Thiết kế dẫn động băng tải

D1 Từ công thức kiểm nghiệm vận tốc: V d = 1000.60 .. 11 Dn π ≤ V max =(30ữ35)m/s →D1 ≤ 14,3.2922 1000.60.35 = 229 mm Theo bảng (5-14) chọn D1 = 220 mm Kiểm nghiệm vận tốc: )/35/30()/(6,33 60000 14,3.220.2922 max smsmVsmVd ữ=<== 2.2.2. Xác định đ−ờng kính bánh đai lớn D2 Theo công thức(5-4) ta có đ−ờng kính đai lớn: D2=iđ.D1.(1-ε ) Trong đó: iđ hệ số bộ truyền đai :ε Hệ số tr−ợt bộ truyền đai thang lấyε = 0,02 → D2 = 2,878.220.(1-0,02) = 620,5 (mm) Chọn: D2 = 630 (mm) Số vòng quay thực của trục bị dẫn: Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 11 )/(1000 630 220.2922).02,01('2 PVn =−= Kiểm nghiệm: (%)48,1%1001015 10001015 %100 ' 1 21 =−=−=Δ n nn n Sai số nΔ nằm trong phạm vi cho phép (3 ữ5)% 2.2.3. Xác định tiết diện đai Với đ−ờng kính đai nhỏ D1=220 mm, vận tốc đai Vđ =27,5m/s và Pct=7,49 (KW) tra bảng (5-13) ta chọn đai loại Б với các thông số sau (bảng 5-11): Sơ đồ tiết diện đai Kí hiệu Kích th−ớc tiết diện đai a0 h a h0 F (mm2) 14 10,5 17 4,1 138 2.3. Chọn sơ bộ khoảng cách trục A Theo điều kiện : 0,55 ++ )( 21 DD h )(2 21 DDA +≤≤ (Với h là chiều cao tiết diện đai) Theo bảng(5-16): Với: i = 2,878 chọn )(6302 mmDA == 2.4. Tính chiều dài đai L theo khoảng cách sơ bộ A Theo công thức (5-1) )(2661,2 630.4 )220630()630220( 2 14,3630.2 4 )()( 2 2 2 2 12 21 mm A DDDDAL =−+++= −+++= π Theo bảng (5-12) Lấy L = 2800 (mm) Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây Theo CT (5-20): Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 12 u = L V = 310.2800 5,27 − = 9,8 (m/s) ≤ umax =10 (m/s) 2.5. Xác định chính xác khoảng cách trục A theo L = 2800mm Theo công thức (5-2): [ ] [ ] )(703 )630220(8)630220(14,32800.2)630220(14,32800.2 8 1 )(8)(2)(2 8 1 22 2 21 2 2121 mmA DDDDLDDLA = ⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ −−+−++−= ⎥⎦ ⎤⎢⎣ ⎡ −−+−++−= ππ Kiểm tra điều kiện (5-19): 0,55 ++ )( 21 DD h )(2 21 DDA +≤≤ )(1700)(703)(478 )630220(27035,10)630220(55,0 mmmmmm ≤≤ +≤≤++ Khoảng cách nhỏ nhất mắc đai : Amin = A- 0,015L = 703- 0,015.2800 = 661(mm) Khoảng cách lớn nhất để tạo lực căng: Amax= A + 0,03L = 703 + 0,03.2800 = 787 (mm) 2.6. Kiểm nghiệm góc ôm Theo công thức (5-3) ta có: 0 0 000 0 12 0 1 1208,14657).220630( 703 1180 57).(1180 =>=−−= −−= α α DD A ⇒ Thỏa mãn 2.7. Xác định số đai cần thiết Số đai đ−ợc xác định theo điều kiện tránh xảy ra tr−ợt trơn giữa đai và bánh đai. ắ Chọn ứng suất căng ban đầu 20 /2,1 mmN=δ và theo chỉ số D1 tra bảng ta có các hệ số: [σp]o =1,74 : ứng suất có ích cho phép (bảng 5-17) =αC 0,95 :Hệ số ảnh h−ởng góc ôm (bảng 5-18) Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 13 Ct= 0,8 :Hệ số ảnh h−ởng chế độ tải trọng (bảng 5-6) Cv= 0,74 :Hệ số ảnh h−ởng vận tốc (bảng 5-19) F = 138 mm2 :Diện tích tiết diện đai (bảng 5-11) V = 27,5 (m/s) :Vận tốc đai ắ Số đai cần thiết: Theo công thức ( 5-22) có: [ ] 01,2138.74,0.95,0.8,0.74,1.5,27 49,7.1000.... .1000 0 ==≥ FCCCV PZ vtp ct ασ Lấy số đai : Z = 2 2.8. Định các kích th−ớc chủ yếu của bánh đai ắ Chiều rộng bánh đai: Theo công thức (5-23): B = (Z-1).t + 2.S Theo bảng (10-3 ) có: t = 20; S =12,5 →B = ( 2-1).20 + 2.12,5 = 45 (mm) ắ Đ−ờng kính ngoài của bánh đai: Theo công thức (5-24): + Với bánh dẫn: Dn1=D1+2h0=220+2.4,1 =228,2(mm) + Với bánh bị dẫn: Dn2=D2+2h0=630+2.4,1=638,2(mm) 2.9. Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục ắ Lực căng ban đầu với mỗi đai: Theo công thức(5-25) ta có: S0 = 0σ . F Trong đó: 0σ =1,2 N/mm2 ứng suất căng ban đầu F=138 mm2 :Diện tích tiết diện đai → S0= 1,2. 138 =165,6 (N) ắ Lực tác dụng lên trục: Theo công thức (5-26): Rđ ≈3.S0.Z sin( )2 1α Với : 01 8,146=α ; Z=2 Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 14 )(3,976) 2 8,146sin(.2.6,165.3 0 NRd ==→ Bảng 2: Các thông số bộ truyền đai Giá trị Thông số Bánh đai nhỏ Bánh đai lớn Đ−ờng kính bánh đai D1=220 (mm) D2=630 (mm) Đ−ờng kính ngoài bánh đai Dn1=228,2 (mm) Dn2=638,2 (mm) Chiều rộng bánh đai B = 45 (mm) Số đai Z = 2 đai Chiều dài đai L = 2800 (mm) Khoảng cách trục A = 703 (mm) Góc ôm 01 8,146=α Lực tác dụng lên trục Rđ = 976,3 (N) Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 15 Phần III: Thiết kế Bộ truyền bánh răng 3.1. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 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 để tăng khả năng chạy mòn của răng chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 ữ50 HB HB 1 = HB 2 + (25 ữ50)HB ắ Bánh răng nhỏ thép 45 th−ờng hóa (bảng3-6) (giả thiết đ−ờng kính phôi 100ữ300mm) Tra bảng (3-8) ta có các thông số của thép nh− sau: + Giới hạn bền kéo: σbk = 580 N/mm2 + Giới hạn chảy σch= 290 N/mm2 + Độ rắn : HB = 170 ữ 220 (Chọn HB 1=190) ắ Bánh răng lớn thép 35 th−ờng hoá (bảng3-7) (giả thiết đ−ờng kính phôi 300ữ500mm) Tra bảng (3-8) ta có các thông số của thép nh− sau: + Giới hạn bền kéo: σbk= 480N/mm2 + Giới hạn chảy σch= 240 N/mm2 + Độ rắn : HB = 140 ữ190 (Chọn HB 2 =160) (với cả bánh răng nhỏ và bánh răng lớn ta chọn phôi là phôi rèn) 3.1.2. Xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp nhanh Theo công thức (3-3) số chu kì làm việc t−ơng đ−ơng của bánh răng Ntd=60.u.Th.n Trong đó: n: số vòng quay trong 1phút của bánh răng Th: thời gian làm việc của máy u: số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng qay một vòng, u=1 - Số chu kì làm việc của bánh răng nhỏ: Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 16 Ntd1= 60.u.Th .n1 = 60.1.15500.1015 = 99,4.10 7 - Số chu kì làm việc của bánh lớn: Ntd2= 60.u.Th .n2= 60.1.15500.203 = 18,9.10 7 Theo bảng (3-9) ta chọn số chu kì cơ sở N0 = 10 7 → Ntd1 > N0 Ntd2 > N0 Do đó với cả 2 bánh răng kN ’=kN ’’=1 • Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: [ ] [ ] NtxNtxp k '.00σσ = theo bảng (3-9) ta có [ ] HBtxN 6,200 =σ Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ: [ ] 2/494190.6,2 1 mmN txNp ==σ ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: [ ] 2/416160.6,2 2 mmN txNp ==σ Để kiểm tra bền ta dùng trị số nhỏ là : [ ] 2/416 2 mmN txNp =σ • Xác định ứng suất uốn cho phép: Vì phôi rèn, thép th−ờng hoá nên lấy hệ số an toàn n =1,5 và hệ số tập trung ứng suất chân răng 8,1=σk + Giới hạn mỏi của bánh răng nhỏ: 2 1 /4,249580.43,0 mmN==−σ + Giới hạn mỏi của bánh răng lớn: 2 1 /4,206480.43,0 mmN==−σ Vì bánh răng quay một chiều nên theo công thức (3-5) có: - ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ: [ ] )/(5,138 8,1.5,1 1.4,249.5,1 . .).6,14,1( . . 2'10 1 mmN kn k kn k NN u ==ữ== − σσ σσσ Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 17 - ứng suất uốn cho phép của bánh lớn: [ ] )/(115 8,1.5,1 1.4,206.5,1 . .).6,14,1( 2''1 2 mmN kn k N u ==ữ= − σ σσ 3.1.3. Tính khoảng cách trục A - Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: k = 1,55 - Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: 4,0=Aψ áp dụng CT (3-9): [ ]3 2 26 . .. . 10.05,1).1( n Nk i iA Atx ψσ ⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛±≥ Trong đó: 2 1 n ni = = 5 : Tỉ số truyền n2 = 203 (v/p) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn N = 7,19 (KW) : công suất trên trục I ( ) )(22,196203.4,0 19,7.55,1. 5.416 10.05,115 3 26 mmA =⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛+≥→ Chọn A= 200 (mm) 3.1.4. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng -Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài đ−ợc tính theo công thức : (3-17) với n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn: )/(54,3 )15(1000.60 1015.200.14,3.2 smV =+= Theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng là cấp 8 3.1.5. Tính hệ số tải trọng k Vì các bánh răng có độ cứng HB < 350 và tải trọng không đổi nên có: ktt=1. Theo bảng (3-13) tìm đ−ợc hệ số tải trọng động kđ=1,55 Vậy hệ số tải trọng tính theo công thức (3-19): k = ktt.kđ= 1. 1,55 = 1,55 )/( )1(1000.60 ..2 1000.60 .. 111 sm i nAndV ±== ππ Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 18 Thấy hệ số tải trọng k=1,55 không khác so với hệ số tải trọng sơ bộ ksb=1,55 nên không cần tính lại A 3.1.6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng Vì đây là bánh răng trụ răng thẳng nên ta tính mô đun pháp: ắ Xác định mô đun : m = (0,01ữ0,02).A 42200).02,001,0( ữ=ữ=→ m Theo bảng (3-1) chọn m = 3 ắ Tính số răng: - Số răng bánh nhỏ: Z1 = )1( 2 +im A = )15(3 200.2 + = 22,2(răng) → Chọn Z1= 23 (răng) - Số răng bánh lớn: Z2= Z 1 .i =23.5= 115 (răng) → chọn Z2 =115 (răng) ắ Chiều rộng bánh răng nhỏ: )(80200.4,0.1 mmAb A ===ψ - Chọn b 1 = 80 (mm) - Chiều rộng bánh răng lớn nhỏ hơn chiều rộng bánh răng nhỏ khoảng 5 ữ 10mm nên chọn b 2 = 75 (mm) 3.1.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Theo công thức (3-33) có : bnZmy NK tdn u .... ..10.1,19 2 6 =σ Trong đó: k=1,55: Hệ số tải trọng N: Công suất bộ truyền (KW) y: Hệ số dạng răng n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính m : Mô đun Z td : Số răng t−ơng đ−ơng trên bánh b, σ u: Bề rộng và ứng suất tại chân răng Theo bảng (3-18): - Số răng t−ơng đ−ơng của bánh nhỏ: Z 1td = Z = 23 (răng) → Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y1= 0,429 - Số răng t−ơng đ−ơng của bánh lớn: Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 19 Z 2td = 115 (răng) → Hệ số dạng răng bánh lớn: y2 = 0,517 - Nh− vậy ứng xuất tại chân răng bánh nhỏ là : )/(5,29 80.1015.23.3.429,0 19,7.55,1.10.1,19 2 2 6 1 mmNu ==σ Ta thấy σU1< [σ]U1=138,5 → Thoả mãn - ứng xuất tại chân răng bánh răng lớn là: )/(5,24 517,0 429,0.5,29. 2 2 1 12 mmNy y uu === σσ → σU2< [σ]U2=115 N/mm2 → Thoả mãn 3.1.8. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột - Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43) +Bánh răng nhỏ [ ] 1txqtσ =2,5 .494 =1235 (N/mm 2 ) +Bánh răng lớn [ ] 2txqtσ =2,5 .416 =1040 (N/mm 2 ) Với: ) (N/mm 411 203.75 976,6.55,1.)15( 5.200 10.05,1 . .)1( . 10.05,1 236 2 36 =+=±= nb NKi iAtxqt σ → ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và bánh răng lớn - Kiểm ngiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải : + Bánh răng nhỏ [ ] 1uqtσ = 0,8. chσ =0,8.290 = 232(N/mm 2 ) 1uqtσ = znbym NK 2 6 ..10.1,19 = 80.1015.23.3.492,0 19,7.55,1.10.1,19 2 6 = 25,74(N/mm 2 ) → 1uqtσ < [ ] 1uqtσ Thỏa mãn + Bánh răng lớn [ ] 2uqtσ = 0,8. chσ =0,8.240 = 192(N/mm 2 ) )/(5,24 517,0 429,0.74,25. 2 2 1 12 mmNy y uuqt === σσ → 2uqtσ < [ ] 2uqtσ Thỏa mãn Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 20 3.1.9. Các thông số hình học cơ bản cuả bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng • Mô đun pháp mn=3 • Số răng Z1=23 răng ; Z2=115 răng • Góc ăn khớp 00 20=α • Chiều rộng răng: b 1 = 80 (mm) b 2 =75(mm) • Đ−ờng kính vòng chia: dc1 = m.z 1 = 3.23= 69 (mm) dc2 = m.z 2 = 3.115 = 345 (mm) • Khoảng cách trục: )(207 2 34569 2 21 mmddA cc =+=+= • Chiều cao răng: h = 2,25.m = 2,25.3 = 6,75 (mm) • Độ hở h−ớng tâm: c= 0,25.m = 0,25.3 = 0.75 (mm) • Đ−ờng kính vòng đỉnh răng : D 1e = dc1 +2m n =69 +2.3 = 75 (mm) D 2e = dc2 +2m n =345+2.3 = 351 (mm) • Đ−ờng kính vòng chân răng: Di1 = dc1 - 2m n - 2c =69 - 2.3 - 2.0,75 = 61,5 (mm) Di2 = dc2 - 2m n - 2c =345 - 2.3 - 2.0,75 = 337,5 (mm) Bảng3 : Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Giá trị Thông số Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn Số răng Z1=23 răng Z2=115 răng Đ−ờng kính vòng chia dc1=69 mm dc2=345 mm Đ−ờng kính vòng đỉnh răng De1=75 mm De2=351 mm Đ−ờng kính vòng chân răng Di1=61,5 mm Di2=337,5 mm Chiều rộng răng b 1 =80 mm b 2 =75 mm Môđun mn= 3 Khoảng cách trục A= 207 mm Chiều cao răng h= 6,75 mm Độ hở h−ớng tâm c= 0,75 mm Góc ăn khớp 00 20=α Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 21 3.1.10. Lực tác dụng lên trục Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên lực dọc trục Pa = 0 Theo công thức (3-49) ta có: - Lực vòng: )(9,1960 69.1015 19,7.10.55,9.2 . .10.55,9.2.2 66 N dn N d MP X ==== - Lực h−ớng tâm Pr: )(71420.9,1960. 0 0 NtgtgPPr === α 3.2. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng ngiêng 3.2.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện cho bánh răng cấp chậm - Bánh răng nhỏ thép 45 th−ờng hóa (giả thiết đ−ờng kính phôi 100ữ300mm) + Giới hạn bền kéo: σbk = 580N/mm2 + Giới hạn chảy σch= 290N/mm2 + Độ rắn : HB = 170 ữ220 (Chọn HB 1=190) - Bánh răng lớn thép 35 th−ờng hoá. (giả thiết đ−ờng kính phôi 300ữ500mm) + Giới hạn bền kéo: σbk= 480N/mm2 + Giới hạn chảy σch= 240N/mm2 + Độ rắn : HB = 140 ữ190 (Chọn HB 2 =160) (Ta chọn phôi chế tạo bánh răng là phôi rèn) 3.2.2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép, ứng suất uốn cho phép Theo công thức (3-3) số chu kì làm việc t−ơng đ−ơng của bánh răng Ntd= 60.u.Th.n Trong đó: n: số vòng quay trong 1phút của bánh răng đang tính Th: thời gian làm việc của máy u: số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng quay một vòng, u=1 - Số chu kì làm việc của bánh răng nhỏ: Ntd1=60.u.Th .n2=60.1.15500.203 =18,9.10 7 - Số chu kì làm việc của bánh lớn: Ntd2= 60.u.Th .n3=60.1.15500.50,75=4,7.10 7 Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 22 Theo bảng (3-9) ta chọn số chu kì cơ sở N0=10 7 → Ntd1 > N0 Ntd2 > N0 Do đó với cả 2 bánh kN ’=kN ’’=1 ắ Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: [ ] [ ] NtxNtxp k '.00σσ = theo bảng (3-9) ta có [ ] HBtxN .6,200 =σ - Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ: [ ] 2/494190.6,2 1 mmN txNp ==σ - ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn: [ ] 2/416160.6,2 2 mmN txNp ==σ Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là : [ ] 2/416 2 mmN txNp =σ ắ Xác định ứng suất uốn cho phép: Vì phôi rèn, thép th−ờng hoá nên lấy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung ứng suất chân răng 8,1=σk + Giới hạn mỏi của bánh răng nhỏ: 21 /4,249580.43,0 mmN==−σ + Giới hạn mỏi của bánh răng lớn: 21 /4,206480.43,0 mmN==−σ Vì bánh răng quay một chiều nên theo công thức (3-5) ta có: - ứng suất uốn cho phép của bánh răng nhỏ: [ ] )/(5,138 8,1.5,1 1.4,249.5,1 . .).6,14,1( . . 210 ' 1 mmN kn k kn k NN u ==ữ== − σσ σσσ - ứng suất uốn cho phép của bánh răng lớn: [ ] )/(115 8,1.5,1 1.4,206.5,1 . .).6,14,1( 2''1 2 mmN kn k N u ==ữ= − σ σσ 3.2.3. Tính khoảng cách sơ bộ trục A - Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: k = 1,3 - Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: 4,0=Aψ Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 23 áp dụng CT (3-10): [ ]3 2 26 .. .. . 10.05,1).1( n Nk i iA Atx θψσ ⎟ ⎟ ⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛±≥ Trong đó: 4 3 2 == n ni : Tỉ số truyền n2= 50,75 (v/p) số vòng quay trong 1 phút của bánh răng bị dẫn N = 6,976 (KW) : công suất trên trục II θ = 1,2 Hệ số ảnh h−ởng khả năng tải ( ) )(265 75,50.2,1.4,0 976,6.3,1 4.416 10.05,114 3 26 mmA =⎟⎠ ⎞⎜⎝ ⎛+≥→ Chọn A sb = 265 (mm) 3.2.4. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng -Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài đ−ợc tính theo công thức : (3-17) với n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn. Theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng là cấp 9 3.2.5. Tính chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A Vì các bánh răng có độ cứng HB < 350 và tải trọng không đổi nên có: ktt=1. Theo bảng (3-13) tìm đ−ợc hệ số tải trọng động kđ=1,45 Vậy hệ số tải trọng: k = ktt.kđ= 1. 1,45 = 1,45 Thấy hệ số tải trọng k = 1,45 khác so với hệ số tải trọng sơ bộ ksb=1,3 nên ta tính lại A theo công thức: A = A sb 3 sbk k = 265. 3 3,1 45,1 = 274,8 (mm) Chọn A = 275 (mm) 3.2.6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng Vì đây là bánh răng trụ răng nghiêng nên ta tính môđun pháp: )/(126,1 )14(1000.60 203.265.14,3.2 smV =+= )/( )1(1000.60 ..2 1000.60 .. 111 sm i nAndV ±== ππ Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 24 ắ Xác định mô đun pháp: mn=(0,01ữ0,02).A 5,575,2275).02,001,0( ữ=ữ=→ nm Theo bảng (3-1) chọn m n = 4 ắ Tính số răng: Chọn sơ bộ góc nghiêng răng:β = 12 0 , cos12 0 = 0,97815 - Số răng bánh nhỏ: Z1 = )1( cos2 +im A n β = )14(4 97815,0.275.2 + = 26,9 (răng) → Chọn Z1= 27 (răng) - Số răng bánh lớn: Z2= Z 1 .i =27.4= 108 (răng) → chọn Z2 =108 (răng) - Tính chính xác góc nghiêng răng β cos β = A mzz n 2 )( 21 + = 275.2 4)10827( + = 0,98182 → β ≈10o 56’ ắ Chiều rộng bánh lớn : )(110275.4,0.2 mmAb A === ψ Chiều rộng bánh răng thoả mãn: )(7,52 '5610sin 4.5,2 sin .5,2 0 mmmb n ==> β Chiều rộng bánh răng : Chọn b 1 =115 (mm) b 2 =110(mm) 3.2.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Theo công thức (3-34) có : bnZmy NK n u ..'.'. ..10.1,19 2 6 θσ = Trong đó: N = 6,976 (KW) Công suất bộ truyền n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng mn: Mô đun pháp Z td : Số răng t−ơng đ−ơng trên bánh b, σ : Bề rộng và ứng suất tại chân răng y: Hệ số dạng răng ,,θ : Hệ số ảnh h−ởng khả năng tải 5,1'' =θ Theo bảng (3-18) : - Số răng t−ơng đ−ơng của bánh nhỏ: Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 25 Z 1td = β2cos z = 298182,0 27 = 28 (răng) → Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y1= 0,46 - Số răng t−ơng đ−ơng của bánh lớn: = 2td Z β2cos z = 298182,0 108 =112 (răng) → Hệ số dạng răng bánh lớn: y2= 0,517 - Nh− vậy ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ là : )/(8,27 115.203.27.5,1.4.46,0 976,6.45,1.10.1,19 2 2 6 1 mmNu ==σ Ta thấy σU1< [σ]U1=138,5 → thoả mãn - ứng suất uốn tại chân răng bánh răng lớn là: )/(74,24 517,0 46,0.8,27. 2 2 1 12 mmNy y uu === σσ → σU2< [σ]U2=115 N/mm2 → Thoả mãn 3.2.8. Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột - Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải theo công thức (3-43) + Bánh răng nhỏ [ ] 1txqtσ =2,5 .494 =1235 (N/mm 2 ) + Bánh răng lớn [ ] 2txqtσ =2,5 .416 =1040 (N/mm 2 ) Với : txqtσ = 2 36 . .)1( . 10.05,1 nb NKi iA ± = 75,50.110 768,6.45,1.)14( 4.275 10.05,1 36 + txqtσ = 447,46 (N/mm 2 ) →ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và bánh răng lớn. - Kiểm nghiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải: + Bánh răng nhỏ theo công thức (3_34) [ ] 1uqtσ = 0,8. chσ =0,8.290 = 323(N/mm 2 ) 1uqtσ = znbym NK 2 6 ..10.1,19 = 115.203.27.4.46,0 976,6.45,1.10.1,19 2 6 = 41,65 (N/mm 2 ) → 1uqtσ < [ ] 1uqtσ + Bánh răng lớn theo công thức (3_40) Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 26 [ ] 2uqtσ = 0,8. chσ =0,8.240 = 192(N/mm 2 ) )/(37 517,0 46,0.65,41. 2 2 1 12 mmNy y uqtuqt === σσ → 2uqtσ < [ ] 2uqtσ 3.2.9. Các thông số hình học cơ bản cuả bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng • Mô đun pháp mn= 4 • Số răng Z1= 27 răng ; Z2= 108 răng • Góc nghiêng răng '5610 0=β • Góc ăn khớp 020=α • Chiều rộng bánh răng: b 1 = 115 (mm), b 2 =110(mm) • Đ−ờng kính vòng chia: dc1 = mn.z 1 = 4.27 = 108 (mm) dc2= mn.z 2 = 4.108 = 432 (mm) • Khoảng cách trục: )(270 2 432108 2 21 mmddA cc =+=+= • Chiều cao răng: h =2,25.mn=2,25.4=10 (mm) • Độ hở h−ớng tâm : c = 0,25.m n = 0,25.4 = 1 (mm) • Đ−ờng kính vòng đỉnh răng : D 1e = dc1 +2m n =108+2.4 = 116 (mm) D 2e = dc2 +2m n =432+2.4 = 440 (mm) • Đ−ờng kính vòng chân răng: Di1 = dc1 - 2m n - 2c =108 - 2.4 – 2.1 = 98 (mm) Di2 = dc2 - 2m n - 2c = 432 - 2.4 -2.1 = 422 (mm) Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 27 Bảng 4 : Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Giá trị Thông số Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn Số răng Z1= 27răng Z2=132răng Đ−ờng kính vòng chia dc1=108 mm dc2= 432 mm Đ−ờng kính vòng đỉnh răng De1=116 mm De2= 440 mm Đ−ờng kính vòng chân răng Di1=98 mm Di2= 422 mm Chiều rộng răng b 1 =115 mm b 2 =110 mm Môđun pháp mn= 4 Khoảng cách trục A= 270 mm Chiều cao răng h =10 mm Độ hở h−ớng tâm c= 1 mm Góc nghiêng răng '56100=β Góc ăn khớp 020=α 3.2.10. Lực tác dụng lên trục Theo công thức(3-49) ta có: - Lực vòng: )(4,6077 108.203 976,6.10.55,9.2 . .10.55,9.2.2 66 N dn N d MP X ==== -Lực h−ớng tâm Pr: )(2253'5610cos 20.4,6077 cos 0 0 NtgptgP nr === β α -Lực dọc trục )(9,1174'5610.4,6077. 0 NtgtgPPa === β Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 28 Phần IV: Tính toán trục 4.1. Chọn vật liệu cho trục Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít nhạy với tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện đ−ợc và dễ gia công. Thép các bon và 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 (th−ờng hóa) có giới hạn bền: σb=600 (N/mm2) 4.2. Tính sức bền trục 4.2.1. Tính đ−ờng kính sơ bộ của trục Theo công thức (7-2) ta có: Trong đó: d - là đ−ờng kính trục (mm) C- hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép đối với đầu trục vào và trục truyền chung, lấy C = 120 P- công suất truyền của trục n- số vòng quay trong 1 phút của trục ắ Đối với trục I : P1=7,19 (kw) n1=1015 (vòng/phút) Chọn dI =25(mm) ắ Đối với trục II ta có : P 2 =6,976 (kw), n2= 203 (v/p) Chọn dII = 40 (mm) ắ Đối với trục III ta có : P 3 =6,768 (kw) n2= 50,75 (v/p) Chọn dIII = 65 (mm) Ta lấy trị số dII = 40 (mm) để chọn loại bi đỡ cỡ trung bình. Tra bảng 14P ta có chiều rộng của ổ : B = 23 (mm) 4.2.2. Tính gần đúng các trục )(.3 mm n PCd ≥ )(05,23 1015 19,7.120 3 mmd I =≥→ )(01,39 203 976,6.120 3 mmd II =≥→ )(31,61 75,50 768,6.120 3 mmd III =≥→ Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 29 Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên các bánh răng Để tính các kích th−ớc, chiều dài của trục tham khảo bảng 7_1. Ta chọn các kích th−ớc sau : - Khe hở giữa các bánh răng 10 (mm) - Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp 10 (mm) - Khoảng cách từ thành trong của hộp đến mặt bên của ổ lăn 10 (mm) - Chiều rộng ổ lăn B = 23 (mm) - Khe hở giữa mặt bên bánh đai và đầu bulông 20 (mm) - Chiều cao của nắp và đầu bulông 20 (mm) - Chiều rộng bánh đai 45 (mm) - Chiều rộng bánh răng cấp nhanh b 1 =80 (mm), b 2 =75(mm) - Chiều rộng bánh răng cấp chậm b 1=115 (mm), b 2 =110 (mm) Tổng hợp các kích th−ớc trên ta có: a = 23/2+10+10+110/2 = 86,5 (mm) b = 115/2+10+75/2 = 105 (mm) c = 80/2+10+10+23/2 = 71,5 (mm) l = 23/2+20+20+45/2 = 74 (mm) Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 30 ™ Sơ đồ phân tích lực trên trục I: Các lực tác dụng lên trục I bao gồm: Pđ = 976,3 (N) l = 74 (mm) Pr1 = 714 (N) a+b = 191,5 (mm) P1 = 1960,9 (N) c = 71,5 (mm) Tính phản lực ở các gối đỡ: 0).(.. 1 =++−+=∑ cbaRcPlPm BYrdyAY )(4,455 5,711055,86 5,71.71474.20cos.3,976 ..20cos. 0 1 0 N cba cPlPR rdBY =++ += ++ +=→ Vậy RBY = 455,4 (N) > 0→ Lực RBY có chiều nh− hình vẽ RAY = Pđ + RBY - Pr1 = 976,3 + 455,4 - 714 = 717,7 (N) R→ Ay có chiều nh− hình vẽ ΣmAX = P1.c + P dx .l - RBX.(a+b+c) = 0 )(6185,711055,86 74.20sin.3,9765,71.9,1960.. 01 N cba lPcPR dxBX =++ +=++ += RAX = P1 - RBX - P dx = 1960,9- 618 - 976,3.sin20 0 = 1041,2 (N) Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 31 Tính mô men uốn ở tiết diện nguy hiểm - ở tiết diện n 1 - n 1 : 22 )( uyuxnnu MMM +=− Mux = Pđx.l = 976,3.sin20 0.74 = 22325,3 (N.mm) Muy = Pđy.l = 976,3.cos20 0.74 = 68710,2 (N.mm) ).(2,722463,223252,68710 22)( mmNM nnu =+=− - ở tiết diện m 1 - m 1 : 22 )( uyuxmmu MMM +=− ).(118347)1055,86.(618).()( mmNbaRM BXmmux =+=+=− Muy(m-m) = RBy.(a+b) = 455,4.(86,5+105) = 87209,1 (N.mm) ).(3,1470081183471,87209 22)( mmNM mmU =+=− ắ Tính đ−ờng kính trục ở 2 tiết diện n-n và m-m theo công thức (7-3) [ ]3 .1,0 σtd md ≥ - Đ−ờng kính trục ở tiết diện n-n: ).(6,747883,23252.75,02,72246.75,0 2222 mmNMMM XUtd =+=+= Theo bảng (7-2) ta có [σ] = 48 (N/mm2) )(98,24 48.1,0 6,74788 3 mmd nn =≥− - Đ−ờng kính trục ở tiết diện m-m: ).(2,179209183471.75,03,147008 22 mmNMtd =+= )(42,33 48.1,0 2,179209 3 mmd mm =≥− Trục ở tiết diện n-n lấy dn-n=25 mm Trục ở tiết diện m-m lấy dm-m=34 mm Chọn đ−ờng kính lắp ổ lăn : d = 25 mm ™ sơ đồ phân tích lực trên trục II: Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 32 P2 = 1960,9 (N) a = 86,5 (mm) P r2 = 714 (N) b = 105 (mm) P3 = 6077,4 (N) c = 71,5 (mm) Pr3 = 2253 (N) d3 = 108 (mm) (d3 đ−ờng kính vòng Pa3 = 1174,9 (N) chia bánh răng nghiêng nhỏ) Tính lực tác dụng lên trục II: 0).(2 .).(. 3332 =+++−+−=∑ cbaRdPbcPcPm DYarrCY cba cbPcPdP R rra DY ++ ++− =→ )(. 2 . 3233 )(1,1559 5,711055,86 )5,71105.(22535,71.714 2 108.9,1174 N=++ ++− = Vậy RDY = 1559,1(N) > 0→ RDY có chiều nh− hình vẽ RCY = Pr2 - Pr3 + RDY = 714 - 2253 + 1559,1 = 20,1 (N) Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 33 ∑ =++−++= 0).().(. 32 cbaRbcPcPm DXCX )(2,4954,60777,46119,1960 )(7,4611 5,711055,86 )1055,71.(4,60775,71.9,1960)(. 32 32 NPRPR N cba bcPcPR DXCX DX =−+=+−=→ =++ ++=++ ++=→ Tính mô men uốn tại các mặt cắt nguy hiểm - Tại tiết diện n2- n2 22 uyuxU MMM += ).(2,14375,71.1,20. ).(8,354065,71.2,495. mmNcRM mmNcRM CYuy CXux === === ).(354368,354062,1437 2222 mmNMMM uxuyU =+=+= - Tại tiết diện m2- m2 22 uyuxU MMM += Mux = RDX.a = 4611,7.86,5 = 398912,1 (N.mm) ).(6,71417 2 108.9,11745,86.1,1559 2 .. 33 mmN dPaRM aDYuy =−=−= ).(6,4052546,714171,398912 2222 mmNMMM uyuxU =+=+= ắ Tính đ−ờng kính trục ở 2 tiết diện n2-n2 và m2-m2 theo công thức (7-3): [ ]322 .1,0 σtdnn Md ≥− - Tại tiết diện n2-n2 ).(9,468608,54063.75,035436.75,0 2222 mmNMMM XUtd =+=+= )(37,21 48.1,0 9,46860 322 mmd nn =≥− - Tại tiết diện m2- m2 [ ] ).(8,5325211,989123.75,06,405254.75,0 .1,0 2222 22 mmNMMM Md XUtd td mm =+=+= ≥− σ )(1,48 48.1,0 8,532521 322 mmd mm =≥− Chọn dn2-n2 = 40 (mm), dm2-m2 = 50(mm), đ−ờng kính ngõng trục d = 40(mm) Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 34 ™ sơ đồ phân tích lực trên trục III: P4 = 6077,4 (N) a = 86,5 (mm) P r4 = 2253 (N) b = 105 (mm) Pa4 = 1174,9 (N) c = 71,5 (mm) d4= 432 (mm) ắ Tính lực tác dụng lên trục III: - tính phản lực ở các gối trục 02 .).().( 444 =−++−+=∑ dPcbaRbcPm aFYrEY )(1,547 5,711055,86 2 432.9,1174)1055,71.(2253 2 ).( 444 N cba dPbcP R ar FY =++ −+ =++ −+ =→ Vậy RFY = 547,1(N) > 0 → Lực RFY có chiều nh− hình vẽ REY = Pr4 – RFY = 2253 – 547,1 = 1705,9 (N) → REY có chiều nh− hình vẽ: ∑ =++−+= 0).().(4 cbaRbcPm FXEX Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 35 )(8,19986,40784,6077 )(6,4078 5,711055,86 )1055,71.(4,6077).( 4 4 NRPR N cba bcPR FXEX FX =−=−=→ =++ +=++ +=→ -Tính mô men uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất: 22 uyuxU MMM += ).(4,301091)1055,71.(9,1705).( ).(2,352788)1055,71.(8,1998).( mmNbcRM mmNbcRM EYuy EXux =+=+= =+=+= ).(5,4638054,3010912,352788 2222 mmNMMM uyuxU =+=+= - Tính đ−ờng kính trục tại tiết diện chịu tải lớn nhất [ ]3 .1,0 σtd Md ≥ ).(9,5553912,352788.75,05,463805.75,0 2222 mmNMMM XUtd =+=+= )(73,48 48.1,0 9,555391 3 mmd =≥ Chọn d = 65 (mm) đ−ờng kính ngõng trục d = 50 (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 : n σ hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp nτ hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp n hệ số an toàn [n] -hệ số an toàn cho phép [n] =1,5ữ2,5 Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng σm : là giá trị trung bình ứng suất pháp Theo công thức (7-6) ta có: [ ]n nn nnn ≥+= 22 . τσ τσ 0;minmax ==== mUa w M σσσσ ma Kn σψσβε σ σ σ σσ .. .. 1 + = − Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 36 Bộ truyền làm việc 1 chiều nên ứng suất tiếp xoắn biến đổi theo chu kỳ mạch động Theo công thức (7-7) ta có Trong đó: τ-1: là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với 1 chu kỳ đối xứng. τa: 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 Kτ: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn tra bảng ((7-6)ữ(7-13)) β : hệ số tăng bền bề mặt trục. ψτ: hệ số xét đến ảnh h−ởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi. τm : là trị số trung bình của ứng suất tiếp MU, MX: là mô men uốn và mô men xoắn. ắ Trục I Xét tại tiết diện (m1-m1) Đ−ờng kính trục d=34 mm tra bảng (7-3b) ta có : w=3330 (mm3) , w0 =7190(mm 3) ; b x h =10 x 8 b: chiều rộng then (mm) h : chiều cao then (mm) Có thể lấy gần đúng: σ-1 ≈ (0,4 ữ 0,5).σb= 0,45.600 = 270 N/mm2 τ-1 ≈ (0,2 ữ 0,3).σb = 0,25.600 = 150 N/mm2 MU =147008,3 N.mm , MX= 118347 N.mm )./(2,8 7190.2 118347 .2 )./(1,44 3330 3,147008 0 mmN w M mmN w M X ma U a ==== === ττ σ Chọn hệ số ψσ và ψτ theo vật liệu đối với thép cacbon trung bình lấy ψσ = 0,1 ψτ= 0,05; hệ số β =1 Theo bảng (7-4) lấy εσ =0,86 ; ετ= 0,75 Theo bảng (7-8) hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then Kσ =1,63 ; Kτ=1,5 Xét tỷ số: Vì do lắp trục và then có độ dôi nên lấy áp suất trên bề mặt lắp là P =30 N/mm2 Tra bảng (7-10) ta lấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn ta có: 0 max .22 W M X ma === τττ ma Kn τψτβε τ τ τ τ τ .. . 1 + = − 2 75,0 5,1;9,1 86,0 63,1 ==== τ τ σ σ εε KK Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 37 84,1)14,2(6,01)1(6,01 =−+=−+= σ σ τ τ εε kk Nh− vậy tiết diện (m1-m1) đảm bảo độ an toàn cho phép ắ Trục II • Xét tại tiết diện (n 2 -n 2 ) đ−ờng kính của trục là 40 mm Tra bảng (7-3b) ta có w = 5510 mm3 ;w0 = 11790 mm 3 ; b x h =12 x 8 MU=35436 (N.mm), MX= 35406,8 (N.mm) Với: ψσ = 0,1 ; ψτ = 0,05 ; β = 1 Theo bảng (7-4) có: εσ = 0,85; ετ = 0,73 Tra bảng(7-8) có : Kσ =1,63; Kτ=1,5 →Tỷ số: Theo bảng(7-10) với P≥30(N/mm2) Ta có: 96,1)16,2(6,01)1(6,01 =−+=−+= σ σ τ τ εε kk 15,16 43,6.6,2 270 ==σn 4,2= σ σ ε K [ ] )5,25,1(47,2 68,955,2 68,9.55,2 68,9 2,8.05,02,8.84,1 150 55,2 0.1,01,44.4,2 270 22 ữ=>=+==> =+= =+= nn n n τ σ )/.(5,1 11790.2 8,35406 .2 )/(43,6 5510 35436 2 0 2 mmN w M mmN w M X ma U a ==== ====> ττ σ 05,2 73,0 5,1 92,1 85,0 63,1 == == τ τ σ σ ε ε K K 6,2= σ σ ε K Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 38 65,40 5.1.05,05,1.96,1 150 =+=τn [ ] )5,25,1(15 65,4015,16 65,40.15,16 22 ữ=>=+= nn Vậy tiết diện (n 2 -n 2 ) của trục 2 đảm bảo an toàn • Xét tại tiết diện (m 2 -m 2 ) đ−ờng kính của trục là 50 mm Tra bảng (7-3b) ta có w=10650 mm3; w0 = 22900 mm 3; b x h =16x10 MU=405254,6 (N.mm), MX=398912,1(N.mm) chọn ψσ = 0,1 ; ψτ = 0,05 ; β =1 Theo bảng (7-4) có: εσ = 0,82 ; ετ = 0,70 Tra bảng(7-8) có :Kσ=1,63; Kτ=1,5 Tỷ số: 14,2 70,0 5,1 99,1 83,0 63,1 == == τ τ σ σ ε ε K K Theo bảng(7-10) với P≥30(N/mm2) Tacó: ta có: [ ] )5,25,1(06,2 1,715,2 1,7.15,2 1,7 7,8.05,07,8.38,2 150 15,2 1,38.3,3 270 22 ữ=>=+= =+= == nn n n τ σ Vậy với tiết diện (m 2 -m 2 ) của trục 2 cũng đảm bảo an toàn ắ Trục III • Xét tại vị trí trục chịu ứng suất lớn nhất có đ−ờng kính trục d= 65mm Tra bảng (7-3b) ta có w=24300mm3 ;w0 = 51200 mm 3; b x h = 20x12 )/.(7,8 22900.2 1,398912 .2 )/(1,38 10650 6,405254 2 0 2 mmN w M mmN w M X a U a === ===→ τ σ 3,3= σ σ ε K 38,2)13,3(6,01 =−+= τ τ ε K Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 39 MU=463805,5 (N.mm), MX=352788,2 (N.mm) Với: ψσ=0,1 ; ψτ=0,05 ; β=1 Theo bảng (7-4) có : εσ = 0,76; ετ=0,65 Tra bảng(7-8) có : Kσ =1,63; Kτ=1,5 Tỷ số: 30,2 65,0 5,1 14,2 76,0 63,1 == == τ τ σ σ ε ε K K Theo bảng(7-10) với P≥30(N/mm2) Ta có: 5,2)15,3(6,01)1(6,01 =−+=−+= σ σ τ τ εε kk Ta có: Vậy tiết diện của trục đảm bảo an toàn. ắ Kết kuận : Tất cả các trục đều đảm bảo làm việc an toàn. )/.(45,3 51200.2 352788,2 .2 )/(1,19 24300 5,463805 2 0 2 mmN w M mmN w M X a U a === ====> τ σ 5,3= σ σ ε K [ ] )5,25,1(93,3 05,1704,4 05,17.04,4 05,17 45,3.05,045,3.5,2 150 04,4 1,19.5,3 270 22 ữ=>=+= =+= == nn n n τ σ Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 40 Phần V: Tính Then Để cố định bánh răng theo ph−ơng tiếp tuyến hay để truyền mômen và chuyển động từ trục đến bánh răng hoặc ng−ợc lại ta dùng then. 5.1. Tính then lắp trên trục I Đ−ờng kính trục I để lắp then là d = 34 mm Theo bảng 7-23 chọn các thông số then b = 10 ; h = 8; t = 4,5 ; t1 = 3,6 ; k = 4,2 Chiều dài then l = 0,8.lm Trong đó: lm - chiều dài mayơ: lm= (1,2 ữ 1,5).d ƒ Kiểm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11) [ ] 2/ .. .2 mmN lkd Mx dd σσ ≤= ở đây: Mx = 118347 (N.mm), l = 0,8.lm = 0,8.1,4.34 = 38,08(mm) Theo TCVN 150 – 64 (Bảng 7-23) chọn l = 40 (mm) Tra bảng (7-20) với ứng suất mối ghép cố định, tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có [σ] d = 150 (N/mm2) [ ]dd mmN σσ <== )/(4,4140.2,4.34 118347.2 2 ƒ Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức(7-12) [ ]cxc lbd M ττ ≤= .. .2 Theo bảng (7-21) có [τ]c = 120 (N/mm2) [ ]cc mmN στ <== )/(4,1740.10.34 118347.2 2 Nh− vậy then trên trục I thỏa mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt. 5.2. Tính then lắp trên trục II Đ−ờng kính trục II để lắp then là d nn− = 40 mm , d mm− = 50 mm ắ Xét tại tiết diện n2-n2 đ−ờng kính lắp then là d nn− = 40 mm. Theo bảng (7-23) chọn then b = 12; h = 8; t = 4,5; t1 = 3,6 ; k = 4,4 Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 41 Chiều dài then: l = 0,8.1,4.40 = 44,8 mm Theo TCVN 150 – 64 (Bảng 7-23) chọn l= 45 mm ƒ Kiểm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11) ở đây: Mx = 398912,1 (N.mm) [ ] 2/ .. .2 mmN lkd Mx dd σσ ≤= Tra bảng (7-20) với ứng suất mối ghép cố định, tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có [σ] d = 150(N/mm2): [ ]dd mmN σσ <==⇒ )/(7,10045.4,4.40 1,989123.2 2 ƒ Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức (7-12): [ ]cxc lbd M ττ ≤= .. .2 Theo bảng (7-21) có [τ]c = 120 (N/mm2 [ ]cc mmN ττ <== )/(9,3945.12.40 1,398912.2 2 ắ Xét tại tiết diện m2-m2 đ−ờng kính lắp then là dm2-m2= 50mm. Theo bảng(7-23) chọn then b = 16; h = 10; t = 5; t1 = 5,1 ; k = 6,2 Chiều dài then: l = 0,8.1,4.50 = 56 mm Theo TCVN 150 – 64 (Bảng 7-23) chọn l= 56 mm ƒ Kiểm nghiệm bền dập theo công thức (7-11) có: [ ]dd mmN σσ <== )/(96,4556.2,6.50 1,989123.2 2 ƒ Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức (7-12): [ ]cc mmN ττ <== )/(81,1756.16.50 1,398912.2 2 Nh− vậy then trên trục II thỏa mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt 5.3. Tính then lắp trên trục III Đ−ờng kính trục III để lắp then là d = 65 mm Theo bảng 7-23 chọn các thông số then b = 18; h = 11; t = 5,5 ; t1 = 5,6 ; k = 6,8 Chiều dài then l = 0,8.1.4.65 = 72,8 mm Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 42 Kiểm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11) [ ] 2/ .. .2 mmN lkd Mx dd σσ ≤= ở đây: Mx =352788,2 (N.mm) Theo TCVN 150 – 64 (Bảng 7-23) chọn l = 80 (mm) Tra bảng (7-20) với ứng suất mối ghép cố định, tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có [σ] d = 150(N/mm2) [ ]dd mmN σσ <== )/(95,1980.8,6.65 2,527883.2 2 Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức(7-12) [ ]cxc lbd M ττ ≤= .. .2 Theo bảng (7-21) có [τ]c = 120 (N/mm2) [ ]cc mmN στ <== )/(54,780.18.65 2,527883.2 2 Nh− 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 thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 43 Phần VI: Thiết kế gối đỡ trục 6.1. Chọn ổ lăn Trục I của hộp giảm tốc không có thành phần lực dọc trục nên ta dùng ổ bi đỡ.Trục II và trục III có lực dọc trục tác dung nên ta chọn ổ đỡ chặn. • Sơ đồ chọn ổ cho trục I : Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1) C = Q(nh)0,3 ≤ Cbảng Cbảng- Là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng Trong đó: nI = 1015 (V/P) : Tốc quay trên trục I h = 15500 giờ, bằng thời gian phục vụ của máy Theo công thức (8-2) có Q = (Kv.R + m.A).Kn.Kt Trong đó: m = 1,5 (tra bảng 8-2) A = 0 tải trọng dọc trục Kt = 1 tải trọng tĩnh(bảng 8-3) Kn = 1 nhiệt độ làm việc d−ới 100 0(bảng 8-4) Kv = 1 vòng trong của ổ quay (bảng 8-5) ).(7,7676184,455 ).(3,12642,1041 717,7 2222 2222 mmNRRR mmNRRR BXBYB AXAYA =+=+= =+=+= Vì lực h−ớng tâm ở gối trục A lớn hơn lực h−ớng tâm ở gối trục B, nên ta tính đối với gối đỡ trục A và chọn ổ cho gối trục này, gối trục B lấy ổ cùng loại. Q=(Kv.RA+m.A).Kn.Kt = (1.1264,3 + 0).1.1 = 1264,3 (N) =126,43 daN C = Q.(nh)0,3 = 126,43.(1015.15500)0,3 = 18234,32 Tra bảng 14P ứng với d = 25 mm: ổ cỡ trung, ký hiệu 305, Cbảng = 27000 > C Đ−ờng kính ngoài của ổ D = 62mm . Chiều rộng ổ B = 17 mm • Sơ đồ chọn ổ cho trục II : Dự kiến chọn tr−ớc góc β = 260 (kiểu 46000) Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1) C = Q(nh)0,3 ≤ Cbảng Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 44 Cbảng- Là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng ở đây: nII = 203 (V/P) : Tốc quay trên trục II h = 15500 giờ, bằng thời gian phục vụ của máy Q: Tải trọng t−ơng đ−ơng (daN) Theo công thức (8-6) có Q = (Kv.R + m.At).Kn.Kt Hệ số m = 1,5 (tra bảng 8-2) Kt = 1 tải trọng tĩnh(bảng 8-3) Kn = 1 nhiệt độ làm việc d−ới 100 0 (bảng 8-4) Kv = 1 vòng trong của ổ quay (bảng 8-5) )(7,311626.5,4915.3,1..3,1 )(2,31426.6,495.3,1..3,1 ).(5,49157,46611,1559 ).(6,4952,4951,20 0 0 2222 2222 NtgtgRS NtgtgRS mmNRRR mmNRRR DD CC DXDYD CXCYC === === =+=+= =+=+= β β Tổng lực chiều trục: At = SC + Pa3- SD = 314,2 + 1174,9 – 3116,7 = -1627,6(N) Với sơ đồ bố trí ổ nh− trên khi At < 0, chỉ có ổ I (bên trái) chịu lực dọc trục khi thay vào công thức (8-6) lấy trị tuyệt đối. Vì lực h−ớng tâm ở hai gối trục gần bằng nhau, nên ta chỉ tính đối với gối đỡ trục bên phải D (ở đây lực Q lớn hơn) và chọn ổ cho gối trục này, gối trục kia lấy ổ cùng loại. QD=(Kv.RD+m.At).Kn.Kt=(1.4915,5+1,5.1627,6).1.1=7356,9(N) =735,69 daN C = QD.(nh) 0,3 =735,69.(203.15500)0,3 = 65470,13 Tra bảng 17P ứng với d = 40 mm chọn ổ kí hiệu (46308) ổ đũa côn đỡ chặn, cỡ trung ta có: Cbảng=57000 > C Đ−ờng kính ngoài của ổ D = 90 mm, chiều rộng ổ B = 23 mm • Sơ đồ chọn ổ cho trục III Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1) C = Q(nh)0,3 ≤ Cbảng Cbảng- Là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng ở đây: nIII = 50,75(V/P) : Tốc quay trên trục III h = 15500 giờ, bằng thời gian phục vụ của máy Q: Tải trọng t−ơng đ−ơng (daN) Theo công thức (8-6) có Q = (Kv.R + m.At).Kn.Kt Hệ số m = 1,5 (tra bảng 8-2) Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 45 Kt = 1 tải trọng tĩnh (bảng 8-3) Kn = 1 nhiệt độ làm việc d−ới 100 0(bảng 8-4) Kv = 1 vòng trong của ổ quay (bảng 8-5) )(2,260926.1,4115.3,1..3,1 )(2,166626.8,2627.3,1..3,1 ).(1,41156,40781,547 ).(8,26278,19989,1705 0 0 2222 2222 NtgtgRS NtgtgRS mmNRRR mmNRRR FF EE FXFYF EXEYE === === =+=+= =+=+= β β Tổng lực chiều trục: At = SE - Pa4- SF = 1666,2 – 1174,9 – 2609,2 = - 2090,9(N) Nh− vậy lực At h−ớng về phía gối đỡ trục bên trái Vì lực h−ớng tâm ở hai gối trục gần bằng nhau, nên ta chỉ tính đối với gối đỡ trục bên phải (F) (ở đây lực Q lớn hơn) và chọn ổ cho gối trục này, gối trục kia lấy ổ cùng loại QF=(Kv.RF+m.At).Kn.Kt=(1.4115,1+1,5.2090,9).1.1= 7251,5(N)=725,15 daN C = 725,15.(50,75.15500)0,3 = 42575,3 Tra bảng 17P ứng với d = 50 mm chọn ổ kí hiệu (46210) ổ bi đỡ chặn, cỡ nhẹ. Cbảng= 48000 , Q = 2500 đ−ờng kính ngoài của ổ D = 90 mm, chiều rộng ổ B = 20 mm 6.2. Chọn kiểu lắp ổ lăn Ph−ơng án chọn kiểu lắp: - Lắp ổ lăn vào trục theo hệ lỗ và vỏ hộp theo hệ trục - Sai lêch cho phép vòng trong của ổ là âm, sai lệch cho phép trên lỗ theo hệ lỗ là d−ơng - Chọn kiểu lắp bằng độ dôi để các vòng ổ không thể tr−ợt theo bề mặt trục 6.3. Cố định trục theo ph−ơng dọc trục Để cố định trục theo ph−ơng dọc trục ta dùng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của ổ bằng các tấm đệm kim loại giữa nắp ổ và thân hộp giảm tốc . Nắp của ổ lắp với hộp giảm tốc bằng vít, loại này dễ chế tạo và dễ lắp ghép. 6.4. Che kín ổ lăn Để che kín các đầu trục nhô ra, tránh sự xâm nhập của môi tr−ờng vào ổ và ngăn mỡ chảy ra ngoài ta dùng loại vòng phớt. Chọn theo bảng (8-29) (sách TKCTM) 6.5. Bôi trơn ở lăn Bộ phận ổ đ−ợc bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc truyền bánh răng thấp không thể dùng ph−ơng pháp bắn toé để dẫn dầu trong hộp vào bôi trơn các bộ phận ổ. Theo bảng 8-28 có thể dùng mỡ loại “T” ứng với nhiệt độ làm việc 60 ữ 1000C và vận tốc d−ới 1500 vg/phút. L−ợng mỡ d−ới 2/3 chỗ rỗng của bộ phận ổ. Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 46 Phần VII: Cấu tạo vỏ hộp vμ các chi tiết máy khác Chọn vỏ hộp đúc vật liệu bằng gang, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đ−ờng làm các trục để lắp ghép đ−ợc dễ dàng theo bảng (10-9) cho phép ta xác định đ−ợc kích th−ớc và các phần tử của vổ hộp. - Chiều dày thân hộp : δ = 0,025. A+3 mm ; A khoảng cách trục δ = 0,025. 270 +3 = 9,75 mm Chọn δ = 10 mm - Chiều dày thành nắp hộp : δ1 = 0,02 .A+ 3 = 0,02.270 + 3 = 8,4 mm có thể lấy δ1= 9 mm - Chiều dày mặt bích d−ới của thân : b =1,5. δ = 1,5 . 10 = 15 mm - Chiều dày mặt bích d−ới của nắp : b1 =1,5. δ1 = 1,5 . 9 = 13,5 mm có thể lấy b1= 14 mm - Chiều dày đế hộp không có phần lồi P = 2,35 . δ = 2,35 . 10 ≈ 24 mm - Chiều dày gân ở thân hộp. m= 0,85 .δ = (0,85ữ1). 10 ≈ 8 mm - Chiều dày gân ở nắp hộp. m1= 0,85 .δ1 = 0,85 . 9 ≈ 8 mm - Đ−ờng kính bu lông nền : dn = 0,036 . A + 12 mm dn = 0,036.270+12 = 21,7 (mm) chọn dn = 22(mm) - Đ−ờng kính bu lông khác: + ở cạnh ổ : d1 = 0,7 . dn=15,4 mm chọn dn = 16 mm + Ghép ở các mặt bích nắp và thân d2 = 0,5. dn = 11 mm + Ghép nắp ổ: d3 = 0,45 . dn ≈ 10 mm + Ghép nắp cửa thăm: d4 = 0,37 . dn = 8 mm Đ−ờng kính bu lông vòng chọn theo trọng l−ợng của hộp giảm tốc, với khoảng cách trục A của 2 cấp 207 x 270 . Tra bảng 10 - 11a và 10 - 11b chọn bu lông M24 - Số l−ợng bu lông nền: Theo bảng 10-13 ta lấy n = 6. Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 47 Phần VIII: Nối trục Mô men xoắn trên nối trục : M x =9,55.10 6 . n N = 9,55.10 6 . 75,50 768,6 =1273584,2 (Nmm) M t = k. M x =1,3.1273584=1655659,5 (Nmm) Trong đó: M x mômen xoắn danh nghĩa Mt mômen xoắn tính toán k =1,2 ữ 1,5 Hệ số tải trọng động (tra bảng 9_1) Để đơn giản, dễ chế tạo và phù hợp với mômen xoắn trên trục. Chọn nối trục là nối trục đĩa. + Cấu tạo : hình vẽ + Vật liệu làm nối trục : do vận tốc vòng của đĩa V≥ 30 m/s nên ta chọn vật liệu nối trục là thép đúc 35π, + Các kích th−ớc chủ yếu của nối trục đàn hồi theo bảng (9-2) ta có: d= 50 mm, D 2 = 100 mm; D= 200mm; D0 = 160mm; l = 160mm; S=40mm; Bulông cỡ M16; số l−ợng bulông bằng z = 6; mômen xoắn lớn nhất M max =2500 Nm. ắ Với bulông lắp có khe hở, lực siết V cần thiết với mỗi bulông theo công thức (9-3) là: V≥ 0 ..2 ZfD MK x = 160.5,1.6 2,1273584.3,1.2 =2299,5 (Nmm) Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 48 Phần IX: Bôi trơn hộp giảm tốc Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn cho trục các bộ truyền trong Hộp Giảm Tốc. Vì vận tốc của bánh răng nhỏ nên ta chọn cách bôi trơn ngâm trong dầu bằng cách ngâm bánh răng, trục vít, bánh vít hoặc các chi tiết phụ khác ta dùng dầu công nghiệp 45 để bôi trơn hộp giảm tốc Khi vặn tốc nhỏ thì lấy chiều sâu ngâm là 1/6 bán kính bánh răng cấp nhanh còn đối với cấp chậm d−ới 1/3 bánh kính , 0,4 - 0,8 lít cho 1 Kw. Chọn độ nhớt của dầu ở 50o C với bánh răng thép σb = 600 N/mm2. Ta chọn dầu theo Bảng 10- 20. Tr−ờng Đại Học SPKT H−ng Yên đồ án chi tiết máy Khoa: Khoa Học Cơ Bản Giáo viên h−ớng dẫn : Nguyễn Văn Huyến & Nguyễn Tiền Phong Sinh viên thực hiện: Lê Văn Hiếu 49 Lời kết Sau một thời gian tìm tòi, nghiên cứu lựa chọn và d−ới sự h−ớng dẫn tận tình của thầy giáo. Đến nay đề tài của em đã đ−ợc hoàn thành. Trong suất quá trình tính toán làm đồ án môn học em đã rút ra một số kinh nghiệm và những kiến thức sẽ giúp em sau này. Nó là nền móng cho việc vận dụng cho công việc sau này, hơn thế nữa nó giúp em hiểu biết thêm về môn chế tạo máy. Đồ án môn học của em đã hoàn thành tr−ớc hết em xin chân thành cảm ơn sự quan tâm và giúp đỡ của thầy khoa khoa học cơ bản, các bạn bè và đặc biệt là sự giúp đỡ nhiệt tình của thầy Nguyễn Văn Huyến và Nguyễn Tiền Phong. Trong quá trình thực hịên đề tài này, do hiểu biết còn hạn chế, đồng thời kinh nghiệm còn ch−a vững nên đồ án của em không tránh khỏi những thiếu sót. Mặc dù đã cố gắng tìm tòi học hỏi thầy cô và các bạn bè cùng trao đổi kỹ năng. Cuối cùng, một lần nữa em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, cùng bạn bè đã giúp đỡ em hoàn thành đề tài này. Em kính mong nhận đ−ợc ý kiến đóng góp của các thầy, cô để đề tài của em đ−ợc hoàn thiện hơn nữa. Hải D−ơng, Ngày 10 tháng 05 năm 2008 Sinh viên thực hiện Lê Văn Hiếu