Đồ án Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động

...... 25 3.1. Thiết kế trục ............................................................................................... 25 3.1.1. Các lực tác dụng lên trục ......................................................................... 25 3.1.2. Tính sơ bộ đƣờng kính trục ..................................................................... 26 3.1.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực .......................... 26 3.1.4. Xác định đƣờng kính và chiều dài các đoạn trục .................................... 27 3.1.5. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi ............................................................ 32 3.1.6. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh ............................................................ 36 3.1.7. Kiểm nghiệm trục về độ cứng ................................................................. 37 3.2. Tính chọn ổ lăn ........................................................................................... 39 3.2.1. Tính chọn ổ lăn cho trục 1 ....................................................................... 39 3.2.2. Chọn ổ cho trục 2 .................................................................................... 41 3.2.3. Chọn ổ cho trục 3 .................................................................................... 42 3.3. Tính chọn then ............................................................................................ 44 3.3.2. Kiểm tra điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt .................................... 45 CHƢƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP ..................................................................................... 46 4.1. Thiết kế các kích thƣớc của vỏ hộp ............................................................ 46 3 | P a g e 4.1.1. Chọn bề mặt ghép nắp và thân ................................................................ 46 4.1.2. Xác định các kích thƣớc cơ bản của vỏ hộp ........................................... 46 4.1.3. Một số chi tiết phụ ................................................................................... 47 4.1.4. Chọn các chế độ lắp trong hộp giảm tốc ................................................. 48 TÀI LIỆU THAM KHẢO ................................................................................. 50 4 | P a g e DANH MỤC CÁC BẢNG BIỂU CHƢƠNG 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ ..................................... 7 Bảng 1.1: Các thông số trên trục ....................................................................... 10 CHƢƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG .......................... 11 CHƢƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI ......................................... 25 Bảng 3.1: Chiều rộng ổ lăn ............................................................................... 26 Bảng 3.2: Giá trị momen cản uốn và cản xoắn ................................................. 35 Bảng 3.3: Bảng tính hệ số an toàn ..................................................................... 36 Bảng 3.4: Bảng kiểm tra về độ bền tĩnh ............................................................ 37 Bảng 3.5: Bảng tính độ cứng xoắn .................................................................... 38 Bảng 3.6: Bảng giá trị then cho các trục ........................................................... 44 Bảng 3.7: Bảng kiểm tra điều kiện bền cho then .............................................. 45 CHƢƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP ..................................................................................... 46 Bảng 4.1: Kích thƣớc vỏ hộp ............................................................................ 46 Bảng 4.2: Thông số bu lông vòng ..................................................................... 48 Bảng 4.3: Thông số cửa thăm ............................................................................ 48 Bảng 4.4: Thông số nút thông hơi ..................................................................... 48 Bảng 4.5: Các kiểu lắp trong hộp giảm tốc ....................................................... 48 5 | P a g e DANH MỤC CÁC HÌNH VẼ CHƢƠNG 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ ..................................... 7 CHƢƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG .......................... 11 CHƢƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI ......................................... 25 Hình 3.1: Sơ đồ các lực tác dụng lên trục 1 ...................................................... 27 Hình 3.2: Biểu đồ momen trục 1 ....................................................................... 28 Hình 3.3: Các lực tác dụng lên trục 2 ................................................................ 29 Hình 3.4: Biểu đồ momen trục 2 ....................................................................... 30 Hình 3.5: Các lực tác dụng lên trục 3 ................................................................ 31 Hình 3.6: Biểu đồ momen trục 3 ....................................................................... 31 CHƢƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP ..................................................................................... 46 6 | P a g e LỜI NÓI ĐẦU Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí là rất lớn. Hiểu biết lý thuyết và vận dụng nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết đối với một ngƣời kỹ sƣ. Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong viểc trở thành một ngƣời kỹ sƣ trong tƣơng lai. Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí trong ngành cơ khí là một môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí làm quen với những kỹ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu đƣợc tốt hơn, vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể. Ngoài ra môn học này còn giúp sinh viên cũng cố kiến thức của các môn học liên quan, vận dụng khả năng sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm. Trong quá trình trình thực hiện đồ án môn học này, chúng em luôn đƣợc sự hƣớng dẫn tận tình của thầy Trần Ngọc Hiền và các thầy bộ môn trong khoa Cơ Khí. Em xin chân thành cảm ơn các thầy đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án môn học này. Ngày 20/12/2016 Sinh viên thực hiện Nguyễn Văn Dũng 7 | P a g e CHƢƠNG 1: TÍNH TOÁN HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 1.1. Chọn động cơ điện 1.1.1. Chọn kiểu động cơ Chọn loại động cơ xoay chiều không đồng bộ ba pha rôto lồng sóc. Loại này dùng phổ biến trong các ngành công nghiệp, với hệ dẫn động cơ khí (hệ dẫn động băng tải, xích tải, vít tải,... dùng với các hộp giảm tốc). 1.1.2. Xác định công suất động cơ Công suất trên trục động cơ đƣợc xác định theo công thức: Pct = Pt /η trong đó: Pct – công suất cần thiết trên trục động cơ, kW Pt – công suất trên trục máy công tác, kW 3 3. /10 6000.0,1/10 0,6 ( )t lv tP P F v kW    η – hiệu suât của các bộ phận trong hệ dẫn động 1 2 3 4 . . . .....      trong đó: 1 2 3 4, , , ,.....    : là hiệu suất của các bộ truyền và các cặp ổ trong hệ thống dẫn động. Theo sơ đồ đề bài thì : 2 3. . .ol x ktv      tv : hiệu suất của bộ truyền trục vít: tv = 0,4 ol : hiệu suất một cặp ổ lăn: ol = 0,995 x : hiệu suất của bộ truyền xích: x = 0,97 k : hiệu suất của khớp nối: k = 1  2 30,4 .0,995 .0,97.1 0,153   8 | P a g e 0,6 / 0,153 3,92 ( )ctP kW   Hệ số xét đến sự thay đổi tải không đều β:     2 2 2 2 2 0 0 3 31 1 2 2 1 1 1 1 1 4 2 22 2 . . . . . 8,3.10 4 2 2 1,5 . 1 . (0,7) . 0,5 . 0,83 8 8 8 8 i i ck ck ck ck ck T t T t T tT t T t T t T t T t T t T t                                           3,92.0,83 3,2536 ( )ctP kW   1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ Số vòng quay của trục máy công tác: 3 360.10 . 60.10 .0,1 4,364 ( / ) 11.125 lv v n v ph zt    Tỷ số truyền toàn bộ của hệ thống ut ut = uh.ux với: uh – tỷ số truyền của hộp giảm tốc trục vít hai cấp ux – tỷ số truyền của bộ tuyền xích tra bảng 2.4 [1] ta chọn nhƣ sau: uh = 300 ux = 2 vậy ut = 600 Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb = nlv.ut = 4,364.600 = 2618,4 (vg/ph) 1.1.4. Chọn động cơ thực tế Tra bảng P1.3 [1] ta chọn động cơ 4A100S2Y3 với các thông số: Công suất: 4,0 kW, Số vòng quay: n = 2880 (vg/ph) Tk / Tdn = 2,0 Tmax / Tdn = 2,2 1.1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ 9 | P a g e Kiểm ta điều kiện mở máy và điều kiện quá tải của động cơ vừa chọn: 4.0 3,2536 2880 2618,4 dc ct dc sb P P n n       mm k dn T T T T   thỏa mãn điều kiện mở máy và điều kiện quá tải của động cơ. 1.2. Phân phối tỷ số truyền Tỷ số truyền chung của toàn bộ hệ thống: 2880 660 4,364 dc lv n u n     1.2.1. Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc Ký hiệu: uh là tỷ số truyền của hộp giảm tốc ung là tỷ số truyền ngoài hộp giảm tốc Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: ng xu u Ta chọn 2; 2x ngu u   1.2.2. Tỷ số truyền của bộ truyền trong hộp giảm tốc .h ngu u u  660 330 2 h ng u u u     330hu   1 2 17,5 18,86 u u    với u1: tỷ số truyền cấp nhanh u2: tỷ số truyền cấp chậm 1.2.3. Tính toán các thông số trên trục 10 | P a g e Bảng 1.1: Các thông số trên trục Trục Thông số Đ/cơ Trục vít 1 Trục vít 2 Trục 3 Công tác Công suất (kW) 4 3,98 1,584 0,63 0,6 Tỷ số truyền (-) 1 17,5 18,86 2 Số vòng quay (v/ph) 2880 2880 164,57 8,73 4,365 Momen (Nmm) 13263,9 13197,6 91919,55 689175,26 1312714,78 11 | P a g e CHƢƠNG 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 2.1. Thiết kế bộ truyền xích 2.1.1. Chọn loại xích Chọn loại xích con lăn 2.1.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích Số răng đĩa xích nhỏ (chủ động): z1 = 11 Số răng đĩa xích bị động: z2 = z1.ux = 11.2 = 22 < 120 Bƣớc xích: t = 125 Ta có: Pt = P.k.kz.kn Với kz = 25/z1 = 25/11 = 2,273 kn = 50/4,365 = 11,46 k = kokakđckbtkđkc = 1.1.1.0,8.1,2.1,25 = 1,2 do đó : Pt = 0,6.1,2.2,273.11,46 = 18,76 (kW) Theo bảng 5.5 [1] với n01 = 50 (vg/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bƣớc xích p = 50.8 (mm) thoả mãn điều kiện bền mòn: Pt < [P] = 22,9 đồng thời p < pmax Khoảng cách trục: a = 30.50,8 = 1524 (mm) Số mắt xích: x = 2a/p + 0,5(z1 + z2) + (z2 – z1) 2p/(4π2a) = 2.1524/50,8 + 0,5(11 + 22) + (22 - 11) 2.50,8/(4.π2.1524) = 76,6 Vì số mắt xích là chẵn nên x = 78 Tính lại khoảng cách trục: 2 2 2 1 2 1 2 10,25 {x 0,5( ) [ 0,5( )] 2[(z ) / ] }c ca p z z x z z z         2 20,25.50,8{78 0,5(22 11) [78 0,5(22 11)] 2[(22 11) / ] } 1560         Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta giảm a một lƣợng bằng: 12 | P a g e (0,002...0,004) 3,12...6,24a a   ta chọn là 5 Do đó a = 1555 (mm) Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây 1 1 / (15 ) 11.4,365 / (15.78) 0,041i z n x   < [i] = 15 2.1.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền / ( ) [ ]d t o vs Q k F F F s    trong đó: Q – tải trọng phá hỏng, N ; tra bảng 5.2 ta có Q = 226,8.103 N kđ – hệ số tải trọng động, kđ = 1,2 Ft – lực vòng, Ft = 6000 N Fv – lực căng do lực ly tâm sinh ra, N; Fv = qv 2 = 9,7.0,1 2 = 0,097 (N) Fo – lực căng do trọng lƣợng nhánh xích bị động sinh ra, N Fo = 9,81.kfq.a = 9,81.4.9,7.1,555 = 591,88 (N) [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 7 Do đó: 3226,8.10 / (1,2.6000 591,88 0,097) 29,1s     > [s] = 7 Vậy xích đảm bảo điều kiện bền 2.1.4. Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục a) Xác định các thông số của đĩa xích Đƣờng kính vòng chia của đĩa xích: 1 1/ sin( / ) 50,8 / sin( /11) 180,3d p z    (mm) 1 2/ sin( / ) 50,8 / sin( / 22) 356,96d p z    (mm) Vật liệu chế tạo đĩa xích thép 45, phƣơng pháp nhiệt luyện là tôi cải thiện. Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích: 13 | P a g e 0,47 ( ) / ( ) [ ]H r t d vd d Hk F K F E Ak    trong đó: [σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, MPa, [σH] = 600 (MPa) Ft – lực vòng, Fvd – lực va đập trên m dãy xích, Fvd = 13.10 -7 n1p 3 m = 13.10 -7 .4,365.50,8 3 .1 = 0,744 (N) kd – hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1 Kd – hệ số tải trọng động, Kd = 1,2 kr – hệ số kể đến ảnh hƣởng của số răng đĩa xích, kr = 0,678 E – modun đàn hồi, MPa, E = 2,1.105 A – diện tích chiếu của bản lề, A = 645 (mm2) Do đó: 50,47 0,678(6000.1,2 0,744)2,1.10 / (645.1) 592,6 [ ]H H     b) Lực tác dụng lên trục Fr = kx.Ft với: kx – hệ số kể đến trọng lƣợng xích, kx = 1,15 do đó: Fr = 1,15.6000 = 6900 (N) 2.2. Thiết kế bộ truyền trục vít cấp nhanh Các thông số đầu vào: P = 3,98 kW; n = 2880 (vg/ph); u = 17,5; T = 13197,6 (Nmm) Số giờ làm việc : 23360 (giờ) 2.2.1. Tính sơ bộ vận tốc trượt 3 23 1 1 1 3 23 8,8.10 8,8.10 3,98.17,5.2880 7,33 / sbv Pu n m s      Với vsb = 7,33 > 5, nên ta dùng đồng thanh thiếc để chế tạo bánh vít, cụ 14 | P a g e thể là đồng thanh thiếc kẽm chì ЂpOЦC 5-5-5, có σb = 250 (MPa), σch = 100 (MPa). Chọn vật liệu chế tạo trục vít là thép carbon trung bình 45 đƣợc tôi bề mặt đạt độ rắn 50 HRC, sau đó thấm than, bề mặt ren trục vít đƣợc mài và đánh bóng. 2.2.2. Xác định ứng suất cho phép a) Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] = [σHO].KHL trong đó: [σHO] - ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 10 7 chu kỳ [σHO] = 0,9.σb = 0,9.250 = 225 (MPa) KHL – hệ số tuổi thọ, 78 10 / HHL EK N với NHE – là số chu kỳ thay đổi ứng suất tƣơng đƣơng     4 2 2 2max 4 44 7 60 4 2 2 =60.23360. 1 0,7 0,5 8 8 8 122298642,2 12,23.10 151,579 i HE i i T N n t T                  do đó: 7 78 10 / (12,23.10 ) 0,73HLK   Ta đƣợc: [σH] = 225.0,73 = 164,25 (MPa) b) Ứng suất uốn cho phép Với bánh vít bằng vật liệu đồng thanh thiếc ứng suất uốn cho phép đƣợc xác định theo công thức: [F] = [F0].KFL Với: [F0] =0,25b + 0,08ch = 0,25.250+0,08.100 = 70,5 (MPa) Hệ số tuổi thọ: 6 9 10 FL FE K N  15 | P a g e Trong đó:     9 2 2 2max 9 99 7 60 4 2 2 =60.23360. 1 0,7 0,5 8 8 8 108473612,6 10,85.10 151,579 i HE i i T N n t T                   6 9 7 10 0,594 10,85.10 FLK    [F] = 70,5.0,594 = 41,877 (MPa). Ứng suất cho phép khi quá tải Với bánh vít đồng thanh thiếc: [H]max = 4ch =4.100 = 400 (MPa) [F]max = 0.8ch =0,8.100 = 80 (MPa) 2.2.3. Xác định các thông số cơ bản a) Xác định khoảng cách trục Với u = 17,5; chọn Z1 = 2  Z2 = u.Z1 =17,5.2 = 35 (răng); Với Z1 = 2, chọn sơ bộ hiệu suất η = 0,78, T2 = 91919,55 (Nmm) Tính sơ bộ q: q = 0,3.Z2 = 0,3.35 = 10,5. Theo bảng 7.3 chọn q = 10 Chọn sơ bộ KH = 1.3 Tính sơ bộ khoảng cách trục:     2 23 2 2 2 3 170 [ ] 170 91919,55.1,3 35 10 98,4 ( ) 35.164,25 10 H w H T K a Z q Z q mm                  16 | P a g e ta lấy aw = 100 mm. b) Xác định môđun Mô đun dọc của trục vít đƣợc xác định: 2 2 2.100 4,44 10 35 wam q z      Tra bảng 7.3 [1] ta chọn m = 5 Tính lại khoảng cách trục: aw = 0,5m(Z2 + q) = 0,5.5(35 + 10) = 112,5 (mm); Chọn aw =110 mm. Tính hệ số dịch chỉnh: x= aw/m - 0,5(q+Z2) = 110/5 - 0,5(10 + 35)= - 0,5 (mm); và - 0,7 < x < 0,7  thoả mãn điều kiện dịch chỉnh. 2.2.4. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 3 2 2 2 170 . [ ]HH H w Z q T K Z a q          (*) Vận tốc trƣợt tính theo công thức: vs =  dw1 n1 /(60000.cos w) trong đó: w = arctg [Z1/(q + 2x)] = arctg[2/(10 – 2.0,5)] = 12,5 dw1 = (q + 2x)m = (10 – 2.0,5)5 = 45 (mm)  vs = .45.2880/(60000.cos 12,5) = 6,951 (m/s). Nhƣ vậy vật liệu đã chọn làm bánh vít phù hợp với điều kiện làm việc; Với [H] = 164,25 (MPa) 17 | P a g e Theo bảng 7.4[1]: f = 0,0194; υ = 1,02705 Góc vít trên trục chia:  = arctg(Z1/q) = arctg(2/10) = 11,3 Hiệu suất bộ truyền:  = 0,95tg / tg( + ) = 0,95tg(11,3) / tg(11,3 + 1,02705) = 0,87 Do đó: T2 = 91919,55.0,87 = 79970 (Nmm) Hệ số tải trọng: KH = KH . KHv 3 22 2max 1 1 mH TZ K T               Với:  = 86 (bảng 7.5[1]).      2 2 2 2max 2max 2 4 2 2 1 0,7 0,5 0,8 8 8 8 tb i i i i i T T t n T T t n                3 35 1 1 0,8 1,014 86 HK           KHv – hệ số tải trọng động, KHv = 1,2  KH = 1,014.1,2 =1,22 Do đó:     3 170 35 10 79970.1,22 35 110 10 125,53 [ ] 164,25 . H HMPa MPa              Thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc. 2.2.5. Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn 2 2 2 1,4. . . [ ] cos F F F F T Y K b d m      trong đó: KF = KFβ.KFv = KHβ.KHv = 1,014.1,2 = 1,22 – hệ số tải trọng; d2 = m.Z2 = 5.35 = 175 (mm) – đƣờng kính vòng chia bánh vít; 18 | P a g e b2 – chiều rộng bánh vít, b2 ≤ 0,75da1 = 0,75m(q + 2) = 0,75.5(10 + 2) = 45 (mm) ta chọn b2 = 25 (mm) YF – hệ số dạng răng, với Zv = 37,12; tra bảng 7.8[1] ta đƣợc YF = 1,6 Do đó : 1,4.79970.1,6.1,22 10,2 [ ] 41,877 ( ) 25.175.5.cos11,3 F F MPa     2.2.6. Kiểm nghiêm răng bánh vít về quá tải Để tránh biến dạng dƣ hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không đƣợc vƣợt quá một giá trị cho phép: max max[ ]H H qt HK    max max125,53. 1,5 153,74 (MPa) < [ ] 400 (MPa)H H    Thoả mãn điều kiện tiếp xúc Để trạnh biến dạng dƣ hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít, ứng suất uốn cực đại không đƣợc vƣợt quá giá trị cho phép: max max. 10,2.1,5 15,3 < [ ] 80 (MPa)F F qt FK      Thoả mãn điều kiện 2.2.7. Xác định các kích thước hình học của bộ truyền Khoảng cách trục: aw = 110 (mm) Hệ số dịch chỉnh: x = -0,5 Đƣờng kính vòng chia: d1 = 50 (mm); d2 = 175 (mm) Đƣờng kính vòng đỉnh: da1 = 60 (mm); da2 = 180 (mm) Đƣờng kính vòng đáy: df1 = 38 (mm0; df2 = 158 (mm) Chiều rộng bánh vít: b2 = 25 (mm) Góc ôm: δ = 25,77 19 | P a g e 2.2.8. Nhiệt truyền động trục vít Diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc (với Aq ~ 0,3 A)       1 0 1000 1 0,7 1 0,3t tq d P A K K t t               2 0 0 2 0 0 0 1 1,25 4 2 2 1. 0,7. 0,5. 8 8 8 W0,25; 13 ; 40 ; 70 ; 20 i i ck ck t tq d Pn t t K m C wK t C m C t C                           Khi đó:       21000.3,98 1 0,87 0,3542 (m ) 0,7.13 1 0,25 0,3.40 1,25 70 20 A         2.3. Thiết kế bộ truyền trục vít cấp chậm Các thông số đầu vào: P = 1,584 (kW); n = 164,57 (vg/ph); u = 18,86; T = 91919,55 (Nmm) Số giờ làm việc 23360 (giờ) 2.3.1. Tính sơ bộ vận tốc trượt 3 23 2 2 2 3 23 8,8.10 8,8.10 1,584.18,86.164,57 0,82 / sbv P u n m s      Với vsb = 0,82 < 2, nên ta dùng gang để chế tạo bánh vít, cụ thể là gang xám tƣơng đối mềm CҶ 18-36, có σb = 180 (MPa), σch = σbu = 360 (MPa). Chọn vật liệu chế tạo trục vít là thép carbon trung bình 45 đƣợc tôi bề mặt đạt độ rắn 50 HRC, sau đó đƣợc mài và đánh bóng. 20 | P a g e 2.3.2. Xác định ứng suất cho phép a) Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] = [σHO]KHL trong đó: [σHO] - ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 10 7 chu kỳ [σHO] = 0,9.σb = 0,9.180 = 162 (MPa) KHL – hệ số tuổi thọ, 78 10 / HHL EK N với NHE – là số chu kỳ thay đổi ứng suất tƣơng đƣơng     4 2 2 2max 4 44 6 7,21 60 4 2 2 60.23360. 1 0,7 0,5 8 8 8 5817251 5,82.10 i HE i i T N n t T                   do đó: 7 68 10 / (5,82.10 ) 1,07HLK   [σH] = 162.1,07 = 173,34 (MPa) b) Ứng suất uốn cho phép Với bánh vít bằng vật liệu gang, bộ truyền quay 1 chiều [F] = 0,12 σbu = 0,12.360 = 43,2 (MPa) Ứng suất cho phép khi quá tải: với bánh vít làm bằng gang [H]max = 1,5. [σH] = 1,5.173,34 = 260 (MPa) [F]max = 0,6.b = 0,6.180 = 108 (MPa) 2.3.3. Xác định các thông số cơ bản a) Xác định khoảng cách trục Với u = 18,86; chọn Z1 = 2  Z2 = u.Z1 =18,86.2 = 37,72 (răng); 21 | P a g e Ta chọn 38 T2 = 689175,26 (Nmm) Tính sơ bộ q: q = 0,3.Z2 = 0,3.38 = 11,4. Theo bảng 7.3 chọn q = 12,5 Chọn sơ bộ KH = 1.3 Tính sơ bộ khoảng cách trục:     2 23 2 2 2 3 170 [ ] 170 689175,26.1,3 38 12,5 183,2 ( ) 38.173,34 12,5 H w H T K a Z q Z q mm                  ta lấy aw = 180 mm. b) Xác định môđun Mô đun dọc của trục vít đƣợc xác định: 2 2 2.180 7,13 12,5 38 wam q z      Tra bảng 7.3 [1] ta chọn m = 8 Tính lại khoảng cách trục: aw = 0,5m(Z2 + q) = 0,5.8(38 + 12,5) = 202 (mm); Chọn aw = 200mm. Tính hệ số dịch chỉnh: x= aw/m - 0,5(q+Z2) = 200/8 - 0,5(12,5+38)= - 0,25 (mm); và - 0,7 < x < 0,7  thoả mãn điều kiện dịch chỉnh. 2.3.4. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc 3 2 2 2 170 . [ ]HH H w Z q T K Z a q          (*) 22 | P a g e Vận tốc trƣợt tính theo công thức: vs =  dw1 n1 /(60000.cos w) Trong đó: w = arctg [Z1/(q + 2x)] = arctg[2/(12,5 - 2.0,25)] = 9,5 dw1 = (q + 2x)m = (12,5 - 2.0,25).8 = 96 (mm) Vì vậy: vs = .96.164,57 / (60000.cos 9,5) = 0,839 (m/s). Nhƣ vậy vật liệu đã chọn làm bánh vít phù hợp với điều kiện làm việc; Với [H] = 173,34 (MPa) Theo bảng 7.4[1]: f = 0,04822; υ = 2,764 Góc vít trên trục chia:  = arctg(Z1/q) =arctg(2/12,5) = 9,1 Hiệu suất bộ truyền:  = 0,95tg / tg( + ) = 0,95tg(9,1) / tg(9,1 + 2,764) = 0,724 Do đó: T2 = 689175,26.0,724 = 498963 (Nmm) Hệ số tải trọng: KH = KH . KHv 3 22 2max 1 1 mH TZ K T               Với:  = 125 (bảng 7.5[1]).      2 2 2 2max 2max 2 4 2 2 1 0,7 0,5 0,8 8 8 8 tb i i i i i T T t n T T t n                3 38 1 1 0,8 1,006 125 HK           KHv – hệ số tải trọng động, KHv = 1,2 Nên: KH = 1,006.1,2 =1,2072 23 | P a g e      3 170 38 12,5 .1,2072 38 200 12,5 124,6 [ ] 17 49896 34 3 3, . H HMPa MPa             thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc. 2.3.5. Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn 2 2 2 1,4. . . [ ]F FF F n T Y K b d m    trong đó: mn = m.cosγ = 8.cos(9,1) = 7,9 – mô đun pháp của răng bánh vít; KF = KFβ.KFv = KHβ.KHv = 1,006.1,2 = 1,2072 – hệ số tải trọng; d2 = m.Z2 = 8.38 = 304 (mm) – đƣờng kính vòng chia bánh vít; b2 – chiều rộng bánh vít, b2 ≤ 0,75da1 = 0,75m(q + 2) = 0,75.8(12,5 + 2) = 87 (mm) ta chọn b2 = 60 (mm) YF – hệ số dạng răng, với Zv = 39,5 tra bảng 7.8[1] ta đƣợc YF = 1,53 Do đó : 1,4. .1,53.1,2072 8,95 [ ] = 43,2 (MPa) 60.304.7 4 6 ,9 989 3 F F    2.3.6. Kiểm nghiêm răng bánh vít về quá tải Để tránh biến dạng dƣ hoặc dính bề mặt răng, ứng suất tiếp xúc cực đại không đƣợc vƣợt quá một giá trị cho phép: max max[ ]H H qt HK    max max124,6. 1,5 152,6 (MPa) < [ ] 260 (MPa)H H    Thoả mãn điều kiện tiếp xúc Để trạnh biến dạng dƣ hoặc phá hỏng tĩnh chân răng bánh vít, ứng suất uốn cực đại không đƣợc vƣợt quá giá trị cho phép 24 | P a g e max max. 8,95.1,5 13,425 < [ ] 108 (MPa)F F qt FK      Thoả mãn điều kiện 2.3.7. Xác định các kích thước hình học của bộ truyền Khoảng cách trục: aw = 200 (mm) Hệ số dịch chỉnh: x = - 0.25 Đƣờng kính vòng chia: d1 = 100 (mm); d2 = 304 (mm) Đƣờng kính vòng đỉnh: da1 = 116 (mm); da2 = 316 (mm) Đƣờng kính vòng đáy: df1 = 80,8 (mm); df2 = 280,8 (mm) Chiều rộng bánh vít: b2 = 60 (mm) Góc ôm: δ = 32,4 2.3.8. Nhiệt truyền động trục vít Diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc (với Aq ~ 0,3 A)       1 0 1000 1 0,7 1 0,3t tq d P A K K t t               2 0 0 0 02 0 1 1,25 4 2 2 1. 0,7. 0,5. 8 8 8 W0,23; 13 ; 40 ; 90 ; 20 i i ck ck t tq d Pn t t K m C wk t C t C m C                           Khi đó:       21000.1,584 1 0,724 0,2154 (m ) 0,7.13 1 0,23 0,3.40 1,25 90 20 A         2.3.9. Kiểm tra sai số vận tốc Ta có: 2880 4,363 (v/ph) 17,5.18,86.2 dc thuc thuc n n u    Ta có: 4,363 4,36 4 5 .100% .100% 0,0 ,365 5% 4%thuc n n n n        25 | P a g e CHƢƠNG 3: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 3.1. Thiết kế trục 3.1.1. Các lực tác dụng lên trục a) Trục vít số 1( trục vít cấp nhanh) Lực dọc trục: Fa1 = 2T2/d2 = 2.79970/175 = 913,9 (N) Lực vòng: Ft1 = Fa1.tg(γ + υ) = 913,9.tg(11,3 + 1,02705) = 199,7 (N) Lực hƣớng tâm: 1 1 2 .cos . .cos cos( ) 913,9.cos(1,02705) . 20.cos(11,3) 333,8 (N) cos(11,3 1,02705) a r r F F F tg tg            Lực tác dụng của khớp nối: ta chọn khớp nối là loại nối trục vòng đàn hồi có: (0,2 0,3).k tF F  với: 1 2 2.13197,6 527,9 (N) 50 t t T F D    (giá trị của Dt tra bảng 16.10a theo ddc =28 (mm)) (0,2 0,3).527,9 105,58 158,37kF     ta chọn Fk = 120 (N) b) Trục vít số 2 (trục vít cấp chậm) Lực dọc trục: Fa2 = Ft1 = 199,7 (N) Fa3 = Ft4 = 2.498963/304 = 3282,65 (N) Cả 2 lực này cùng phƣơng ngƣợc chiều nên Fa = 3082,95 (N) Lực hƣớng tâm: Fr2 = 333,8 (N) 3 3 4 .cos . .cos cos( ) a r r F F F tg         3082,95.cos(2,764) . 20.cos(9,1) 1130,85 (N) cos(9,1 2,764) tg   26 | P a g e Lực vòng: Ft3 = Fa4 = Fa3.tg(γ + υ) = 3082,95.tg(9,1 + 2,764) = 647,7 (N) Ft2 = 913,9 (N) c) Trục đầu ra số 3 Lực dọc trục: Fa4 = 647,7 (N) Lực hƣớng tâm: Fr4 = Fr3 = 1130,85 (N) Lực vòng: Ft4 = Fa3 = 3282,65 (N) Lực tác dụng do bộ truyền ngoài: Fr = 6900 (N) 3.1.2. Tính sơ bộ đường kính trục Ta dùng công thức thực nghiệm để tính: d1 = (0,81,2)dđc = (0,8 1,2).28 = 22,433,6, ta chọn d1 = 30 (mm) với dđc – đƣờng kính trục động cơ điện d2 = (0,30,35)aw = (0,30,35).110 = 3338,5, ta chọn d2 = 35 (mm) với aw là khoảng cách trục d3 = (0,30,35)aw = (0,30,35).200 = 6070, ta chọn d2 = 65 (mm) 3.1.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Chiều rộng ổ lăn (bo) ta có thể xác định đƣợc gần đúng nhƣ sau: Bảng 3.1: Chiều rộng ổ lăn d, mm 30 35 65 bo , mm 19 21 33 Chiều dài may ơ đĩa xích: lm33 = (1,21,5)d3 = 7897,5, ta chọn 80 (mm) Chiều dai may ơ bánh vít trên bộ truyền cấp nhanh: lm22 = (1,21,8)d2 = 4563, ta chọn 50 (mm) Chiều dai may ơ bánh vít trên bộ truyền cấp chậm: lm32 = (1,21,8)d3 = 78117, ta chọn 80 (mm) Chiều dai may ơ nửa khớp nối: lm13 = (1,21,4)d1 = 3242, ta chọn 35 (mm) 27 | P a g e Khoảng công xôn trên trục 1: lc13 = 57 (mm) Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp: k1 = 10 Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp: k2 = 10 Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15 Các giá trị khoảng cách: l13 = lc13 = 57 (mm) l11 = 300 (mm) l12 = 284/2 = 150 (mm) l22 = 55,5 (mm) l21 = 300 (mm) l23 = 244,5 (mm) l32 = 150 (mm) l31 = 300(mm) lm33 = 80 (mm) 3.1.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục a) Trục 1 Sơ đồ trục và các lực tác dụng lên trục Hình 3.1: Sơ đồ các lực tác dụng lên trục 1 Phản lực tại các gối đỡ: Tổng các lực tác dụng lên trục theo phƣơng x bằng 0: -Fx0 + Fr1 - Fx1 = 0 (1) Fr1.l12 – Fx1.l11 = 0, do đó: Fx1 = Fr1.l12 / l11 = 333,8.150/300 = 166,9 (N) Ft1 Fa1 Fr1 l12 l11 l13 Fx0 F y0 Fx1 F y1 z xy Fk 28 | P a g e Thế Fx1 và phƣơng trình 1 ta đƣợc: -Fx0 + Fr1 = 166,9 => Fx0 = 166,9 (N) Theo phƣơng y: -Fy0 - Ft1 + Fk + Fy1 = 0 (2) -Ft1.l12 + Fy1.l11 - Fk.l13 = 0, do đó: Fy1 = ( Ft1.l12 + Fk.l13 )/l11 = 122,65 (N) Thế vào (2) ta đƣợc: Fy0 = 42,95 (N) Phản lực tổng hợp trên gối đỡ: F10 = 172,34 (N); F11 = 207,12 (N) Biểu đồ momen: Hình 3.2: Biểu đồ momen trục 1 Momen uốn tổng hợp: M11 = M13 = 0 Ft1 Fa1 Fr1 l12 l11 l13 Fx0 F y0 Fx1 F y1 Fk 6840 18397,5 25035 13917,6 Mx My T 29 | P a g e M10 = 6840 (Nmm) M12 = 31068 (Nmm) Momen tƣơng đƣơng: Mtđ11 = 11429,4 (Nmm) Mtđ12 = 33103,67 (Nmm) Mtđ13 = 11429,4 (Nmm) Mtđ10 = 13319,8 (Nmm) Đƣờng kính trục tại các tiết diện: d11 = d10 = 30 (mm) Hình 1.1 d12 = 38 (mm) d13 = 28 (mm) b) Trục 2 Sơ đồ trục và các lực tác dụng lên trục Hình 3.3: Các lực tác dụng lên trục 2 Phản lực tại các gối đỡ: Fx1 = 860 (N) Fx0 = 62,95 (N) Fy1 = 696,95 (N) Fy0 = 864,65 (N) Phản lực tổng hợp tại gối đỡ: F21 = 1106,95 (N); F20 = 866,94 (N) Fr2 Fa2 Ft2 Fr3 Fa3 Ft3 l22 l23 l21 Fx0 F y0 Fx1 Fy1 z xy 30 | P a g e Biểu đồ momen: Hình 3.4: Biểu đồ momen trục 2 Momen uốn tổng hợp: M20 = M21 = 0 M22 = 50841,63 (Nmm) M23 = 61435,75 (Nmm) Momen tƣơng đƣơng: Mtđ20 = Mtđ21 = 69256,05 (Nmm) Mtđ22 = 85914,33 (Nmm) Mtđ23 = 92578,36 (Nmm) Đƣờng kính trục tại các tiết diện: d21 = d20 = 30 (mm) d22 = 34 (mm) d23 = 40 (mm) c) Trục 3 Sơ đồ các lực tác dụng lên trục: Fr2 Fa2 Ft2 Fr3 Fa3 Ft3 Fx0 F y0 Fx1 Fy1 50721,45 38680,725 3493,725 47730 79970 Mx My T 31 | P a g e Hình 3.5: Các lực tác dụng lên trục 3 Phản lực tại các gối đỡ: Fx1 = 565,425(N); Fx0 = 565,425(N); Fy1 =10381,325(N); Fy0 = 198,675(N) Biểu đồ momen: Hình 3.6: Biểu đồ momen trục 3 Fr4 Ft4 Fa4 l32 l31 l33 Fx0 F y0 Fx1 F y1 z xy Fr Fr4 Ft4 Fa4 Fx0 F y0 Fx1 F y1 Fr Mx My T 29801,25 552000 84813,75 498963 32 | P a g e Momen uốn tổng hợp: M30 = 0 M31 = 552000 (Nmm) M32 = 89897,1 (Nmm) M33 = 0 (Nmm) Momen tƣơng đƣơng: Mtđ30 = 432114,6 (Nmm) Mtđ31 = 701018,6 (Nmm) Mtđ32 = 441366,7 (Nmm) Mtđ33 = 432114,6 (Nmm) Đƣờng kính trục tại các tiết diện: d31 = d30 = 50 (mm) d32 = 55 (mm) d33 = 45 (mm) 3.1.5. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Kết cấu trục đảm bảo đƣợc độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau: 2 2 . [ ] j j j j j s s s s s s        trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, chọn [s]=2 sσj và sτj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j 1 aj 1 aj . . . . j dj mj j dj mj s K s K                     Ta có vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σb = 600 (MPa), 1 0,35 100 0,35.600 100 310 (MPa)b       1 10,58. 0,58.310 179,8 (MPa)     33 | P a g e tra bảng 10.7[1] ta có: 0,05 0    Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó: aj max 0 W mj j j j M       Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó: max oj/ 2 / 2Wmj aj j jT     Các tiết diện nguy hiểm: Trên trục I: tiết diện 12, tiết diện lắp ổ lăn 10 Trên trục II: tiết diện lắp bánh vít 22, tiết diện 23 Trên trục III: tiết diện lắp bánh vít 32, tiết diện lắp đĩa xích 33, tiết diện lắp ổ lăn 31 Chọn lắp ghép: các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh vít, bánh đai theo k6 kết hợp với lắp then Momnen cản uốn và momen cản xoắn ứng với các tiết diện trên trục I: Tại tiết diện 12: có d12 = 38 (mm), 3 3 312 12 .38 W 5387 (mm ) 32 32 d     3 3 312 12 .38 W 10774 (mm ) 16 16 o d     Tại tiết diện 10: có d10 = 30 (mm) lắp ổ lăn ta có: 3 3 310 10 .30 W 2650,72 (mm ) 32 32 d     34 | P a g e 3 3 310 10 .30 W 5301,44 (mm ) 16 16 o d     Momen cản uốn và cản xoắn ứng với các tiết diện trên trục II: Tiết diện 22: có d22 = 34 (mm), có rãnh then nên ta có: 3 2 3 2 322 1 22 1 22 22 ( ) .34 10.5(34 5) W 3240,3 (mm ) 32 2 32 2.34 d bt d t d         3 2 3 2 322 1 22 1 22 22 ( ) .34 10.5(34 5) W 7098,94 (mm ) 16 2 16 2.34 o d bt d t d         Tiết diện 23 có d23 = 40 (mm) ta có: 3 3 323 23 .40 W 6283,2 (mm ) 32 32 d     3 3 323 23 .40 W 12566,4 (mm ) 16 16 o d     Momen cản uốn và cản xoắn ứng với các tiết diện trên trục III: Tiết diện 31: có d31 = 50 (mm) 3 3 331 31 .50 W 12271,85 (mm ) 32 32 d     3 3 331 31 .50 W 24543,7 (mm ) 16 16 o d     Tiết diện 32 có d32 = 55, có rãnh then 3 2 3 2 332 1 32 1 32 32 ( ) .55 16.7(55 6) W 13889,2 (mm ) 32 2 32 2.55 d bt d t d         3 2 32 1 32 1 32 32 3 2 3 ( ) W 16 2 .55 16.7(55 6) 30223 (mm ) 16 2.55 o d bt d t d          35 | P a g e Tiết diện 33 có d33 = 45, lắp rãnh then: 3 2 3 2 333 1 33 1 33 32 ( ) .45 14.5,5(45 5,5) W 6849,85 (mm ) 32 2 32 2.45 d t d t d         3 2 33 1 33 1 33 32 3 2 3 ( ) W 16 2 .45 14.5,5(45 5,5) 15796 (mm ) 16 2.45 o d bt d t d          Ta có bảng kích thƣớc then, giá trị momen cản uốn, momen cản xoắn ứng với các tiết diện: Bảng 3.2: Giá trị momen cản uốn và cản xoắn Tiết diện Đƣờng kính trục b x h t1 W (mm 3 ) Wo (mm 3 ) σa τm =τa 10 30 - - 2650,72 5301,44 2,58 1,25 12 38 - - 5387 10774 5,77 0,61 22 34 10 x 8 5 3240,3 7098,94 15,7 5,63 23 40 - - 6283,2 12566,4 9,78 3,18 31 50 - - 12271,85 24543,7 44,98 10,16 32 55 16 x 10 6 13889,2 30223 6,47 8,25 33 45 14 x 9 5,5 6849,85 15796 0 15,8 Ta có: ( / 1)dj x yK K K K     ( / 1)dj x yK K K K     với: Kx = 1,06; Ky = 1 Tra bảng 10.12, Kσ =1,76; Kτ =1,54 (đối với trục II và trục III). Vì trục 1 không có rãnh then nên Kσ và Kτ không xác định. Tra bảng 10.10, ta có hệ số kích thƣớc kể đến ảnh hƣởng của kích thƣớc 36 | P a g e tiết diện trục đến giới hạn mỏi là: ԑσ10 = 0,8; ԑτ10 = 0,85; ԑσ12 = 0,77; ԑτ12 = 0,81; ԑσ22 = 0,75; ԑτ22 = 0,795 ԑσ23 = 0,73; ԑτ23 = 0,78; ԑσ31 = 0,69; ԑτ31 = 0,75; ԑσ32 = 0,68; ԑτ32 = 0,745 ԑσ33 = 0,7; ԑτ33 = 0,76 Bảng 3.3: Bảng tính hệ số an toàn Tiết diện d (mm) Kσd Kτd Sσ Sτ S 10 30 2,26 1,87 53,2 76,9 43,8 12 38 2,34 1,96 23 150,4 22,7 22 34 2,4 2,0 8,2 16 7,3 23 40 2,47 2,03 12,8 27,9 11,6 31 50 2,6 2,11 2,65 8,4 2,5 32 55 2,65 2,13 18,1 10,2 8,9 33 45 5,57 2,1 - 5,4 5,4 Hệ số an toàn cho phép thông thƣờng [s] = 1,52,5, từ bảng trên ta thấy các giá trị hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đều thoả mãn điều kiện về độ bền mỏi. 3.1.6. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (nhƣ khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Điều kiện kiểm tra độ bền tĩnh: 2 23 [ ]td      trong đó: 3 max / (0,1d )M  3 max / (0,2 )T d  37 | P a g e [ ] 0,8 0,8.100 80 (MPa)ch    với σch – giới hạn chảy của vật liệu chế tạo trục nhỏ nhất là σch = 100 (MPa) Mmax và Tmax – momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại các tiết diện nguy hiểm lúc quá tải. Ta có bảng giá trị và kết quả tính toán: Bảng 3.4: Bảng kiểm tra về độ bền tĩnh Tiết diện Đƣờng kính d Mmax Tmax σ τ σtd 10 30 6840 13917,6 2,53 2,58 5,14 12 38 25035 13917,6 5,56 1,27 5,98 22 34 50721,45 79970 12,9 10,17 21,83 23 40 47730 79970 7,46 6,25 13,15 31 50 552000 498963 44,16 19,96 56,08 32 55 84813,75 498963 5,1 15 26,48 33 45 0 498963 0 27,38 47,42 Từ bảng trên ta thấy tại các tiết diện đều có giá trị nhỏ hơn giá trị cho phép, do đó đảm bảo điều kiện về độ bền tĩnh. 3.1.7. Kiểm nghiệm trục về độ cứng Vì kích thƣớc trục đƣợc xác định theo độ bền không phải bao giờ cũng đảm bảo độ cứng cần thiết cho sự làm việc bình thƣờng của các bộ truyền và các ổ, cũng nhƣ độ chính xác của cơ cấu. a) Độ cứng võng Khi độ võng f quá lớn sẽ làm cho các bánh răng ăn khớp bị nghiêng, làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, còn khi góc xoay θ quá lớn sẽ làm kẹt các con lăn trong các ổ, vì vậy điều kiện đảm bảo độ cứng uốn sẽ là: f ≤ [f] θ ≤ [θ] trong đó: [f] – độ võng cho phép 38 | P a g e [θ] – góc xoay cho phép, [θ] = 0,005 rad ( ở đây θ luôn nhỏ hơn [θ] ta có: 2 23 1 1. 48 t rl F Ff EJ   với trục 1: [f] = 0,03150,063 mà f = 0,0256 với trục 2: [f] = 0,040,08 mà f = 0,326 với trục 3: [f] = 0,08 mà f = 0,0427 nên trục đảm bảo độ cứng võng b) Độ cứng xoắn Độ cứng xoắn có ý nghĩa quan trọng đối với các cơ cấu phân độ, máy phay răng, vì chuyển vị góc làm giảm độ chính xác chế tạo và nhiều tác hại khác, vì vậy cần hạn chế biến dạng xoắn. / ( ) [ ]oTlk GJ   trong đó: G – môđun đàn hồi trƣợt, G = 8.104 MPa Jo – momen quán tính độc cực, Jo = ᴨd 4 /32 (mm 4 ) l – chiều dài đoạn trục đang tính k = 1/[1 - 4γh/d] dùng cho trục có rãnh then [υ] – góc xoắn cho phép Bảng 3.5: Bảng tính độ cứng xoắn Tiết diện Đƣờng kính d Jo k υ [υ] 10 30 79522 1 2,24’ 10,71’ 12 38 204708 1 0,87’ 10,71’ 22 34 131195 1,89 1,55’ 9’ 23 40 251327 1 4,3’ 9’ 31 50 613592 1 1,09’ 11,4’ 32 55 898361 1,57 1,17’ 11,4’ 33 45 402578 1,8 3,01’ 11,4’ 39 | P a g e Kết luận: các tiết diện trên các trục đảm bảo độ cứng xoắn. Vậy các trục trong hộp giảm tốc đảm bảo đủ độ cứng. 3.2. Tính chọn ổ lăn 3.2.1. Tính chọn ổ lăn cho trục 1 Các thông số đầu vào: Số vòng quay: n = 2880 (v/ph) Thời gian sử dụng 23360 giờ Phản lực tại các gối: Fr01 = 172,34 (N), Fr11 = 207,12 (N) Đƣờng kính ngõng trục: d = 30 (mm) Lực dọc trục: Fa1 = 913,9 (N) Ta có: 1 1/ 913,9 / 207,12 4,4 0,3a rF F    nên 36 o  Vì có lực dọc trục lớn và tải trọng tác dụng lên ổ là nhỏ nên ta dùng ổ bi đỡ - chặn một dãy cho các gối đỡ 0 và 1 Với kết cấu trục và đƣờng kính ngõng trục d = 30 (mm) ta chọn ổ bi đỡ - chặn một dãy cỡ đặc biệt nhẹ có kí hiệu 46106 với các thông số nhƣ sau: Đƣờng kính trong của ổ: d = 30 (mm) Đƣờng kính ngoài của ổ: D = 55 (mm) Khả năng tải động: C = 11,2 (kN) Khả năng tải tĩnh của ổ: Co = 8,3 (kN) a) Chọn ổ theo khả năng tải động Khả năng tải động dC đƣợc tính theo công thức: . m dC Q L trong đó: Q – tải trọng quy ƣớc, kN L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay 40 | P a g e m – bậc của đƣờng cong mỏi khi thử về ổ lăn, ta chọn ổ bị nên m = 3 gọi hL là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ: 610 . / (60 )hL L n 6 6.60 /10 23360.60.2880 /10 4036,6hL L n    Xác định tải trọng động quy ước Ta có: 01 1( YF ).r a t dQ XVF k k  trong đó: Fr01 và 1aF - tải trọng hƣớng tâm và tải trọng dọc trục, kN V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên V=1 kt - hệ số kể đến ảnh hƣởng của nhiệt độ, ở đây kt = 1 dk - hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] ta đƣợc dk =1 X và Y - hệ số tải trọng hƣớng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, ta có: emax = 1,14 1 max/ 0,9139 / (1.0,20712) 4,4a rF VF e   tra bảng 11.4 ta đƣợc X = 0,3; Y = 0,66 (0,37.1.0,20712 0,66.0,9139).1.1 0,68 (kN)Q    30,68. 4036,6 10,83 (kN) < 11,2 (kN)dC   Nhƣ vậy ổ ta chọn ban đầu là thoả mãn khả năng tải động b) Chọn ổ theo khă năng tải tĩnh Điều kiện tải tĩnh của ổ: t oQ C trong đó: 1t o r o aQ X F Y F  tra bảng 11.6 ta đƣợc 0,5 Y 0,28o oX   0,5.0,20712 0,28.0,9139 0,36tQ    mà 0,36 < 8,3 (kN)t oQ C  41 | P a g e Nên điều kiện về khả năng tải tĩnh của ổ đƣợc đảm bảo. 3.2.2. Chọn ổ cho trục 2 Các thông số đầu vào: Số vòng quay: n = 164,57 (v/ph) Thời gian sử dụng 23360 giờ Phản lực tại các gối: Fr01 = 1106,95 (N), Fr11 = 866,94 (N) Đƣờng kính ngõng trục: d = 30 (mm) Lực dọc trục: Fa1 = 3082,95 (N) Ta có: 1 1/ 3082,95 /1106,95 2,785 0,3a rF F    nên 36 o  Với kết cấu trục và đƣờng kính ngõng trục d = 30 (mm) ta chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy cỡ nhẹ hẹp có kí hiệu 36206 với các thông số nhƣ sau: Đƣờng kính trong của ổ: d = 30 (mm) Đƣờng kính ngoài của ổ: D = 62 (mm) Khả năng tải động: C = 18,2 (kN) Khả năng tải tĩnh của ổ: Co = 13,3 (kN) a) Chọn ổ theo khả năng tải động Khả năng tải động dC đƣợc tính theo công thức: . m dC Q L trong đó: Q – tải trọng quy ƣớc, kN L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m – bậc của đƣờng cong mỏi khi thử về ổ lăn, ta chọn ổ bị nên m = 3 gọi hL là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ: 42 | P a g e 610 . / (60 )hL L n 6 6.60 /10 23360.60.164,57 /10 230,66hL L n    Xác định tải trọng động quy ước Ta có: 01 1( YF ).r a t dQ XVF k k  trong đó: Fr01 và 1aF - tải trọng hƣớng tâm và tải trọng dọc trục, kN V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên V=1 kt - hệ số kể đến ảnh hƣởng của nhiệt độ, ở đây kt = 1 dk - hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] ta đƣợc dk = 1 X và Y - hệ số tải trọng hƣớng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, Tƣơng tự mục 3.2.1 tra bảng 11.4 ta đƣợc X = 0,37; Y = 0,66 (0,37.1.1,107 0.66.3,083).1.1 2,44 (kN)Q    32,44. 230,66 14,96 (kN) < 18,2 = C (kN)dC   Nhƣ vậy ổ ta chọn ban đầu là thoả mãn khả năng tải động b) Chọn ổ theo khă năng tải tĩnh Điều kiện tải tĩnh của ổ: t oQ C trong đó: 1t o r o aQ X F Y F  tra bảng 11.6 ta đƣợc 0,5 Y 0,28o oX   0,5.1,107 0,28.3,083 1,42tQ    mà 1,42 < 13,3 (kN)t oQ C  nên điều kiện về khả năng tải tĩnh của ổ đƣợc đảm bảo. 3.2.3. Chọn ổ cho trục 3 Các thông số đầu vào: Số vòng quay: n = 8,83(v/ph) 43 | P a g e Thời gian sử dụng 23360 giờ Phản lực tại các gối: Fr01 = 599,3 (N), Fr11 = 10396,7 (N) Đƣờng kính ngõng trục: d = 50 (mm) Lực dọc trục: Fa = 644,7 (N) Ta có: 1 1/ 644,7 /10396,7 0,062 0,3a rF F    nên 0 o  Với kết cấu trục và đƣờng kính ngõng trục d = 50 (mm) ta chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy cỡ nhẹ hẹp có kí hiệu 46210 với các thông số nhƣ sau: Đƣờng kính trong của ổ: d = 50 (mm) Đƣờng kính ngoài của ổ: D = 90 (mm) Khả năng tải động: C = 31,8 (kN) Khả năng tải tĩnh của ổ: Co = 25,4 (kN) a) Chọn ổ theo khả năng tải động Khả năng tải động dC đƣợc tính theo công thức: . m dC Q L trong đó:Q – tải trọng quy ƣớc, kN L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m – bậc của đƣờng cong mỏi khi thử về ổ lăn, ta chọn ổ bị nên m = 3 gọi hL là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ: 610 . / (60 )hL L n 6 6.60 /10 23360.60.8,73 /10 12,24hL L n    Xác định tải trọng động quy ước Ta có: 01 1( YF ).r a t dQ XVF k k  trong đó: Fr01 và 1aF - tải trọng hƣớng tâm và tải trọng dọc trục, kN 44 | P a g e V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay nên V=1 kt - hệ số kể đến ảnh hƣởng của nhiệt độ, ở đây kt = 1 dk - hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] ta đƣợc dk =1 X và Y - hệ số tải trọng hƣớng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, Tƣơng tự mục 3.2.1 tra bảng 11.4 ta đƣợc X = 1, Y = 0 (1.1.10,3967 0.0,6447).1.1 10,3967 (kN)Q    310,3967. 12,24 23,96 (kN) < 31,8 = C (kN)dC   Nhƣ vậy ổ ta chọn ban đầu là thoả mãn khả năng tải động b) Chọn ổ theo khă năng tải tĩnh Điều kiện tải tĩnh của ổ: t oQ C trong đó: 1t o r o aQ X F Y F  tra bảng 11.6 ta đƣợc 0,5 Y 0,47o oX   0,5.10,3967 0,47.0,6447 5,5tQ    mà 5,5 < 25,4 (kN)t oQ C  Nên điều kiện về khả năng tải tĩnh của ổ đƣợc đảm bảo. 3.3. Tính chọn then Ta chọn then bằng với các thông số: Bảng 3.6: Bảng giá trị then cho các trục Tiết diện Đƣờng kính d, mm Kích thƣớc tiết diện then Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lƣợn của rãnh r b h Trên trục t1 Trên lỗ t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 22 34 10 8 5 3,3 0,25 0,4 32 55 16 10 6 4,3 0,25 0,4 33 45 14 9 5,5 3,8 0,25 0,4 45 | P a g e 3.3.2. Kiểm tra điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt 1 2 [ ] ( ) 2 [ ] d d t c c t T dl h t T dl b          trong đó: d và c - ứng suất dập và ứng suất cắt ta cần tính, MPa d – đƣờng kính trục, d22 = 34 (mm), d32 = 55 (mm) d33 = 45 (mm) T – momen xoắn trên trục, Nmm b, h, t1 – kích thƣớc, mm lt = (0,80,9)lm , lt22 = 40 (mm) ; lt32 = 70 (mm) ; lt33 = 70 (mm) [ ]d - ứng suất dập cho phép, [ ]d = 100 (MPa) [ ]c - ứng suất cắt cho phép, [ ]c = 30 (MPa) Bảng 3.7: Bảng kiểm tra điều kiện bền cho then Tiết diện Đƣờng kính Ứng suất dập d Ứng suất căt c 22 34 38,08 11,76 32 55 64,8 16,2 33 45 90,5 22,63 Theo bảng trên ta thấy tất cả các giá trị ứng suất dập và ứng suất cắt đều nhỏ hơn giá trị cho phép. Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập và bền cắt. 46 | P a g e CHƢƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP 4.1. Thiết kế các kích thƣớc của vỏ hộp Vỏ hộp giảm tốc là một chi tiết máy quan trọng trong hộp giảm tốc, nó đảm bảo vị trí tƣơng đối giữa các chi tiết máy, các bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết máy khỏi bụi bặm Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao, khối lƣợng nhỏ, nên ta chọn vật liệu chế tạo vỏ hộp giảm tốc là gang xám có ký hiệu GX15-32 chế tạo bằng phƣơng pháp đúc. Vỏ hộp giảm tốc gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, 4.1.1. Chọn bề mặt ghép nắp và thân Bề mặt ghép của vỏ hộp là đƣờng thẳng đi qua tâm các trục, vì nhƣ thế thì việc lắp ghép các chi tiết sẽ thuận tiện hơn. Bề mặt ghép ta chọn không song song với mặt đế, nhờ đó giảm đƣợc trọng lƣợng và kích thƣớc của hộp và tạo điều kiện bôi trơn tốt cho các cặp bánh răng. 4.1.2. Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp Bảng 4.1: Kích thước vỏ hộp Tên gọi Biểu thức tính toán Giá trị Chiều dày Thân hộp,  0,03. 3 6a    9 Nắp hộp, 1 1 0,9.  8 Gân tăng cƣờng Chiều dày, e (0,8 1).e   7 Chiều cao, h 58h  50 Độ dốc 02 2 0 Đƣờng kính Bulông nền, d1 1 0,04. 10 12d a mm   16 (M16) Bulông cạnh ổ, d2 2 1(0,7 0,8).d d  12 (M12) Bulông ghép bích nắp và thân, d3 3 2(0,8 0,9).d d  10 (M10) Vít ghép nắp ổ, d4 4 2(0,6 0,7).d d  8 (M8) Vít ghép nắp cửa thăm, 5 2(0,5 0,6).d d  7 (M7) 47 | P a g e d5 Mặt bích ghép nắp và thân Chiều dày bích thân hộp, S3 3 3(1,4 1,8)S d  16 Chiều dày bích nắp hộp, S4 4 3(0,9 1).S S  15 Bề rộng bích nắp và thân, K3 3 2 (3 5) K K mm   36 Kích thƣớc gối trục Đƣờng kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2 Xác định theo kích thƣớc nắp ổ hoặc tra bảng 18.2 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 2 2 2 (3 5)K E R mm    40 Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 và C (k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ) 2 21,6.E d (không kể chiều dày thành hộp) và 2 21,3R d 3 \ 2C D nhƣng phải đảm bảo k 1,2d2 E2 = 19 R2 =16 Chiều cao, h Xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thƣớc mặt tựa h=30 (mm) Mặt đế hộp Chiều dày: khi không có phần lồi S1 S1=(1,41,7)d1 25 Chiều dày: khi có phần lồi Dd, S1 và S2 Dd xác định theo đƣờng kính dao khoét S1 = (1,41,7)d1 S2 = (11,1)d1 S1 = 25 S2 = 17 Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q K1 = 3d1 và q  K1 + 2 K1 = 48 q = 64 Khe hở giữa các chi tiết Giữa bánh răng với thành trong hộp (1 1,2)   10 Giữa đỉnh răng lớn và đáy hộp (3 5)   và phụ thuộc loại hộp giảm tốc, lƣợng dầu bôi trơn trong hộp 38 Giữa mặt bên các bánh răng với nhau   10 Số lƣợng bulông nền Z ( ) / (200 300)Z L B   L. B: chiều dài và chiều rộng của hộp Z = 6 4.1.3. Một số chi tiết phụ a) Bulông vòng hoặc móc vòng Ta chọn bulông vòng với các thông số sau: 48 | P a g e Bảng 4.2: Thông số bu lông vòng Ren, d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l≥ f b c x r r1 r2 Trọng lƣợng nâng đƣợc M10 45 25 10 25 15 22 8 6 21 2 12 1,5 3 2 5 4 250(kG) b) Cửa thăm Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp ta thiết kế một cửa thăm, đƣợc đậy bằng nắp, trên nắp ta lắp thêm nút thông hơi. Ta chọn cửa thăm có các kích thƣớc nhƣ sau: Bảng 4.3: Thông số cửa thăm A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lƣợng 100 75 150 100 125 - 87 12 M8x22 4 c) Nút thông hơi Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp. Đƣợc lắp trên nắp cửa thăm Ta chọn nút thông hơi với các thông số kích thƣớc nhƣ sau: Bảng 4.4: Thông số nút thông hơi A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 4.1.4. Chọn các chế độ lắp trong hộp giảm tốc Bảng thống kê các kiểu lắp trong hộp giảm tốc: Bảng 4.5: Các kiểu lắp trong hộp giảm tốc Stt Tên chi tiết – bộ phận Kiểu lắp Sai lệch giới hạn (µm) Hệ lỗ Hệ trục 1 Bánh vít lắp trên trục 7 34 6 H js  +20 0 +15 +2 49 | P a g e 7 55 6 H js  +30 0 +18 +2 2 Trục lắp với ổ lăn 30 6k 0 +15 +2 50 6k 0 +10 +2 3 ổ lăn lắp với vỏ hộp H7 55 7f  +30 0 -100 -290 H7 62 7f  +30 0 -100 -290 7 90 7 H f  +35 0 -120 -340 4 Then lắp trên trục 9 10 8 E h +61 +25 0 -27 9 14 8 E h +75 +32 0 -27 9 16 8 E h +81 +32 0 -27 5 Vòng chắn dầu lắp trên trục 8 30 6 D k  +119 +80 +18 +2 8 50 6 D k  +119 +80 +18 +2 6 Nối trục vòng đàn hồi 28 6k 0 +15 +2 7 Trục lắp đĩa xích 7 45 6 H n  +20 0 +18 +2 8 Bạc lót trục 8 30 6 F h  +53 +20 +15 +2 8 50 6 F h  +64 +25 +18 +2 50 | P a g e TÀI LIỆU THAM KHẢO [1]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập một. Nhà xuất bản giáo dục, 2006. [2]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập hai. Nhà xuất bản giáo dục, 2006. [3]. Ninh Đức Tốn, Nguyễn Trọng Hùng, Nguyễn Thị Cẩm Tú - Bài tập Kĩ thuật đo. Nhà xuất bản giáo dục, Hà Nội, 2006. [4]. Ninh Đức Tốn - Dung sai và lắp ghép. Nhà xuất bản giáo dục, 2004. [5]. Nguyễn Tiến Thọ, Nguyễn Thị Xuân Bảy, Nguyễn Thị Cẩm Tú - Kĩ thuật đo lƣờng kiểm tra trong Chế tạo cơ khí. Nhà xuất bản Khoa học và Kĩ thuật, 2001.