Luận văn Thiết kế các bộ truyền trong hộp giảm tốc

Luận văn Đề tài: " Thiết kế cỏc bộ truyền trong hộp giảm tốc " LỜI NÓI ĐẦU Mụn học Chi tiờ́t máy là mụ̣t mụn học quan trọng và cõ̀n thiờ́t đụ́i với sinh viờn nghành cơ khí nói chung và nghành cụng nghợ̀ ụ tụ nói riờng. Bài tọ̃p lớn Chi tiờ́t máy cũng là mụ̣t phõ̀n khụng thờ̉ thiờ́u được vì nó cung cṍp các kiờ́n thức cơ sở vờ̀ kờ́t cṍu cũng như cơ sở thực tờ́ sau khi đã học qua lý thuyờ́t. Nhưng vì là lõ̀n đõ̀u tiờn với mụ̣t cụng viợ̀c mới mẻ là vọ̃n dụng lý thuyờ́t đờ̉ giải quyờ́t những vṍn đờ̀ có liờn hợ̀ mọ̃t thiờ́t với sản xuṍt,thiờ́t kờ́ ra những chi tiờ́t và bụ̣ phọ̃n máy có hình dạng và kích thước cụ thờ̉,… nờn cũng khụng thờ̉ tránh khỏi lúng túng. Bài tọ̃p lớn mụn học Chi tiờ́t máy là tụ̉ng hợp nhiờ̀u kiờ́n thức các mụn học như: sức bờ̀n vọ̃t liợ̀u,cơ học lý thuyờ́t, nguyờn lý máy,chi tiờ́t máy ,dung sai… do vọ̃y sau khi làm xong bài tọ̃p lớn mụn học Chi tiờ́t máy càng hiờ̉u rõ các mụn học có mụ́i liờn quan và mụ́i quan hợ̀ chặt chẽ với nhau. Máy móc hõ̀u hờ́t dõ̃n đụ̣ng bằng cơ khí mà mụn học này lại có tính toán và thiờ́t kờ́ hợ̀ dõ̃n hợ̀ thụ́ng đụ̣ng cơ khí và nó là cơ sở đờ̉ thiờ́t kờ́ các mụn học khác. Viợ̀c làm bài tọ̃p lớn mụn học này giúp cho sinh viờn có tính cõ̉n thọ̃n và tỉ mỉ trong thiờ́t kờ́. Đó là các yờ́u tụ́ rṍt cõ̀n cho người làm cơ khí. Trong quá trình hoàn thành bài tọ̃p lớn khụng thờ̉ tránh khỏi sai sót do thiờ́u kinh nghiợ̀m và kiờ́n thức thực tờ́. Vì vọ̃y kính mong sự chỉ bảo và giúp đỡ của thõ̀y đờ̉ em hoàn thành bài tọ̃p lớn được tụ́t hơn. Đờ̉ hoàn thành được bài tọ̃p lớn này em xin chõn thành cảm ơn thõ̀y Ngụ Văn Giang đã tọ̃n tình chỉ dõ̃n giúp em hoàn thành tụ́t bài tọ̃p lớn mụn học Chi tiờ́t máy. Vinh,ngày 07 tháng 12 năm 2011. SVTH : Đặng Văn Hoàn Mục lục 3 I. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền. 1. Chọn động cơ : a) Xác định công suất cần thiết trên trục động cơ. Trong đó: = = 4,8 (kw) Với: _hiệu suất bộ truyền xích. _hiệu suất 1 cặp ổ lăn. _hiệu suất 1 cặp bánh răng. _hiệu suất khớp nối. Theo bảng 2-1(trang 27 sách TKCTM) chọn =0,92 ; =0,995; = 0,97; = 1 ị ị (kw) b) Xác định tốc độ đồng bộ động cơ điện. Với v_vận tốc xích tải D_Đường kính tang quay ị (v/p) Từ bảng 2-2 (32) vì là loại bánh răng rụ cấp 1 nên chọn uh= 3,8 Tỷ số truyền xích chọn và chọn ux= 4 ị ị (v/p) Chọn số vòng quay đồng bộ 450 v/p. Với = 5,45 kw, nđb= 450 v/p tra bảng P1.3 trang 238.chọn động cơ có số hiệu 4A132M8Y3 có =5,5 kw, nđc=716 v/p 2. Phân phối tỉ số truyền. a) Xác định tỉ số truyền chung b) Phân phối tỉ số truyền. Chọn ux= 4 Mà uc= ux.ubr= 19,03 ị 3. Tính toán các thông số động học. Xác định các công suất trên trục. (kw) (kw) (kw) (kw) Xác định số vòng quay của trục. n1= nđc= 970 (v/p) (v/p) (v/p) Xác định mômen xoắn trên trục. (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) II. Thiết kế các bộ truyền trong VÀ ngoài hộp giảm tốc. II.1. Tính bộ truyền ngoài – Bộ truyền xích Từ tính toán trên ta có những số liệu: Công suất trên trục: N = N= 9,51 KW Tốc độ quay của trục: n=203,78 (vòng/phút) Tỉ số truyền u = ux = 4.Tải trọng va đập vừa, bộ truyền nằm ngang 1,4T1 T1 0,7T1 2-3s t1 t2 tck Sơ đồ tải trọng 1. Chọn loại xích : Do vận tốc và công suất truyền không cao cho nên ta chọn loại xích con lăn. 2. Xác định các thông số của bộ truyền. Dạng hỏng chủ yếu và nguy hiểm nhất là mòn, do đó ta tính xích theo độ bền mòn. -Theo bảng 5.4 (sách tính toán thiết kế ...tr 80-T1 ) ứng với u = 4, ta chọn số răng đĩa nhỏ Z1 = 23, từ đó ta có số răng đĩa lớn Z2 = u. Z1= 115 - Bước xích( t ) được xác định theo công thức tính toán ( công thức 12-22) và tra bảng 12.5 [ giáo trình chi tiết máy T2 – tr 12-15 ] Ta có Tải trọng va đập vừa, lấy Kđ = 1,5 – hệ số tải trọng động Chọn khoảng cách trục a ằ 40.t Ka = 1 – hệ số chiều dài xích Bộ truyền nằm ngang Ko = 1 – hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền Bộ truyền có thể điều chỉnh được Kđc = 1- hệ số xét đến khả năng điều chỉnh Chọn phương án bôi trơn định kỳ Kb = 1,5 - hệ số xét đến điều kiện bôi trơn Bộ truyền làm việc 2 ca Kc = 1.25 - hệ số kể đến chế độ làm việc Theo công thức 5.4 (sách tính toán thiết kế ...) ta có hệ số điều kiện sử dụng xích K = Kđ . Ka . Ko . Kđc . Kb . Kc =1,5 . 1 . 1 . 1 . 1,5 . 1,25 = 2,81 Hệ số răng đĩa dẩn KZ = 25/ Z1 = 1,09 Hệ số vòng quay Kn = n0 / n1 = 50/ 80 = 0,625 ; với n0 = 50 vg/ph Hệ số xét đến số dãy xích Kx = 1 – chọn xích một dãy. Theo công thức 12 – 22 (giáo trình chi tiết máy T2 – tr 12-15) ta có công suất tính toán là Ntt = K . KZ . Kn . N / Kx = 2,81 . 1,09 . 0,625 . 2,07 / 1 = 3,64 KW theo bảng 5.5 (sách tính toán thiết kế ... T1) với n0 = 50 vg/ ph, ta chọn bộ xích một dãy có bước xích t = 31,75 mm thoả mãn điều kiện bền mòn Ntt < [N] = 5,83 KW đồng thời theo bảng 5.8 thì thoả mãn điều kiện t < tmax - khoảng cách trục sơ bộ a = 40 . t = 40 . 31,75 =1270 mm Số mắt xích được xác định theo công thức X= 2.a/ t + 0,5( Z1 + Z2 ) + (Z2 - Z1 ) 2 . t / 4P2.a Thay số ta được X = 131.6 Ta chọn số mắt xích là X = 132 ( mắt ). Ta tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức thay số ta được a = 1276,75 mm để xích không phải chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục a vừa tính được một lượng ra = ( 0,002…0,004).a do đó ta lấy a = 1274 mm Số lần va đập của xích: i = Z1 . n1 / (15. X) = 25 . 80/ (15 . 132) ằ 1< [i] = 25 (bảng 5.9) Đường kính các đĩa xích Theo công thức 5.17 (sách tính toán thiết kế ...tr 86-T1 ) Ta có : Đường kính đĩa xích dẫn d1 = t/sin(p/Z1) = 31,75 / sin(p/25) = 253,32 mm Đường kính đĩa xích bị dẫn d1 = t/sin(p/Z2) = 31,75 / sin(p/75) = 758,2 mm Lực tác dụng lên trục đĩa xích được xác định theo công thức Fr = Kt . Ft = 6. 107.Kt .N/ Z1 . n1 . t Trong đó Kt = 1,15 – là hệ số xét đến trọng lượng của xích tác dụng lên trục ( ở đây bộ truyền nằm ngang ) Thay số ta có Fr = 6. 107.1,15 . 2,07/ 25 . 80 . 31,75 = 2249.3 (N) ii.2. TíNH Bộ TRUYềN BáNH RĂNG TRONG HộP GIảM TốC Vì là hộp giảm tốc đồng trục, đã chọn tỷ số truyền u1= u2 do đó bộ truyền cấp nhanh không dùng hết khả năng tải cho nên ta tính bộ truyền cấp chậm trước , bộ truyền cấp nhanh có thể lấy gần như toàn bộ số liệu của bộ truyền cấp chậm A. tính bộ truyền cấp nhanh ( bộ truyền trục vít- bánh vít ) 1. Tính vận tốc sơ bộ vs= Chọn vật liệu làm bánh vít là đồng thanh thiếc bPOf 10-1 Chọn vật liệu làm trục vít là thép 45, tôi bề mặt đạt độ rắn HRC 451,4T1 T1 0,7T1 2-3s t1 t2 tck Sơ đồ tải trọng 2. Tính ứng suất cho phép Theo bảng 7.1[I]/146 với bánh vít làm bằng vật liệu như trên đúc trong khuôn cát có sb =120(MPa), sch = 280 (MPa). Tính ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] NHE=60. trong đó ni, T2i, số vòng quay trong 1 phút và mô men xoắn trên bánh vít trong chế độ thứ i ,i = 1,2 ,..N, N số thứ tự chế độ làm việc , ti số giờ làm việc trong chế độ thứ i , T2i là trị số được dùng để tính toán , T2 là mô men xoắn lớn nhất trong các trị số thay số ta có NHE= 60.23000 (145 + 0,54.3) = 1,681.10 6 ị KHL = ị [ sHo] = 0,85 .sb= 0,85.120 = 170 (MPa) ị [sb] = [ sHo]. KHL = 170.1,25 = 212,5 (MPa) Tính ứng suất uốn cho phép NFE = 60.= 60.5400. (19.5 + 0,59.3) = 1,622.106 KFL = ị [sFo] = 0,25.sb + 0,08.sch = 52,4 (MPa) [sF] = [sFo] . KFL= 52,4 .0 ,948 = 49,68 (MPa) ứng suất quá tải Với bánh vít bằng đồng thanh thiếc [sH]max = 4.sch = 4.280 = 1120 (MPa); [sF]max = 0,8.sch= 0,8.280 = 224(MPa); 3 .Tính thiết kế - Xác định aw: Chọn sơ bộ KH = 1,2 . Với u = 5 chọn z1 = 7 do đó z2 = z1 .u = 7.5 = 35 răng Mô men xoắn trên trục 2 là T2 = 254603 (Nmm) Chọn hệ số đường kính trục vít q = 10 Tính khoảng cách trục sơ bộ vì tải trọng thay đổi không đáng kể do đó chọn hệ số tập trung tải trọng là KHb = KFb = 1 . theo bảng 11.5 [CTMT1] *** với vận tốc trượt là v = 4,1 (m/s) ta chọn cấp chính xác chế tạo là cấp 8 do đó hệ số tải trọng động KHv = KFv = 1,2 aw = aw = Mô đun m = 2.aw/(z2 + q) = 2.132/46 = 5,73 (mm) Lấy theo tiêu chuẩn chọn mô đun m = 6,3 (mm) ịaw = vận tốc trượt vt = tính góc vít g tg g = z1/q = 2/10 = 0,2 ị g = 11018’ từ bảng 11.3 [CTMTI] /198 với góc vít trên ta chọn được hệ số ma sát f = 0,026. và góc ma sát j = 1030’ hiệu suất bộ truyền h = Kiểm nghiệm ứng suất uốn Tính số răng tương đương ztđ = z2/cos3(g) = 36/ cos3(11018’) = 38 răng tra bảng 11.6 [CTMT1]/203 ta có hệ số dạng răng YF = 1,6 Đường kính vòng chia bánh vít : d2 = m.z2 = 6,3.36 = 227 (mm) Đường kính vòng chia trục vít : d1 = m.q = 6,3. 10 = 63 (mm) Đường kính vòng đỉnh trục vít : da1 = d1 + 2.m = 63 + 2.6,3 = 75,6 (mm) Chiều rộng b2 của bánh vít : b2 = 0,75.da1= 0,75.75,6 = 56 ( mm ) ứng suất uốn trong răng bánh vít sF = < [sF] mn = m cos (g) = 6,3 . cos (11018’) = 4,17 (mm) Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc hệ số Kt = KHb = 1 + (z2 /q)3(1 – Kt) chọn q theo bảng 7.5 [I]/153 ta có : q = 86 ị KHb = 1 + (36/86)3(1-0,8125) = 1,01 ta có KHv = 1,3. ứng suất tiếp xúc sH = = (MPa) < [sH] 4. Các thông số bộ truyền Khoảng cách trục: aw = 144,9 (mm) Mô đun : m = 6,3 (mm) Hệ số đường kính : q = 10 Tỷ số truyền : u = 4 Số ren trục vít và số răng bánh vít : z1 = 2; z2 = 36 Hệ số dịch chỉnh bánh vít : x2 = 0 Góc vít : g = 11018’ Chiều dài phần cắt ren của trục vít: b1 = 90 mm Chiều rộng bánh vít : b2 = 0,75.da1 = 0,75.75,6 = 56 (mm) Đường kính vòng đỉnh bánh vít : da2 = m(z2 +2+2.x) = 6,3.(36+2 ) = 239,4 (mm) Đường kính ngoài bánh vít : daM2 = da2+1,5.m = 239,4+1,5.6,3 = 248,8(mm); Đường kính chia : d1 = 63 (mm); d2 = 277 (mm) Đường kính đỉnh : da1= 48,88 (mm); da2 = 239,4 (mm) Đường kính đáy : df1= 47,88 (mm); df2 = 211,68 (mm) 5.Tính nhiệt truyền động trục vít Diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc b = 8/(5 + 0,5.3) = 1,23 Chọn Kt = 8 W/(m2 0C ) ; y = 0,25 ; to = 250 ;Kt q= 29; A = 6.Tính lực tác dụng lên bộ truyền Ft1 = Fa2 = 2.T1/d1 = 2.17844/63 = 566(N) Ft2 = Fa1 = 2.T2/d2 = 2.254603/226,8 = 2245(N) Fr1= Fr2= Ft2.tga/cosg = 2245.tg(20)/cos(11018’) = 833(N) . III. Tính toán thiết kế trục,chọn then,khớp nối. Từ tính toán trên ta có số liệu ban đầu: Công suất trục vào (trục I ) là PI = 9,85 kw , nI = 50,95 vòng/phút, T1=96976 Nmm ở đầu vào nối với động cơ có lắp nối trục vòng đàn hồi. Công suất trên trục II là PII = 9,51 Kw , nII = 203,78 vòng/phút, T2=445679Nmm. 1. Xác định sơ đồ đặt lực. Theo công thức 10.1[1], các lực tác dụng lên trục: Trục 1: Ft1=2T1/dw11=2.96976/56=3463 N Fr1=Ft1.tgatw/cosb=3463.tg20/1=1259 N Fa1=0 Lực tác dụng tại khớp nối: Fk=0,25.2.T1/Dt Với Dt=120 mm _ đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục đàn hồi. ị Fk=0,25.2.96976/120=404 N Trục 2: Ft2=Ft1=3463 N Fr2=Fr1=1259 N Fa2=0 Ft3=2T2/dw21=2.445679/64=13927 N Fr3=Ft3tgatw/cosb=13927.tg20043’/0,9615=86907 N Fa3=Ft3.tgb=86907.tg15056’=13962 N Lực của bộ truyền xích: FXt=FXsin450=3479.sin450=2460 N FXr=FX cos450=3479.sin450=2460 N ị Sơ đồ đặt lực: Fa4 Fr Fa4 Ft2 Ft1 Fr2 Fa1 Fr1 Fr3 Fa3 Ft2 Ft4 Fa2 n2 n1 n3 g Sơ đồ dặt lực 2. Chọn vật liệu chế tạo: Thép 45 tôi cải thiện có sb= 850 MPa, ứng suất xoăn cho phép [t]= 15-30 MPa. 3. Xác định sơ bộ đường kính trục. Trục I Theo CT10.9[1], đường kính trục: Với T1=96976 Nmm , chọn [s]=30 MPa ị mm Vì trục nối với động cơ bằng khớp nối nên lấy d1=0,8dđc=0,8.32=25,6 mm Chọn d1=25 mm. Trục II, với T2=445679 Nmm, chọn [s]=40 MPa mm 3.1. loại then cho trục II Kích thước rãnh then trên trục ở đoạn lắp mayơ khớp nối (Bảng 9.1a[1]): d=40 mm ị Chiều rộng rãnh then b=12 (mm), Chiều sâu rãnh then t=5 (mm), Chiều dài rãnh then lt=60 (mm), Rãnh then được phay bằng dao phay đĩa, tải trọng va đập, dạng lắp cố định. Kiểm tra điều kiện bền dập: Với [sd] =27(MPa) (mayơ làm bằng gang, tra bảng 9.5[1]) ịsd<[sd]. Chọn d2=32 mm 4. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Tính với trục II Theo bảng 10.2[1] chiều rộng ổ lăn b0 =21 mm Theo CT 10.10[1] chiều dài mayơ bánh răng lm2=1,4d1=1,4.32=45 mm Theo CT 10.13[1] chiều dài mayơ nửa khớp nối trục đàn hồi lm13=1,8d1=1,8.32=58 mm Theo bảng 10.3[1] ta chọn các khoảng cách: k1=10 mm _ khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khảng cách giữa các chi tiết quay. k2=10 mm _ khoảng cách từ măt mút ổ lăn đến thành tỏng của hộp. k3=10 mm _ khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ. Hn=15 mm Theo bảng 10.4[1] các khoảng cách còn lại: l22=0,5(lm22+b)+k1+k2=0,5(45+21)+10+10=53 mm l23=l22+0,5(lm22+lm23)+k1=53+0,5(45+45)+10=108 mm l21=lm22+lm23+3k1+2k2+b=45+45+3.10+2.10+21=161 mm Tính trục I ị l11=l21=161 mm l12=0,5(lm13+b)+k3+hn=0,5(58+21)+10+15=64,5 mm l13=l21-l23=161-108=53 mm 5. Xác định phản lực tại các gối đỡ. Trục số I Phương trình cân bằng mômen: ị Fx10=(64,5Fk+53Ft1)/161=(64,5.151+53.1294)/161=486 N ị Fy10=53Fr1/161=53.471/161=155 N ị Fx11= Ft1- Fx10 -Fk=1294-486-151=657 N ị Fy11=Fr1-Fy10=471-155= 316 N ị biểu đồ momen. Mx1=Fy10.l08=155.108=16740 Nmm My12=108.Fx10=108.486=52488 Nmm My11=64,5.151=9740 Nmm Trục II Phương trình cân bằng mômen: ị Fy20=(108Fr3-32Fa-53Fr2)/161=(108.1482-32.1075-53.471)/161 =625 N ị Fx20=(108Ft3+53Ft2)/161=(108.3767+53.1294)/161=2953 N ị Fx21= Ft3- Fx20 +Ft2=3767-2953+1294=2108 N ị Fy21= Fr3-Fy20 - Fr2=1482-625-471=386 N ị Biểu đồ mômen lực: Mx23=53Fy20=53.=33125 Nmm Mx22=53Fy21=53.42=20458 Nmm My23=53Fx20=53.2953=156509 Nmm My22=53Fx21=53.2108=111724 Nmm Phương trình cân bằng mômen: ị Fy31=(58Fxr+53Fr4-93Fa4)/161 =(58.2460+53.3767-93.1075)/161=1505 Nmm 6. Tính chính xác đường kính các đoạn trục. Mômen tại các tiết diện nguy hiểm. Theo CT10.15 và 10.16[1] mô men tương đương tác dụng lên trục: Truc I Tại tiết diện 1 M11 = 96976 Nmm Mtđ11 = Tại tiết diện 2 lắp bánh răng Nmm Nmm Tại tiết diện lăp khớp nối Mk=0 Nmm Trục II Tại tiết diện 2: Nmm Nmm Tại tiết diện 3: Nmm Nmm Xác đường kính tại các tiết diện nguy hiểm. Trục I Theo CT 10.17[1] xác định đường kính trục với [s]=67 MPa mm Chọn d1 theo tiêu chuẩn lắp ổ lăn, d1=20 mm mm Chọn d2=25 mm mm Chọn dk=17 mm Trục II Với d<30, chọn [s] = 67 MPa theo bảng 10.5[1]. mm Chọn 30 mm Tại tiết diện 3, với d<50mm chọn [s]=55 MPa theo bảng 10.5[1]. mm Chọn 30 mm mm Vì lắp ổ lăn nên chọn d30=45 mm mm Chọn 48 mm Xuất phát từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ đường kính các đoạn trục như sau: Trục I d10=d11=20 mm; d12=25 mm; dk=17 mm Trục II d20=d21=25 mm; d22=30 mm; d23=30 mm My Mx T 96976 96976 96976 Biểu đồ mô men trục I f25 f30 f35,28 f30 Fa1 n1 Ft1 Fa1 F1x F0x l12 l13 l11 1 Fk F0y 3 0 2 F1y 7. Kiểm nghiêm về độ bền mỏi. Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục II Trục II, ta thấy có 2 tiết diện nguy hiểm đó là tiết diện 0 và tiết diện 5, vì vậy cần kiêm nghiệm về độ bền mỏi của chi tiết tại hai tiết diện này. Theo CT 10.19[1], hệ số an toàn Trong đó ss, st hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất phá và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp s-1 và t-1 giới hạn mỏi uốn và xoắn s-1=0,436sb=0,436.850=370,6 MPa t-1=0,58s-1=0,58.370,6=215 MPa sa,ta và sm,tm biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp đối với tiết diện 2: Mômen cản uốn mm3 Mômen cản xoắn mm3 đối với tiết diện 0: mm3 mm3 Vì trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó tm0=ta0=T0/2/W00=350331/2/17892= 9,8 MPa tm2=ta2=T0/2/W02=350331/2/20266= 8,6 MPa ứng suất uốn thay đổi theo chu ki đối xứng, do đó sm0=0; sa0=M0/W0=201780/8946=22,6 MPa sm2=0; sa2=M2/W2=348761/9409=37 MPa ys và yt hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7[1], ys=0,1; yt=0,05 Ksd và Ktd , theo CT 10.25 và 10.26 [1] Ksd=(Ks/es+Kx-1)/Ky Ktd=(Kt/et+Kx-1)/Ky Kx hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, tra bảng 10.8[1], Kx=1,01 Ky hệ số tăng bền bề mặt, bảng 10.9, Ky=2,0 es và et hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục Tra bảng 10.10[1] , es=0,85; et=0,79 Ks và Kt hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn Tra bảng 10.11, Ks/es=2,97; Kt/et=2,32 ị Ksd=(Ks/es+Kx-1)/Ky=(2,97+1,01-1)/2=1,49 ị Ktd=(Kt/et+Kx-1)/Ky=(2,32+1,01-1)/2=1,17 Tại tiết diện 0: ị MPa MPa ị >[s]=1,5á2,5 ị đảm bảo đủ bền. Tại tiết diện 2: ị >[s] ị đảm bảo đủ bền. f40 f40 f35 f35 l12 l22 l32 Biểu đồ mô men trục II 113582 402334 Mx 2 Fa3 F0x F1x 0 Fr2 Fa3 Ft3 Fa2 Ft2 F0y F0y 1 3 -170454 -421932 My 445679 T Kiểm nghiệm trục I và trục II ta được kết quả như sau: kích thước của then tra bảng 9.1 , trị số mô men cản uốn và cản xoắn tra bảng 10.6 ứng với tiết diện trục như sau : Tiết diện Đường kính trục b x h t1 W(mm3) Wo(mm3) sa tm=ta 1.2 25 8 x 7 4 1252 2786 44 6,5 1.0 20 785 1570 6,2 11,5 2.2 30 8 x 7 4 2290 4941 49,6 12,5 2.3 30 8 x 7 4 2290 4941 74,4 12,5 3.2 48 14 x 9 5,5 9409 20266 37,0 8,6 30 45 8946 17892 22,6 9,6 Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với các tiết diện của ba trục. Tiết diện d mm Tỉ số do tỉ số do S Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng 2 TrụcI 25 2,23 2,53 2,21 1,92 1,27 1,11 6,63 28,5 6,46 0 TrụcI 20 - 2,48 - 1,89 1,25 0,95 47,8 18,7 17,4 2 TrụcII 30 2,28 2,56 2,32 1,93 1,29 1,17 5,8 14 5,4 3 TrụcII 30 2,28 2,56 2,32 1,93 1,29 1,17 3,9 14 3,8 Vậy tất cả các tiết diện đều đảm bảo độ bền. 8. Tính và kiểm nghiệm độ bền của then. Với các tiết diện dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền đập và độ bền cắt theo 9.1 và 9.2. Kết quả tính toán như sau, với lt=1,2d D lt b x h t1 T(Nmm) (Mpa) (Mpa) 25 30 8 x 7 4 36232 32,2 12,1 30 36 8 x 7 4 123031 75,9 28,5 48 58 14 x 9 5,5 330331 67,8 17,0 Theo bảng 9.5[1], với tải trọng tĩnh [sd]=150 MPa; [tc]=60-90 MPa. Vậy tất cả các mối ghép đều đảm bảo độ bền đập và độ bền cắt. IV. Tính toán thiết kế ổ lăn. 1. Chọn ổ lăn đối với trục I ( trục vào ) Chọn ổ lăn Fr Hh ax Htg a b Các thông số tính toán : Fro = 510 N , Fr1 = 729 N Số vòng quay nI=1425 vòng/phút,đường kính trên trục lắp ổ lăn d0=d1=20 mm Thời hạn sử dụng lh=18000 h Vì không có lực dọc trục nên dùng ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ 0 và 1. Theo bảng P2.7, vì thời gian sử dụng lâu và tốc độ cao ị chọn ổ bi một dãy cỡ trung kí hiệu 304 có đường kính trong d=20 mm, đường kính ngoài D=52 mm, chiều rộng ổ lăn B=15 mm, khả năng tải động C=12,5 kN, khả năng tải tĩnh C0=7,94 kN So S3 0 3 Fr0 Fr1 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn Vì trên trục có nắp nối trục đàn hồi nên cần chọn lại Fk cùng chiều với Ft1 khi đó: ị Fx10=(53Ft1-64,5Fk)/161=(53.1294-64,5.151)/161=365 N ị Fx11= Ft1- Fx10 +Fk=1294-365+151=1080 N Như vậy phản lực tổng trên 2 gối đỡ: N N Trong khi theo tính trục thi phản lực tại hai gối là F0=510 N; F1=729 N Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm với ổ chịu tải trọng lớn hơn với Fr=Fr1=1125 N tại ổ 1. Theo công thức 11.3[1], với Fa=0, tải trọng quy ước Qo = XVFr1.kt.kđ Trong đó X _ hệ số tải trọng hướng tâm , vì đối với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X=1; V _ hệ số kể đến vòng nào quay, V=1( vòng trong quay). kt _ hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, vì t<1000C ị kt=1 kđ _ hệ số kể đến đặc tính tải trọng, vì tải trọng va đập nhẹ ị kđ=1,2 ị Q= 1.1.1125.1.1,2=1350 N Theo công thức 11.1[1], khả năng tải động Cd = Q. Trong đó: Với ổ bi m=3 L _ thời hạn L = Lh.nI.60.10-6 Lh _ thơi hạn sử dụng, Lh=18000 giờ, Vì thời gian dài ị giảm Lh=0,5Lh=9000 giờ nI _ số vòng quay trên trục I ị L=9000.1425.60.10-6=769 (triệu vòng) ịCd=1,350. =12,3 kN < C=12,5 kN Vậy điều kiện tải động thỏa mãn. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Theo 11.9[1] với Fa=0, Q0=X0Fr X0 _ hệ số tải trọng hướng tâm, bảng 11.6[1], với ổ đỡ X0=0,6 Khả năng tải tĩnh : Qt = Xo.Fr =0,6.1125=675 N < C0=7,94 kN Vậy thoả mãn khả năng tải tĩnh của ổ 2. Chọn ổ lăn cho trục II của hộp giảm tốc Các thông số tính toán : Lực dọc trục Fa = 1075( N ) Fro = 3018 ( N ) , Fr1 = 2143 ( N ) Số vòng quay nII = 411 vòng/phút , đường kính ngõng trục d20 = d21 = 25 mm Chọn loại ổ. ị chọn ổ bi đỡ chặn một dãy, cỡ trung hẹp 46305 có d=25 mm; D=62 mm; b=T=17 mm; C=21,1 kN; C0=14,9 kN. Kiểm nghiệm khả năng tải trọng động của ổ. Fro Fr3 S0 Fa1 S1 0 3 Tính tỉ số tra bảng 11.4 ta được e =0,39 tính các lực dọc trục phụ So = e.Fro = 0,39.3018 = 1177 (N) S1 = e.Fr1 = 0,39.2143 =836 (N) Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ “o” và ổ “1” là : Ta nhận thấy lấy lấy Vì vòng trong quay nên V = 1 so sánh tra bảng 11.4 được X = 1 , Y = 0 tra bảng 11.4 được X = 0,36 , Y = 0,60 Tính tải trọng động quy ước theo công thức 11.3 Qo = ( XVFro + YFao ).Kt.Kđ Với Kt = 1 ,tra bảng 11.3 ta được Kđ = 1,2 ị Qo = Fro.Kt.Kđ = 3018.1,2 = 3622 (N) Q1 = ( XVFr1 + YFa1 ).Kt.Kđ=(0,36.1.2143+0,60.2252).1.1,2=2547 N như vậy chỉ cần tính cho ổ 1 là ổ chịu lực lớn hơn với m = 3 ổ bi đỡ theo công thức 11.12 tải trọng động tương đương QE = hay QE = 2547. =2230 (N) Tuổi thọ của ổ lăn: L = Lh.n1.60.10-6 = 18000. 411.60. 10-6 = 443,9 triệu vòng Với Lh = 18000 giờ Theo công thức 11.1 : Cd = QE.=2230.=17000 N=17 kN Điều kiện Cd < C =21,1 (kN) được thoả mãn do đó ta chọn ổ bi đỡ-chặn cỡ trung hẹp có kí hiệu 46305 có : C = 21,10 kN , D = 62 mm , b=T = 17 mm , r = 2 mm , r1=1 mm , Co = 14,9 kN. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Theo bảng 11.6 với a=120, ổ đỡ chặn 1 dãy có Xo = 0,5 , Yo = 0,47 Khả năng tải tĩnh : Qt = Xo.Fr + Yo.Fa = 0,5.4048 + 0,47.1075 = 2529 ( N ) ịQt < Fro như vậy Qt < Co =20,8 KN Thoả mãn khả năng tải tĩnh của ổ 3. Chọn ổ lăn cho trục II của hộp giảm tốc: Các thông số tính toán : Lực dọc trục Fa = 1075 ( N ) Fr1 = 1546 ( N ) , Fro = 6376 ( N ) Số vòng quay nIII = 142 vòng/phút , đường kính nguog trục 45 mm8 Chọn ổ lăn. Ta có . Vì vậy ta chọn sơ bộ ổ bi đỡ- chặn một dãy cỡ trung hẹp có kí hiệu 46209 có C = 30,4 KN , Co = 23,6 KN So Fa S1 0 1 Fro Fr1 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn Tính tỉ số tra bảng 11.4 ta được e = 0,36 Tính các lực dọc trục phụ So = e.Fro = 0,36.6376 = 2295 (N) S1 = e.Fr1 = 0,36.1546 = 557 (N) Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ “o” và ổ “1” là : Ta xét lấy lấy so sánh tra bảng 11.4 được X = 1 , Y = 0 tra bảng 11.4 được X = 0,39 ; Y =0,76 Tính tải trọng động quy ước theo công thức 11.3 Q = ( XVFr + YFa ).Kt.Kđ Với Kt = 1 ,tra bảng 11.3 ta được Kđ = 1,2 Suy ra Q1 = ( XVFr0 + YFa0 )Kt.Kđ = 1.1.1546.1.1,2 = 1855 (N) Q0 = ( XVFr0 + YFa0 ).Kt.Kđ =(0,39.1.6376+0,76.2295)1.1,2 = 4230 (N) như vậy chỉ cần tính cho ổ 0 là ổ chịu lực lớn hơn L = Lh.nIII.60.10-6 =18000.142.60.10-6 = 153,4 ( triệu vòng ) Với ổ bi m = 3 QE = 4230. Theo công thức 11.1 Cd = QE.=3709. Điều kiện Cd Cd = 19,9 KN thoả mãn khả năng tải của ổ. Vậy chọn ổ bi đỡ- chặn một dãy cỡ nhẹ hẹp có kí hiệu 46209 có C = 30,4 KN , D =85 mm , b =T=19 mm , r = 2,0 mm, r1=1,0; Co = 23,6 KN Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Theo bảng 11.6 với ổ đỡ chặn cỡ ( ) có Xo = 0,5 , Yo = 0,47 Khả năng tải tĩnh : Qt = Xo.Fr + Yo.Fa = 0,5.6376 + 0,47.1075 = 3,69 ( KN ) Qt < Co = 23,6 KN thoả mãn khả năng tải tĩnh của ổ 4. Các thông số cơ bản của ổ lăn trong hộp giảm tốc khai triển thường Trục vào(trục I): Loại ổ: ổ bi đỡ một dãy. Kí hiệu:304 cỡ trung, d = 20 mm, D = 52 mm, b =15 mm, r = 2,0 mm, C = 12,5 kN, C0 = 7,94 kN. Trục trung gian(trục II): Loại ổ: ổ bi đỡ-chặn cỡ trung hẹp có kí hiệu 46305 có : C = 21,10 kN , D = 62 mm , b=T = 17 mm , r = 2 mm , r1=1 mm , Co = 14,9 kN. V. Xác định các thông số của vỏ hộp. 1. Các kính thước cơ bản của vỏ hộp. Bảng thông số liệt kê các bộ phận và số liệu : Tên gọi Biểu thức tính toán Giá trị số liệu Chiều dầy :Thân hộp d Nắp hộp d1 d = 0,03.130+3 = 8 mm d1 = 0,9.8 = 7(mm) Gân cứng vững Chiều dầy e chiều cao h Độ dốc e =(6,3 ữ 7)mm =7(mm) Đường kính bu lông: Bu lông nền d1 Bu lông cạnh ổ d2 Bu lông ghép bích lắp và thân d3 Vít ghép lắp ổ d4 Vít ghép lắp cửa thăm d5 d1 = 0,04.130+10=16mm d2 = 12(mm) d3 =10(mm) d4 = 6 (mm) d5 = 6 (mm) Mặt bích ghép lắp và thân: Chiều dầy bích thân hộp S3 Chiều dầy bích lắp hộp S4 Bề rộng bích nắp và thân k3 S3 = 16 (mm) S4 =16 (mm) K3=35 mm Kích thước gối trục : Đường kính ngoài và tấm lỗ vít D2,D3, Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ K2 Tâm lỗ bu lông cạnh ổ :E2,C(k là khoảng cách từ tâm bu lông đến mép lỗ ) Chiều cao h (Tra bảng 18-2) h xác định theo kết cấu e tâm lỗ bu lông và kích thước mặt tựa . E2=22 mm R2=16 mm C=75 mm K2=43 k=19 h=30 Mặt đế hộp (lồi ): Chiều dầy :khi không có phần lồi S1 Bề mặt đế hộp K1,q S1=(1,4ữ1,7)d1 K1=3.d1 q ³ K1+ 2.d S1 = (1,4ữ1,7).16 = 22(mm) K1= 41 (mm) q³ 45 +2.8 = 61(mm) s2=17 mm Khe hở giữa các chi tiết : Giữa bánh răng với thành trong hộp. Giưa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Giữa mặt bên của các bánh răng D ³(1á2).d D1³(3á5).d D ³ d D = 10 (mm) D1 = 25 (mm) Số lượng bu lông Trên nền Z=(L+B)\ (200–300) L , B là chiều dài và chiều rộng của hộp 2. Các chi tiết khác Bu lông vòng hoặc vòng móc : Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công ,khi lắp ghép ,hoặc khi vận chuyển …) Nên trên thân thường lắp thêm bu lông hoặc vòng móc . Ta có khoảng cách trục a1 x a2= 100-150 ịKhối lượng của hộp giảm tốc có thể là 160 (kg) Theo bảng 18-3a[1] chọn loại móc a, Ta có thông số kỹ thuật được chọn d1= 45(mm),d2=25(mm),d3 =10(mm),d4=25(mm),d5 =15(mm), h =22(mm),h1=8(mm),h2=6(mm),l ³ 21(mm) , f =2(mm),b =12(mm), c =1,5(mm), x=3(mm) , r =2(mm) , r1=5(mm),r2=4(mm) Chốt định vị Thông số được chọn theo bảng 18-4a[1] . Loại chốt định vị được chọn có hình trụ: d=8(mm) c=1,2(mm) l=40(mm) Cửa thăm kích thước lắp quan sát được lựa chọn theo bảng 18-5[1] Với cácsố liệu đượchọn A=100 (mm) B =75 (mm), A1 =150 (mm), B1=100 (mm) C =125 (mm), C1 =130 (mm), K =87 (mm), R =12 (mm) Vít M8 x 22 Số lượng là 4 cái . Nút thông hơi : Số liệu được chọn theo bảng 18-6[1] chọn A : M27 x 2 , fG =36 (mm) , O = 6 (mm) , N =22 (mm), C =30(mm) , D =15(mm), E = 45(mm), R=36(mm), B =15(mm), P =32(mm) Nắp hộp. Số liệu được chọn theo bảng 18.7[1] M 20 x 2 , b =15(mm) , m =9(mm) , f =3(mm) , L =28(mm) , C =2,5(mm) , q =17,8(mm) , D =30(mm) ,S = 22(mm) , D0 = 25,4(mm). VI. Chế độ bôi trơn và lắp ghép. Bôi trơn 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 rỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc . Do vậy đối với hệ thống bánh răng ta dùng phương pháp bôi trơn bằng dầu . Khi vận tốc vòng lớn ,công suất mất mát do khấy dầu tăng ,dầu dễ bị biến chất do bắn toé ,mặt khác các chất cạn bã dưới đáy hộp dễ bị khấy động và hắt vào chỗ ăn khớp làm cho răng bị mài mòn ,vì vậy cần đảm bảo lượng ngâm dầu cần thiết . Đối với hệ thống ổ lăn để đảm bảo điều kiện cho ổ làm việc tốt ta cần bôi trơn cho ổ bằng mỡ. Bôi trơn ổ lăn ổ lăn ở trục một được bôi trơn trực tiếp bằng dầu bôi trơn của hộp giảm tốc. Còn ổ ở các trục còn lại được bôi trơn bằng mỡ. Ta thấy các ổ đều quay với tốc độ nhỏ hơn 300v/ph và nhiệt độ thấp (<600) Chọn mỡ M. Lượng mỡ tra vào ổ lần đầu: G=0,005DB Do đó ta có khối lượng mỡ tra vao ổ lần đầu của các ổ ổ của trục II ổ của Trục III D (mm) 80 85 B (mm) 33 23 G (g) 13,2 9,775 Bôi trơn bộ truyền Dựa vào vật tốc trượt của bộ truyền trục vits ta chọn loại dầu ôtô máy kéo AK-20 có độ nhớt . Tử số chỉ độ nhớt Cetistoc, mẫu số chỉ độ nhớt Engle. Trong ngoặc chỉ dộ nhớt tương ứng ở 1000C. Bảng dung sai lắp ghép : Vị trí Đường kính Kiểu lắp Giá trị dung sai ổ lăn trục I với trục 20 k6 +2 ữ +15 (mm) Vòng chắn mỡ trục I 20 F8/ k6 +20 ữ +55 (mm) +2 ữ +15 (mm) Nắp ổ trục I 52 H7/ d11 0 ữ +30( mm) 0 ữ -100 (mm) ặ lăn trục I với bích 52 H7 0 ữ +30( mm) Bánh răng 1 25 H7/k6 0 ữ +21( mm) +2 ữ +15 (mm) Bạc lót trục I 17 F8/k6 +16ữ +43 (mm) +1 ữ +12 (mm) ặ lăn trục II với trục 25 k6 +2 ữ +15 (mm) Vòng chắn mỡ trục II 25 F8/ k6 +20 ữ +55 (mm) +2 ữ +15 (mm) Bánh răng 2 30 H7/ k6 0 ữ +21 (mm) +2 ữ +15 (mm) Bánh răng 3 30 H7/ k6 0 ữ +21 (mm) +2 ữ +15 (mm) Nắp ổ trục II 62 H7/ d11 0 ữ +30( mm) 0 ữ -100 (mm) ặ lăn trục II với bích 62 H7 0 ữ +30( mm) Tài liệu tham khảo. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập I: PGS . TS . Trịnh Trất – TS . Lê Văn Uyển Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập II: PGS . TS . Trịnh Trất – TS . Lê Văn Uyển Hướng dẫn làm bài tập dung sai: PGS . TS . Ninh Đức Tốn – TS . Đỗ Trọng Hùng