thông số của bánh răng trụ răng thẳng Thông số Giá trị Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn Số răng Z1 = 50 răng Z2 = 120 răng Đường kính vòng chia d1 = 200 mm d2 = 480 mm Đường kính vòng đỉnh răng De1 = 208 mm De2 = 488 mm Đường kính vòng chân răng Di1 = 192 mm Di2 = 472 mm Chiều rộng răng b1 = 102 mm b2 = 102 mm Môđun mn = 4 mm Khoảng cách trục A = 340 mm Chiều cao răng h = 9 mm Độ hở hướng tâm c = 1 mm Góc ăn khớp = 200 PHẦN IV : TÍNH TOÁN TRỤC 4.1. Chọn vật liệu cho trục Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện được và dễ gia công. Thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn loại thép 45 (thường hóa) có giới hạn bền : 4.2. Tính sức bền trục 4.2.1. Tính đường kính sơ bộ của trục Theo công thức (7-2) ta có : Trong đó : d - là đường kính trục (mm) C - hệ số phụ thuộc vào ứng xuất xoắn cho phép đối với đầu trục và truyền trục chung, lấy C = 120 P - công suất truyền của trục n - số vòng quay trong 1 phút của trục + Đối với trục I: P1 = 10,454 (Kw) n1 = 486 (vòng/phút) chọn dI = 35 (mm) + Đối với trục II : P2 = 10,143 (Kw) n2 = 132 (vong/phut) chọn dII = 55 (mm) + Đối với trục III : P3 = 9,841 (Kw) n3 = 50 (vong/phut) chọn dIII = 70 (mm) + Ta lấy trị số dII = 50 (mm) chọn loại bi cở trung bình. Tra trong bảng 14P trang 339 tài liệu [3] ta có chiều rộng của ổ : B = 27 (mm) 4.2.2. Tính gần đúng trục Chiều dài Mayo bánh đai, bánh răng trụ Theo công thức: Suy ra: Chọn: Chọn lm12 = lm13 = lm14 = 75 (mm) (bằng chiều rộng bánh răng bánh dẫn b1 của cấp nhanh) lm22 = lm24 = 75, lm23 = 102 (mm) (bằng chiều rộng bánh răng bánh dẫn b1 của cấp chậm) lm31 = lm32 = 102 (mm) - Chiều dài mayo nửa khớp nối( nối vòng dàn hồi ). Chọn: L = 130mm Theo bảng 10.3[2], ta có: - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hay khoảng cách giữa các chi tiết quay. chọn - Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp. chọn - Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ. chọn - Chiều cao nắp ổ và chiều bulong lấy Trục I l12 = 0,5.(lm12 + B) + k3 + hn =[ 0.5.(75 + 27) + 15 + 15 ] = 81 (mm) l13 = 0,5.(lm13 + B) + k1 + k2 = 0,5.(75 + 27) + 10 + 10 = 71 (mm) l14 = l24 = 268 (mm) Trục II l22 = 0,5.(lm22 + B) + k1 + k2 = 0,5.(75 + 27) + 10 + 10 = 71 (mm) l23 = l22 + 0,5.(lm22 + lm23) + k1 = 71 + 0,5.(75 + 102) + 10 = 169,5 (mm) l24 = 2 l23 - l22 = 169,5.2 – 71 = 268 (mm) Trục III l32 = l23 = 169,5(mm) l33 = 2l32 + lc33 = 2. l32+ 0,5.(lm32 + B) + k3+hn = 2.169,5 + 0,5.(102 + 27) + 15 + 15 = 433,5(mm) Do đó khoảng cách giữa các gối đỡ : l11 = l21 = l31 = 2l32 = 169,5.2 = 339(mm) Sơ đồ phân bố lực trên trục I. Các lực tác dụng lên trục I bao gốm: Rd = 1167,1(N); Pr1 = 1306,27 (N) Pa1 = 580 (N); P1 = 3541,27 (N); d1 = 116 (mm). Tính lực tác dụng lên trục I: Tính phản lực ở các gối trục Tính mô men uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất: + ở tiết diện A – A: + ở tiết diện a – a: Trong đó: + ở tiết diện b – b: Trong đó: Tính đường kính trục ở hai tiết diện A – A, a – a và b – b theo công thức (7-3) Đường kính trục ở tiết diện A – A: Theo bảng (7-2) trang 119 tài liệu [3] ta chọn [] = 50 (N/mm2) Đường kính trên trục ở tiết diện a – a : Đường kính trên trục ở tiết diện a – a : Đường kính ở tiết diện A – A lấy dA– A = 40 mm và đường kính ở tiết diện a – a và b – b lấy da – a = db – b = 45 mm lớn hơn giá trị tính vì trục có rãnh then. Chọn đường kính lắp ổ lăn d = 40 mm. Tính lực tác dụng lên trục II: Sơ đồ phân bố lực trên trục II. Các lực tác dụng lên trục II bao gồm : Pr2 = 1306,27(N) ; Pa2 = 580(N) ; P2 = 3541,27(N) ; P3 = 18796,31(N) ; Pr3 = 6841,3(N) ; d2 = 384, d3 = 200(N). Tính phản lực ở các gối trục : - Tính mô men uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất: + ở tiết diện c – c: + Tiết diện d – d + ở tiết diện e – e: Tính đường kính trục tại tiết diện chịu tải lờn nhất tại tiết diện c – c : tại tiết diện d – d tại tiết diện e – e Ở hai đoạn trục này đều có rãnh làm rãnh then để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến, vì vậy đường kính trục ta chọn là : de – e = dc – c = 55 mm và dd – d = 65 mm, đường kính lắp ổ lăn d = 50 mm. Tính lực tác dụng lên trục III: Sơ đồ phân bố lực trên trục III. Các lực tác dụng lên trục III bao gồm : P3 = 18796,31(N) ; P3 = 6841,3(N), d3 = 480 mm. tính phản lực các gối trục. Tính mô men uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất Đường kính trục tại tiết diện chịu tải lớn nhất Chọn d = 75 mm, đường kính đầu trục = 70 mm. 4.2.3.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 ) ta có : Trong đó: hệ số an toàn chỉ xét theo ứng suất pháp hệ số an toàn chí xét riêng ứng suất tiếp n hệ số an toàn [n] hệ số an toàn cho phép [n] = Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng. giá trị trung bình ứng suất pháp Theo công thức (7 – 6) ta có : Bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất tiếp(xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động vậy Trong đó : : là giới hạn mỏi uốn và xoắn với một chu kỳ đối xứng  : biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục W : mô men cản uốn của tiết diện W0 : mô men cản xoắn của tiết diện  : hệ số tập trung ứng suất thực khi uốn và xoắn tra bảng (7–6) (7-13) tài liệu [3] trang 125 129  : hệ số tăng bền bề mặt trục  : hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi. MU, MX : mô men uốn và mô men xoắn Trục I Xét tại tiết diện (a – a) Đường kính trục da – a = db – b = 45 mm tra bảng (7-3b) tài liệu [3] trang 122 ta có: W = 7800 (mm3), W0 = 16740 (mm3), = 14 9 Trong đó: b : chiều rộng then (mm) h : chiều cao then (mm) Có thể lấy gần đúng: MU = Nmm, MX = Nmm Chọn hệ số và theo vật liệu đối với thép các bon trung bình lấy = 0,1, = 0,05, hệ số = 1 Theo bảng (7-4) tài liệu [3] trang 123. ta chọn = 0,86, và = 0,75 Theo bảng (7-8) tài liệu [3] trang 127 ta chọn hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then = 1,63; = 1,5. Xét tỷ số : Vì do trục và then có độ dôi nên áp suất trên bề mặt lắp là P = 30 N/mm2 tra theo bảng (7-10) tài liệu [3] trang 128. ta lấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn ta có : Như vậy tiết diện tại a – a đảm bảo độ an toàn cho phép. Trục II Xét tại tiết diện c – c và e – e đường kính trục dc – c = dc – c = 55 mm tra bảng (7-3b) tài liệu [3] trang 122 ta có: W = 14510 (mm3), W0 = 30800 (mm3) = 18 11 MU = (Nmm), MX = 793980(Nmm) Với = 0,1; = 1; = 0,05 Theo bảng (7-4) tài liệu [3] trang 123 ta chọn = 0,83 và = 0,71 Theo bảng (7-8) tài liệu [3] trang 127 ta chọn hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then = 1,63 ; = 1,5. Xét tỷ số : Theo (7-10) tài liệu [3] trang 128. ta chọn P 30 (N/mm2) Ta có : Vậy tiết diện c – c và e – e của trục đảm bảo an toàn. Xét tại tiết diện d – d đường kính của trục là dd – d = 65 mm tra bảng (7-3b) tài liệu [3] trang 122 ta có: W =24300 (mm3), W0 = 51200 (mm3) = 20 12, MU = (N.mm), MX = 793980 (N.mm) Với = 0,1; = 1; = 0,05 Theo bảng (7-4) tài liệu [3] trang 123 ta chọn = 0,85 và = 0,73 Theo bảng (7-8) tài liệu [3] trang 127 ta chọn hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then = 1,63 ; = 1,5. Xét tỷ số : Theo (7-10) tài liệu [3] trang 128. ta chọn P 30 (N/mm2) Ta có : Vậy tiết diện e – e của trục 2 cũng đảm bảo an toàn. Trục III Xét tại tiết diện f – f đường kính trục df – f = 75 mm tra bảng (7-3b) tài liệu [3] trang 122 ta có: W = 37600 (mm3), W0 = 79000 (mm3), = 24 14. Với = 0,1; = 1; = 0,05 Theo bảng (7-4) tài liệu [3] trang 123 ta chọn = 0,83 và = 0,71 MU = (N.mm), MX =17350631 (N.mm) Theo bảng (7-8) tài liệu [3] trang 127 ta chọn hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then = 1,63; = 1,5. Xét tỷ số : Theo (7-10) tài liệu [3] trang 128. ta chọn P 30 (N/mm2) Ta có : Vậy tiết diện của trục đảm bảo an toàn. Kết luận: tất cả các trục đều làm việc an toàn. PHẦN V: TÍNH THEN Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến hay để truyền mô men và truyền chuyển động từ trục đến bánh răng hoặc ngược lại ta dung then. 5.1. Tính then lắp trên trục I Đường kính trục I để lắp rãnh then là d = 45 mm Theo bảng (7-23) tài liệu [3] trang 143 ta có thể chọn các thông số của then b = 14, h = 9, t = 5, t1 = 4,1, k = 5, chiều dài then l = 0,8.lm trong đó lm chiều dài mayơ: lm = + Kiểm nghiệm độ dập bền trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11) tài liệu [3] trang 139 ta có: Trong đó: MX = (N.mm), Chiều dài then là: l =0,8.lm = 0,8.1,2.45 = 43,2(mm) Theo TCVN 150 – 64 (bảng 7-23) tài liệu [3] trang 143 ta chọn l = 45 (mm) Tra bảng (7-20) với ứng suất mối ghép cố định. Tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có + Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức ( 7-12). Theo bảng (7-21) tài liệu [3] trang 142 ta có Như vậy then trên trục I thỏa mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt. 5.2. Tính toán then trên trục II Đường kính trục II để lắp then d c – c = d e– e = 55 mm. và d d – d = 65 mm Xét tại tiết diện e – e và c –c đường kính lắp then là d c – c = d e– e = 55 mm . theo bảng (7-23) tài liệu [3] trang 143. Ta có b = 16, h = 10, t = 5, t1 = 5,1, k = 6,2. Chiều dài then l = 0,8.lm . Trong đó lm = d = 0,8.1,2.55 = 52,8 mm Theo TCVN 150 – 64 (bảng 7-23) tài liệu [3] trang 143 ta chọn l = 56 mm. + Kiểm nghiệm bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11). Trong đó MX = 793980(N.mm) Tra bảng (7-20) với ứng suất mối ghép cố định. Tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có + Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức (7-12) Theo bảng (7-21) tài liệu [3] trang 142 ta có Xét tại tiết diện d – d đường kính lắp trên then là d d – d = 65 mm. theo bảng (7-23) tài liệu [3] trang 143. Ta có b = 18 ; h = 11 ; t = 5,5; t1 = 5,6 ; k = 6,8. Chiều dài then l = 0,8.lm = 0,8.1,2.65 = 62,8 mm Theo TCVN 150 – 64 (bảng 7-23) tài liệu [3] trang 143 ta chọn l = 63 mm + Kiểm nghiệm bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11). Trong đó MX = 793980 (N.mm) Tra bảng (7-20) với ứng suất mối ghép cố định. Tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có + Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức (7-12). Theo bảng (7-21) tài liệu [3] trang 142 ta có Như vậy then trên trục II thỏa mãn điều kiện dập và điều kiện bền cắt. 5.3. Tính then lắp trên trục III Đường kính trục III để lắp then là df – f = 75 mm. theo bảng (7-23) tài liệu [3] trang 143. Ta có b = 20, h = 12, t = 6, t1 = 6,1 ; k = 7,4. Chiều dài then l = 0,8.lm . Trong đó lm = = 0,8.1,2.75 = 72 mm Theo TCVN 150 – 64 (bảng 7-23) tài liệu [3] trang 143 ta chọn l = 80 mm. + Kiểm nghiệm bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11). Trong đó MX =1873710 (N.mm) Tra bảng (7-20) với ứng suất mối ghép cố định. Tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có + Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức (7-12) Theo bảng (7-21) tài liệu [3] trang 142 ta có . Như vậy then trên trục III thỏa mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt. Kết luận: Then trên tất cả các trục đều thỏa mãn tất cả điều kiện bền dập và bền cắt. Bảng 5 : Thông số của then trên các trục Trục Tiết diện then bxh Chiều dài then l t t1 Kiểm nghiệm diều kiện bền dập Kiểm nghiệm diều kiện bền cắt I 14x9 45 5 4,1 47,4 16,93 I 14x9 45 5 4,1 47,4 16,93 II 18x11 56 5 5,1 83,156 32,22 II 18x11 56 5 5,1 83,156 32,22 II 18x11 63 5,5 5,6 57 21,54 III 20x12 80 6 6,1 84,4 31,23 PHẦN VI: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 6.1. Chọn ổ lăn Trục I và trục II của hộp giảm tốc có lực dọc trục tác dụng lên nên ta chọn ỗ đỡ chặn, trục III không có thành phần lực dọc trục nên ta dùng ổ bị đỡ Sơ đồ chọn ổ cho trục I Dự kiến chọn trước góc (kiểu 36000) Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1) Cbảng Cbảng – là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng ở đây: n = 486(vg/ph): tốc độ quay trên trục I h = 33600 giờ, bằng với thới gian phục vụ của máy. Q : tải trọng tương đương.(daN) Theo công thức (8-6) có Q = (KV.R + m.At).Kn.Kt Hệ số m = 1,5 ;  bảng (8-2) tài liệu [3] trang 161 K = 1 tải trọng tĩnh, bảng (8-3) tài liệu [3] trang 162. Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 1000 , bảng (8-4) tài liệu [3] trang 162. KV = 1 vòng trong của ổ quay, bảng (8-5) tài liệu [3] trang 162 Tổng lực chiều trục. At = SE – Pa1 + Pa1 – SF = 1611 – 1406,49 = 204,51 N Lực At hướng về ở bên phải, do đó lực Q ở ổ này lớn hơn. QB =(KV.RB + m.At).Kn.Kt = (1.3773,1 + 1,5.205,51).1.1 = 4081,365N QB = 4081,365N hoặc 408,1365 daN C = Q.(n.h)0,3 = 408,1563.(486.33600)0,3 = 59527,7 Ứng với đường kính d = 40, bảng 17P trang (346-347) lấy loại ổ ký hiệu (36208) ổ bị đợ chặn, cở nhẹ. Cbảng = 49000, Q = 2400 Đường kính ngoài của ổ D = 80 mm, chiều rộng ổ B = 18 mm. Ổ lăn của gối đỡ A cũng lấy cỡ như trên. Sơ đồ chọn ổ trục cho trục II. Dự kiến chọn trước góc (kiểu 36000) Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1) Cbảng Cbảng – là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng Trong đó : n = 132(vg/ph): tốc độ quay trên trục II h = 33600 giờ, bằng với thới gian phục vụ của máy. 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 trong bảng (8-2) tài liệu [3] trang 161 K = 1 tải trọng tĩnh. Tra trong bảng (8-3) tài liệu [3] trang 162. Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 1000 . tra trong bảng (8-4) tài liệu [3] trang 162. KV = 1 vòng trong của ổ quay. Tra trong bảng (8-5) tài liệu [3] trang 162 Tổng lực chiều trục.At = SC + Pa2 – Pa2 – SD = 3226,28 – 2255,37 = 1010,91N Lực At hướng về ở bên phải, do đó lực Q ở ổ này lớn hơn. QC = (KV.R + m.At).Kn.Kt = (2255,37.1 + 1,5.1010,91).1.1 = 3771,735N QC = 3771,735N hoặc 377,1735 daN C = Q.(n.h)0,3 = 377,1735.(132.33600)0,3 = 37206,18 Ứng với đường kính d = 50, bảng 17P trang (346-347) lấy loại ổ ký hiệu (36210) ổ bị đợ chặn, cở nhẹ. Cbảng = 54000, Q =2800. Đường kính ngoài của ổ D = 90 mm, chiều rộng ổ B = 20 mm. Ổ lăn ở gối đỡ D cũng lấy cũng cở trên. Sơ đồ chọn ổ co trục III Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1) Cbảng Cbảng – là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng Trong đó : n = 50(vg/ph): tốc độ quay trên trục II h = 33600 giờ, bằng với thới gian phục vụ của máy. 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 trong bảng (8-2) tài liệu [3] trang 161 K = 1 tải trọng tĩnh. Tra trong bảng (8-3) tài liệu [3] trang 162. Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 1000 . tra trong bảng (8-4) tài liệu [3] trang 162. KV = 1 vòng trong của ổ quay. Tra trong bảng (8-5) tài liệu [3] trang 162 Vì lực hướng tâm ở gối trục E = F, nên ta tính với gối đỡ trục E và chọn cho ổ gối trục này, gối trục F lấy cùng loại. QF = (KV.R + m.At).Kn.Kt = (9420,82 + 1,5.0).1.1 = 9420,82N QF = 9420,82N hoặc 942,082daN C = Q.(n.h)0,3 = 942,082.(50.33600)0,3 = 69451,48 Ứng với đường kính d = 70mm tra trong bảng 14P trang (337-339) lấy loại cở nhẹ, ký hiệu (215) , Cbảng = 78000, Q = 4000. Đường kính ngoài của ổ D = 130 mm, chiều rộng ổ B = 25 mm. Ổ lăn ở gối đỡ A cũng lấy cũng cở trên. Bảng 6: Thông số ổ lăn trên các trục Trục Ky hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) Cbảng Q (daN) 1 32608 40 80 18 49000 2400 2 36210 50 90 20 54000 2800 3 215 75 130 25 78000 4000 6.2. Dung sai và lắp ghép bánh răng Chịu tải vừa, thay đổi va đập nhẹ vì thế ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6. 6.3. Dung sai lắp ghép ổ lăn Khi lắp ổ lăn ta cần lưu ý: Lắp vòng trong trên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục Để các vòng ổ không trơn trựơt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc, chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay Đối với các vòng không quay ta sử dụng kiểu lắp có độ hở. Vì vậy khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ ta chọn H7. 6.4. Dung sai khi lắp vòng chắn dầu Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp. 6.5. Dung sai khi lắp vòng lò xo ( bạc chắn ) trên trục tuỳ động Vì bạc chỉ có tác dụng chặn các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp có độ hở H8/h7. 6.6. Dung sai lắp ghép then lên trục Theo chiều rộng ta chọn kiểu lắp trên trục là P9 và kiểu lắp trên bạc là D10. Bảng7: Dung sai lắp ghép bánh răng Mối lắp Sai lệch giới hạn trên (μm) Sai lệch giới hạn dưới (μm) Nmax (μm) Smax(μm) ES es EI ei Æ45H7/k6 +25 +18 0 +2 18 23 Æ55H7/k6 +30 +21 0 +2 21 18 Æ65H7/k6 +30 +21 0 +2 21 28 Æ75H7/k6 +30 +21 0 +2 21 28 Bảng 8 : Dung sai lắp ghép ổ lăn Mối lắp Sai lệch giới hạn trên (μm) Sai lệch giới hạn dưới (μm) Nmax (μm) Smax(μm) ES es EI ei Æ40k6 +25 +18 0 +2 18 23 Æ50k6 +25 +18 0 +2 18 23 Æ70k6 +30 +21 0 +2 21 28 Æ80H7 +30 0 0 -30 60 0 Æ90H7 +35 0 0 -35 70 0 Æ130H7 +40 0 0 -40 80 0 Bảng 9: Dung sai lắp ghép then Kích thước tiềt diện then bxh Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then Chiều sâu rãnh then Trên trục Trên bạc Sai lệch giới hạn trên trục t1 Sai lệch giới hạn trên bạc t2 P9 D10 14x9 -0,051 +0,120 +0,050 +0,2 +0,2 14x9 -0,051 +0,120 +0,050 +0,2 +0,2 16x10 -0,061 +0,120 +0,050 +0,2 +0,2 16x10 -0,061 +0,120 +0,050 +0,2 +0,2 18x11 -0,061 +0,149 +0,065 +0,2 +0,2 20x12 -0,061 +0,149 +0,065 +0,2 +0,2 6.7. Cố định trục theo phương pháp dọc trục Để có trục theo phương pháp dọc trục ta dùng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của ổ bằng các tấm đệm kim loại giữa nắp hộp và thân hộp giảm tốc. Nắp của ổ lắp với hộp giảm tốc bằng vít, loại này dễ chế tạo và lắp ghép. 6.8. Che kín ổ lăn Để che kín các đầu trục nhô ra, tránh sự xâm nhập của môi trường vào ổ và ngăn mợ chảy ra ngoài ta dùng loại vòng phớt. Chọn theo bảng (8-29) tài liệu [3] trang 203. 6.9. Bôi trơn ổ lăn Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc bánh răng thấp không thể dùng phương pháp bắn tóe để dẫn dầu trong hộp vào bôi trơn các bộ phận ổ. Theo bảng (8-28) tài liệu [3] trang 198 có thể dùng mỡ loại ‘T’ ứng với nhiệt độ và vận tốc dưới 1500 vg/ph. Lượng mỡ dưới 2/3 chỗ rộng của bộ phận ổ. PHẦN VII :CẤU TẠO VỎ HỘP GIẢM TỐC - Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ bảo đảm vị trí tương đối giũa các chi tiết và các bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi. - Vật liệu là gang xám GX 15-32. - Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết thuận tiện. - Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít , khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt. - Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 1o. - Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản như sau : Theo bảng (9-10) tài liệu [3] trang 268 cho phép xác định kích thước và các phần tử khác của vỏ hộp. - Đường kính bu lông vòng chọn theo trọng lượng của hộp giảm tốc, với khoảng cách trục a của 2 cấp 250x340. tra trong bảng (10-11a) và (10-11b) tài liệu [3] trang (275-276) chọn bu lông M24 - Số lượng bu lông nền : theo bảng (10-13) tài liệu [3] trang 277 ta lấy n Bảng 10 : Thông số hộp giảm tốc Tên gọi Số liệu Chiều dày thân hộp δ Chiều dày thành nắp hộp  δ1 Chiều dày bích dưới của thân hộp b Chiều mặt bích trên của nắp hộp b1 Chiều dày phần đế không có phần lồi P Chiều dày gân ở thân hộp m Chiều dày gân ở nắp hộp m1 Đường kính bu lông nền dn Đường kính bu lông khác: + Ở cạnh ổ d1 + Ghép các mặt bích nắp và thân d2 + Ghép nắp ổ d3 + Ghép nắp cửa thăm d4 d1 = 0,7.dn = 0,7.24 = 17(mm) d2 = 0,5.dn = 0,5.24 = 12(mm) d3 = 0,4.dn = 0,4.24 = 10(mm) d4 = 0,4.24 = 10(mm) PHẦN VIII : NỐI TRỤC Tính toán nối trục vòng đàn hồi. Mô men xoắn trên nối trục : Trong đó: Mx mô men xoắn danh nghĩa. Mt mô men xoắn tính toán K = 1,2 1,5 Hệ số tải trọng động tra trong bảng (9-1) tài liệu [3] trang 222. Theo trị số mô men tính và đường kính trục chọn kích thước nối trục theo bảng (9-11) tài liệu [3] trang 234. Bảng 11: Các kích thước chủ yếu của nối trục vòng đàn hồi, mm Mômen Xoắn (Nm) d D d0 l (không quá) c Chốt Vòng đàn hồi dc lc Ren Số chốt Z Đường kính ngoài Chiều dài toàn bộ lv 2443,5 75 250 46 142 8 24 52 M16 10 45 44 + Chọn vật liệu: nối trục làm bằng thép rèn 45; chốt bằng thép 45 thường hóa, vòng dàn hồi bằng cao su. Ứng suất dập cho phép của vòng cao su Ứng suất uốn cho phép của chốt + Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng cao su [theo công thức (9-22)] Trong đó: Z – số chốt D0 – đường kính vòng tròn qua tâm các chốt D0 = D – d ()mm d0 – đường kính lỗ lắp chốt bọc đàn hồi dc – đường kính chốt lv chiều dài toàn bộ của vòng đàn hồi - ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy = () N/mm2 Ta có: + kiểm nghiệm sức bền uốn của chốt [ theo công thức (9-23)] Trong đó: lc – chiều dài chốt - ứng suất uốn cho phép của chốt, có thể lấy, = ( PHẦN IX: BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC Để giảm mất công suất vì ma sát, giảm mày mòn, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần 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 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 bánh răng cấp chậm có chiều sâu dưới 1/3 bán kính, 0,4 – 0,8 lít cho 1Kw. Chọn độ nhớt của dầu ở 500C với bánh răng thép , bảng (10-20) tài liệu [3] trang 286. PHẦN X: CÁC CHI TIẾT PHỤ 10.1.Vòng chắn dầu Không cho dầu mỡ tiếp xúc. 10.2. Chốt định vị Chốt dịnh vị hình côn d = 8mm chiều dài l = 58 mm 10.3. Nắp quan sát Nắp quan sát tra bảng 18.5 trang 98 [2] ta lấy: A (mm) B (mm) A1 (mm) B1 (mm) C (mm) K (mm) R (mm) Vít Số lương vít 150 100 190 140 175 120 12 M8x22 4 10.4. Nút thông hơi Các thông số trong bảng 18.6 trang 93 [2]: A B C D E G H I K L M N O P Q R S M48x3 35 45 25 79 62 52 10 5 15 13 32 10 56 36 62 55 10.5. Nút tháo dầu Chọn M20x2.Các thông số trong bảng 18.7 trang 93 d b m f L e q D S D0 M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 19,6 10.6. Que thăm dầu Dùng kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc.Vị trí lắp đặt nghiêng 550 so với mặt bên, kích thước theo tiêu chuẩn. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]. Trinh Chất, Lê Văn Uyển, Cơ Sở Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí, Nhà xuất bản giáo dục. Xuất bản năm 2008. [2]. Nguyễn Hữu Lộc, Cơ Sở Thiết Kế Máy, Nhà xuất bản Đại Học Quốc Gia TP. Hồ Chí Minh. Xuất bản năm 2008 [3] Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lâm, Thiết Kế Chi Tiết máy, Nhà xuất bản giáo dục. Xuất bản năm 1999.