Thiết kế hệ dẫn động cơ khí - Văn Hữu Thịnh

Lời mở đầu Thiết kế đồ án chi tiết máy là một việc rất quan trong, Giúp cho sinh viên cơ khí nĩi chung cĩ cái nhìn tổng quan về nền cơng nghiệp phát triển như vũ bão. Đồng thời cĩ cơ hội tổng hợp lại kiến thức một số mơn đã học như : Nguyên lý – Chi tiết máy, Sức bền vật liệu , Dung sai Và làm quen với việc thiết kế. Trong các nhà máy xí nghiệp sản xuất, Để vận chuyển nguyên vật liệu hoặc sản phẩm thì cần máy vận chuyển gián đoạn hay liên tục.Cơng nghiệp phát triển thì khả năng tự động hĩa được sử dụng rộng rãi trong các sơ sở nhà máy xí nghiệp sản xuất. Băng tải được sử dụng nhiều trong việc vận chuyển sản phẩm hoặc vật liệu từ nơi này sang nơi khác trong nhà máy một cách liên tục.Vì vậy, muốn cho băng tải hoạt động cĩ hiệu quả cao, thì ta cần thiết kế hệ thống dẫn động sao cho phù hợp với yêu cầu thực tiễn. Với khoảng thời gian và những hiểu biết cịn hạn chế, cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên trong quá trình thiết kế khơng tránh khỏi những sai sĩt. Em xin chân thành cảm ơn thầy VĂN HỮU THỊNH đã tận tình chỉ bảo giúp em hồn thành mơn học “ Thiết kế đồ án mơn học chi tiết máy “ – THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ. Tp.HCM, ngày tháng 07 năm 2010 Sinh viên thực hiện ( Ký , ghi rõ họ tên ) Võ Văn Cường Mục Lục Đầu đề thiết kế mơn học chi tiết máy Trang 3 Nhận xét của GVHD Trang 4 Phần I : CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Chọn động cơ điện Trang 5 Phân phối tỉ số truyền Trang 6 Phần II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN Bộ truyền xích Trang 8 Bộ truyền bánh răng Trang 12 Bộ truyền bánh răng ( cấp nhanh ) Trang 14 Bộ truyền bánh răng ( cấp chậm ) Trang 20 Phần III: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN BẰNG Trang 26 TRỤC I của hộp giảm tốc Trang 27 TRỤC II của hộp giảm tốc Trang 30 TRỤC III của hộp giảm tốc Trang 33 Kiểm nghiệm trục về độ bề mỏi Trang 36 Tính kiểm nghiệm độ bền của then Trang 38 Phần IV: Tính và chọn ổ lăn Trang 39 Phần V: Tính các chi tiết máy khác Trang 41 Tài liệu tham khảo Trang 42 Trường ĐHSPKT Tp.HCM ĐẦU ĐỀ THIẾT KẾ ĐỒ ÁN MƠN HỌC CHI TIẾT MÁY Khoa XD&CHƯD THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ Bộ mơn: Thiết kế cơng nghiệp ( Đề số : 02 – Phương án : 2 ) ĐẦU ĐỀ: Sơ đồ động: Gồm : Động cơ điện Nối trục Hộp giảm tốc Xích tải Tang Các số liệu ban đầu: Lực vịng trên băng tải ( F ) : 7500 ( N ) Vận tốc xích tải ( V ) : 1.0 ( m/s ) Đường kính tang ( D ) : 350 ( mm ) Số năm làm việc ( a ) : 5 ( năm ) Đặc điểm của tải trọng: Tải trọng va đập nhẹ.Quay 1 chiều Ghi chú: Năm làm việc (y ) 300 ngày , ngày làm việc 2 ca , 1 ca 8 giờ. Sai số cho phép về tỉ số truyền ∆i = 2 ÷ 3 % KHỐI LƯỢNG CỤ THỂ: Một bản thuyết minh về tính tốn. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc ( khổ A0 ). NHẬN XÉT CỦA GVHD Tp.HCM,ngày tháng 07 năm 2010. Giảng viên hướng dẫn ( Ký , ghi rõ họ tên ) PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN: Cơng suất của trục cơng tác : Hiệu suất chung: Tra bảng 2.3/19,ta được : Cơng suất cần thiết của trục động cơ: Pđc = Tra bảng P1.1 trang 234 sách “ Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí ” tập 1. Ta chọn được động cơ điện K160M4 cĩ các thơng số sau: Pđm = 11 (kw) > Pđc = 9.1 (kw). nđc = 1450 ( vịng / phút ) η% = 87.5 cos φ = 0.87 m = 110 (kg). PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN: Tốc độ quay của trục cơng tác: Tỉ số truyền chung: Chọn ux = 2.8 ( Hợp lý ) Kiểm tra tỉ số truyền: Cơng suất làm việc của các trục: Số vịng quay của các trục: nđc = n1 = 1450 vịng/ phút Moment xoắn của các trục: Bảng số liệu: Trục Thơng số Động cơ I II III IV P (kw) 9.1 9.02 8.57 8.15 7.5 U 1 3.36 2.8 2.8 n ( vịng/ phút ) 1450 1450 432 154 55 T ( N.mm) 59.93x103 59.4x103 189.45x103 505.4x103 1.3x106 PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BỘ TRUYỀN XÍCH: Chọn loại xích: xích con lăn. Chọn số răng đĩa xích : ( Z1 , Z2 ) => Chọn Z1 = 25 ( răng ) => Chọn Z2 = 63 ( răng ) Xác định bước xích: P ( mm ) Bước xích P được xác định theo độ bền mịn của bộ truyền xích , ta cĩ: Với: ( Đường nối tâm 2 đĩa xích so với phương ngang một gĩc nhỏ hơn 600 ). ( tải trọng va đập nhẹ ). ( làm việc 2 ca ). ( mơi trường khơng bụi + bơi trơn tốt ) Trong đĩ: Theo bảng 5.5 với , bộ truyền xích 1 dãy cĩ bước xích P = 31.75 mm thõa mãn điều kiện bền mịn. , dựa vào đĩ ta cĩ : Xác định sơ bộ khoảng cách trục : a ( mm ) Số mắc xích : x ( mắc xích ) => Chọn x = 126 ( mắc xích ). Tính lại khoảng cách trục: Để xích khơng chịu một lực căn quá lớn, giảm a một lượng bằng : Số lần va đập của xích : i ( lần ) Kiểm nghiệm xích về độ bền: Q = 88.5 (kN) ( tra bảng 5.2 ) Kđ = 1.2 Ft = 7500 (N) Fv = q . v2 = 3.8 x 12 = 3.8 (N ) Với: q = 3.8 kg/m ( tra bảng 5.2) F0 = 9.81. Kf.q. a = 9.81x 1x3.8x1.282 = 47.79 (N) Với : Kf = 1 ( bộ truyền thẳng đứng ). Trong đĩ: Vậy : => Đủ độ bền Đường kính đĩa xích: Với : ( Tra bảng 5.2 được dl = 19.05 ( mm ) ) Kiểm nghiệm độ bền của đĩa xích: A = 262 mm2 kd = 1 ( xích con lăn 1 dãy ) E = 2.1x105 Mpa ( chọn vật liệu thép ) Với: Như vậy dùng thép C45 tơi + ram đạt độ cứng HRC50 sẽ đạt được ứng suất tiếp cho phép [ б ] = 900Mpa. Đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. Tương tự, бH2 ≤ [ б ] ( với cùng loại vật liệu và nhiệt luyện ). Xác định lực tác dụng lên trục: Với kx = 1.05 ( bộ truyền thẳng đứng ). BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG: Chọn vật liệu : Theo quan điểm thống nhất hĩa trong thiết kế.Ở đây ta chọn vật liệu cho 2 cấp bánh răng, dựa vào bảng (6.1) ta được : Bánh nhỏ : Thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn HB241..285 cĩ бb1 = 850 Mpa, бch1 = 580 Mpa. Bánh lớn : Thép 45 tơi cải thiện đạt độ rắn HB192..240 cĩ бb2 = 750 Mpa, бch2 = 450 Mpa. Xác định ứng suất cho phép : Theo bảng (6.2) với thép 45, tơi cải thiện đạt độ rắn HB180..350. Độ rắn cho bánh nhỏ : HB1 = 245 Độ rắn cho bánh lớn : HB2 = 230 Chọn : Khi đĩ : Theo (6.5), , do đĩ : Theo ( 6.7 ) , do đĩ Suy ra , do đĩ Như vậy , theo (6.1a) sơ bộ xác định được : Với cấp nhanh sử dụng răng nghiêng , do đĩ theo (6.12) ta được : Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng , do đĩ theo (6.12) tương tự ta được : Theo (6.7) , do đĩ Tương tự Do đĩ theo 6.2a với bộ truyền quay 1 chiều KFC = 1 , ta được : Ứng suất quá tải cho phép : theo (6.13) và (6.14) Tính tốn cấp nhanh ( bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ) Xác định sơ bộ khoảng cách trục : Theo (6.15a) Theo bảng 6.6 chọn ψba = 0.3 Theo 6.5 chọn Ka = 43 Theo (6.16) ψbd = 0.5xψbax(u1 + 1) = 0.5x0.3x(3.36 + 1) = 0.6 Theo bảng 6.7 chọn KHβ = 1.02 ( sơ đồ 6 ) T1 = 59.4x103 N.mm Trong đĩ : Chọn aw1 = 120 (mm) Xác định các thơng số ăn khớp: Theo (6.17) m1 = ( 0.01 ÷ 0.02 )x aw1 = ( 0.01 ÷ 0.02 )x120 = 1.2 ÷ 2.4 Theo 6.8 chọn mơđun pháp : m1 = 2 (mm) Chọn sơ bộ : β1 = 150 à cos β1 = 0.9659 Theo (6.31) , số răng bánh nhỏ : Chọn Z1 = 27 (răng) Số răng bánh lớn : Chọn Z2 = 90 (răng) Tỉ số truyền thực : Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo (6.33) Trong đĩ : Theo 6.5 chọn Zm = 274 Mpa1/3 Theo (6.35): Với : Theo (6.34) Theo (6.37): Theo (6.36c) Trong đĩ theo (6.38b): Đường kính vịng chia bánh lăn nhỏ : Theo (6.40): Với v = 4.2 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 8 Và với v < 5 m/s à chọn KHα = 1.09 ( theo bảng 6.14 ) . Theo (6.42): Theo bảng 6.15 chọn бH = 0.002 Theo bảng 6.16 chọn g0 = 61 Trong đĩ: Theo (6.41): Theo (6.39): Thay tất cả vào biểu thức (6.33) , ta được : Xác định chính xác ứng suất tiếp cho phép : Theo (6.1) với v = 4.2 m/s < 5 m/sà Zv = 1. Cấp chính xác động học là 8 nên ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7 ; Khi đĩ cần gia cơng đạt độ nhám Ra = 1.25 ÷ 0.63 μm à ZR = 1. Với da < 700 mm à KXH = 1. Theo (6.1) và (6.1a) : Như vậy бH = 461.96 (Mpa) < [бH] = 495.5 (Mpa) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : Theo (6.43) : Trong đĩ: Theo bảng 6.7 chọn KFβ = 1.05 Theo 6.14 với v < 5 m/s và cấp chính xác 8 chọn KFα = 1.27 Theo (6.47): Với: Số răng tương đương: Theo bảng 6.18, ta được : Với m1 = 2 (mm) , Ys = 1.08 – 0.0695ln2 = 1.03 ; YR = 1 ( bánh răng phay ), KxF = 1 ( da < 400mm ). Theo (6.2) và ( 6.2a ) : Trong đĩ : бF = 0.006 ( theo 6.15 ) g0 = 61 ( theo 6.16 ) εα = 1.68 à Yε = 1/ εα = 1/ 1.68 = 0.595 β = 12.8380 à Yβ = 1 – 12.838/140 = 0.908 YF1 = 3.9 YF2 = 3.61 Thay các giá trị vừa tính vào cơng thức (6.43) : Vậy răng đạt yêu cầu về độ bền uốn Kiểm nghiệm răng về quá tải: Theo ( 6.48 ) , với Theo (6.49): Thơng số và kích thước bộ truyền ( Cấp nhanh ): Khoảng cách trục : Mơđun pháp : Chiều rộng vành răng : Tỉ số truyền : Gĩc nghiêng của răng : Số răng của bánh răng : Hệ số dịch chỉnh : Theo cơng thức trong bảng 6.11 , ta được : Đường kính vịng chia : Đường kính đỉnh răng : Đường kính đáy răng : . Tính tốn cấp chậm ( bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng ) Xác định sơ bộ khoảng cách trục : Theo (6.15a) Theo bảng 6.6 chọn ψba = 0.3 Theo 6.5 chọn Ka = 43 Theo (6.16) ψbd = 0.5xψbax(u1 + 1) = 0.5x0.3x(2.8 + 1) = 0.6 Theo bảng 6.7 chọn KHβ = 1.03 ( sơ đồ 5 ) T1 = 189.45x103 N.mm Trong đĩ : Chọn aw2 = 161 (mm) Xác định các thơng số ăn khớp: Theo (6.17) m2 = ( 0.01 ÷ 0.02 )x aw2 = ( 0.01 ÷ 0.02 )x161 = 1.6 ÷ 3.2 Theo 6.8 chọn mơđun pháp : m2 = 3 (mm) Chọn sơ bộ : β1 = 150 à cos β1 = 0.9659 Theo (6.31) , số răng bánh nhỏ : Chọn Z1 = 27 (răng) Số răng bánh lớn : Chọn Z2 = 76 (răng) Tỉ số truyền thực : Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo (6.33) Trong đĩ : Theo 6.5 chọn Zm = 274 Mpa1/3 Theo (6.35): Với : Theo (6.34) Theo (6.37): Theo (6.36c) Trong đĩ theo (6.38b): Đường kính vịng chia bánh lăn nhỏ : Theo (6.40): Với v = 1.9 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9 Và với v < 5 m/s à chọn KHα = 1.13 ( theo bảng 6.14 ) . Theo (6.42): Theo bảng 6.15 chọn бH = 0.002 Theo bảng 6.16 chọn g0 = 73 Trong đĩ: Theo (6.41): Theo (6.39): Thay tất cả vào biểu thức (6.33) , ta được : Xác định chính xác ứng suất tiếp cho phép : Theo (6.1) với v = 1.9 m/s < 5 m/sà Zv = 1. Cấp chính xác động học là 9 nên ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ; Khi đĩ cần gia cơng đạt độ nhám Ra = 2.5 ÷ 1.25 μm à ZR = 0.951. Với da < 700 mm à KXH = 1. Theo (6.1) và (6.1a) : Vì [бH]’ < бH ( trong khoảng 4% ) nên ta giữ nguyên các kết quả tính tốn và chỉ cần tính lại chiều rộng bánh răng. Chọn bw2 = 50 (mm) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : Theo (6.43) : Theo bảng 6.7 chọn KFβ = 1.08 Theo 6.14 với v < 2.5 m/s và cấp chính xác 9 chọn KFα = 1.37 Theo (6.47): Với: Số răng tương đương: Theo bảng 6.18, ta được : Với m1 = 3 (mm) , Ys = 1.08 – 0.0695ln3 = 1 ; YR = 1 ( bánh răng phay ), KxF = 1 ( da < 400mm ). Trong đĩ: Trong đĩ : бF = 0.006 ( theo 6.15 ) g0 = 73 ( theo 6.16 ) εα = 1.65 à Yε = 1/ εα = 1/ 1.65 = 0.606 β2 = 16.340 à Yβ = 1 – 16.34/140 = 0.883 YF1 = 3.8 YF2 = 3.61 Theo (6.2) và ( 6.2a ) : Thay các giá trị vừa tính vào cơng thức (6.43) : Vậy răng đạt yêu cầu về độ bền uốn Kiểm nghiệm răng về quá tải: Theo ( 6.48 ) , với Theo (6.49): Thơng số và kích thước bộ truyền ( Cấp chậm ): Khoảng cách trục : Mơđun pháp : Chiều rộng vành răng : Tỉ số truyền : Gĩc nghiêng của răng : Số răng của bánh răng : Hệ số dịch chỉnh : Theo cơng thức trong bảng 6.11 , ta được : Đường kính vịng chia : Đường kính đỉnh răng : Đường kính đáy răng : . PHẦN III: THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN BẰNG Chọn vật liệu: бb = 600Mpa [ τ ] = 1220 Mpa Thép 45 cĩ: Tính sơ bộ đường kính: ( tra bảng P1.5 trang 240 ) Mặt khác, ta lại cĩ : Tra bảng 10.2 trang 189 , ứng với Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: Chiều dài mayơ của bánh răng trụ: Vậy chọn: Chiều dài mayơ nửa khớp nối ( chọn nối trục vịng đàn hồi ): à Chọn Chọn các kích thước theo bảng 10.3 : khe hở giữa 2 bánh răng với nhau hoặc giữa các cặp bánh răng với thành trong của hộp : K1 = 10 ( mm ). Khoảng cách từ thành trong của hộp đến mặt bên của ổ lăn : K2 = 12 ( mm ), ( vì cần phải làm bạc chắn mỡ để bảo vệ mỡ trong bộ phận ổ lăn ). Khoảng cách từ mặt cạnh của bánh răng đến nắp ổ : K3 = 15 ( mm ). Chiều cao nắp ổ và đầu bulơng : Kn = 18 ( mm ). Theo bảng 10.4 ( loại hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp ): Khoảng cách giữa các gối đỡ : Xác định đường kính và chiều dài các trục: Trục I: Tính các lực tác dụng lên bánh răng: Tra bảng 16.2 ta được : D = 100 mm Tính phản lực : Moment Mx12 phát sinh do dời lực Fz12 : Với dn1 = d1 = 55.38 ( cấp nhanh ) Từ ( 1 ) và ( 2 ) : à Fly10 = 92.4 Từ ( 3 ) và ( 4 ) : à Flx10 = 1507.07 Fly10 = 92.4 ( N ) Fly11 = 390.8 ( N ) Flx10 = 1507.07 ( N ) Flx10 = 636.56 ( N ) Tĩm lại : Vẽ biểu đồ nội lực : Tính moment uốn tại tiết diện nguy hiểm : Chọn mặt cắt khảo sát tại C : Tính lại đường kính d1 để trục bền : Chọn d1 = 28 ( mm ) Tra bảng 10.5 ta được : [ σ ] = 63 Mpa. B. Trục II : Tính các lực tác dụng lên bánh răng: Tính phản lực : Moment Mx22 và Mx23 phát sinh do dời lực Fz22 và Fz23 : Với dn2 = d2 = 184.61mm ( cấp nhanh ) Với dc1 = d1 = 84.41mm ( cấp chậm ) Từ ( 1 ) và ( 2 ) : à Fy20 = - 491.57 Từ ( 3 ) và ( 4 ) : à Fx20 = 52.09 Fy20 = - 491.57 ( N ) Fy21 = 1343.37 ( N ) Fx20 = 52.09 ( N ) Fx21 = 2288.28 ( N ) Tĩm lại : Vẽ biểu đồ nội lực : Tính moment uốn tại tiết diện nguy hiểm : Chọn mặt cắt khảo sát tại C : Tính lại đường kính d1 để trục bền : Chọn d2 = 34 ( mm ) Tra bảng 10.5 ta được : [ σ ] = 63 Mpa. C. Trục III : Chiều dài mayơ khớp nối ra trên trục 3 : à Chọn Tính các lực tác dụng lên bánh răng: Theo đề ta được : Dt = 350 mm Tính phản lực : Moment Mx33 phát sinh do dời lực Fz33 : Với dc2 = d2 = 237.59 mm ( cấp chậm ) Từ ( 1 ) và ( 2 ) : à Fy30 = -1360.21 Từ ( 3 ) và ( 4 ) : à Fx30 = - 1267 Fy20 = - 1360.21 ( N ) Fy21 = - 271.79 ( N ) Fx20 = - 3937 ( N ) Fx21 = - 1267 ( N ) Tĩm lại : Vẽ biểu đồ nội lực : Tính moment uốn tại tiết diện nguy hiểm : Chọn mặt cắt khảo sát tại C : Tính lại đường kính d1 để trục bền : Chọn d3 = 45 ( mm ) Tra bảng 10.5 ta được : [ σ ] = 63 Mpa. Dựa vào biểu đồ moment ta xác định đường kính trục tại một số tiết diện : Trục I : d11 = 18 ( mm ) d12 = 25 ( mm ) d13 = 28 ( mm ) d15 = 25 ( mm ). Trục II : d22 = 30 ( mm ) d23 = 32 ( mm ) d24 = 34 ( mm ) d25 = 30 ( mm ). Trục III : d32 = 38 ( mm ) d34 = 45 ( mm ) d35 = 38 ( mm ) d36 = 30 ( mm ). Kiểm nghiệm trục về độ bề mỏi : Với thép 45 cĩ бb = 600Mpa , б-1 = 0.436 бb = 600Mpa , τ-1 = 0.58 б-1 = 151.7 Mpa. Tra bảng 10.7/107 ta cĩ : Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đĩ бa ; tính theo ( 10.22 ), бmj = 0. Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đĩ τmj = τaj . Tính theo ( 10.23 ) Xác định hệ số an tồn ở các tiết diện nguy hiểm của trục : Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ moment tương ứng cĩ thể thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm : Trục I : tiết diện lắp bánh răng ( 1-3 ) và nối trục ( 1-1 ). Trục II: tiết diện lắp bánh răng ( 2-3 ) và ( 2-4 ). Trục III: tiết diện lắp bánh răng( 3-4 ) và nối đĩa xích ( 3-6 ). Chọn lắp ghép: các ổ lăn trên trục theo k6 , lắp bánh răng, xích, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then. Kích thước của then theo ( bảng 9.1 ) trị số của moment cản uốn và moment cản xoắn ( bảng 10.6 ), ứng với các tiết diện như sau : Tiết diện dtrục ( mm ) bxh t1 W(mm3) W0 (mm3 ) 1-1 18 8x7 4 1090.5 2447.67 1-3 28 8x7 4 1771 3926.26 2-3 32 10x9 5 2129.88 4780.6 2-4 34 10x9 5 3240.27 7098.94 3-4 45 14x11 5.5 7611.26 16557.47 3-6 38 14x11 5.5 6052.34 13325.9 Xác định các hệ số Kбdj và Kτdj đối với các tiết diện nguy hiểm theo cơng thức ( 10.25 ) và ( 10.26 ). Các trục được gia cơng trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm đạt yêu cầu Ra = 1.25.0.63 μm, do đĩ theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx = 1.06. Khơng dùng các biện pháp tăng độ bền bề mặt, do đĩ hệ số tăng bền Ky = 1. Theo bảng 10.12, khi dùng dao phay ngĩn, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu cĩ бb = 600Mpa là Kб = 1.76 , Kτ = 1.54. Theo bảng 10.10 tra hệ số kích thước εб và ετ ứng với đường kính của tiết diện nguy hiểm. Từ đĩ xác định được tỉ số Kб / εб và Kτ / ετ tại rãnh then trên các tiết diện này. Trên cơ sở đĩ dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị tính của Kб / εб để tính Kбd ; và giá trị lớn hơn trong hai giá trị Kτ / ετ để tính Kτd . Kết quả tính ghi trong bảng 10.5 . Xác định hệ số an tồn chỉ xét riêng ứng suất pháp Sб theo ( 10.20 ) và hệ số an tồn chỉ xét riêng ứng suất tiếp Sτ theo ( 10.21 ),Cuối cùng tính hệ số an tồn S theo ( 10.19 ) với các tiết diện nguy hiểm, kết quả ghi trong bảng 10.5 cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên 3 trục đều đảm bảo an tồn về mỏi: [ S ] = 1.5 ÷ 2.5. Tiết diện d (mm) Tỉ số Kб / εб Tỉ số Kτ / ετ Kбd Kτd Sб Sτ S Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng 1-1 18 1.96 2.06 1.71 1.64 2.12 1.77 - 9.02 1 1-2 25 - 2.06 - 1.64 2.12 1.77 2.6 8.6 2.48 1-3 28 1.98 2.06 1.73 1.64 2.12 1.79 2.4 8.8 2.3 2-3 32 2 2.06 1.8 1.64 2.12 1.78 2.2 13.8 2.17 2-4 34 2.02 2.06 1.82 1.64 2.14 1.82 2.6 8.65 2.48 3-4 45 2.12 2.06 1.88 1.64 2.21 2.04 2.08 5.06 1.89 3-5 38 - 2.06 - 1.64 2.21 2.04 2.08 5.06 1.92 3-6 30 2.1 2.06 1.86 1.64 2.21 2.02 - 6.02 1 Tính kiểm nghiệm độ bền của then : Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm tra mối ghép về độ bền dập theo ( 9.1 ) và độ bền cắt theo ( 9.2 ). Kết quả tính tốn như sau, với lt = 1.35d . d (mm) lt bxh t1 T(N.mm) бd ( Mpa) τc (Mpa) 18 33 8x7 4 59,4.103 50 18.75 25 34 8x7 4 59,4.103 46.58 17.47 28 38 8x7 4 59,4.103 37.2 13.95 32 41 10x9 5 189,45.103 77 34.22 34 46 10x9 5 189,45.103 60.56 26.9 45 61 14x11 5.5 505,4.103 66.95 33.47 38 61 14x11 5.5 505,4.103 66.95 33.47 30 57 14x11 5.5 505,4.103 76.76 38.38 Theo bảng 9.5, với tải trọng tĩnh [бd ] = 150Mpa , [τc ] = 60 ÷ 90 Mpa. Vậy các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt . PHẦN IV: TÍNH VÀ CHỌN Ổ LĂN Trục I: Để tiếp nhận lực hướng tâm ta dùng ổ bi đỡ một dãy. Fa = 0 (răng chữ V), đường kính ngõng trục 20mm. Ta chọn ổ bi đỡ một dãy đặc biệt nhẹ vừa 104 có : d = 20, D = 42, B = 12, C = 7,36 KN, Co = 4,54 KN Phản lực ở hai gối đỡ khi tính trục: Flt10 = 923 N Flt11 = 1008 N Ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Fr = Flt11 = 1008 (N). Theo công thức 11.3 →Q = 1008 (N) (N) < C = 7360 (N) Qo = XoFr = 0,6.1008 = 604,8 (N) < Co = 4540 (N) Như vậy khả năng tải tĩnh và tải động của ổ lăn được đảm bảo. Trục II: Vì là bánh răng có răng chữ V nên Fa = 0. Ta dùng ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nặng 407 vì đường kính ngõng trục d = 35 nên ta chọn ổ lăn có đường kính trong d = 35 mm, D = 100 mm, B = 25 mm, C = 40 KN , Co = 31,9 KN Theo công thức 11.3 trang 214: Q = (XVFr + YFa)ktkđ = 5112 (N) Trong đó Fa = 0 Fr = Flt20 = Flt21 = 5112 (N) X, V, kt, kđ = 1 28600 (KN) = 28,6 (KN) < C = 43,6 (KN) Qo = XoFr = 0,6.5112 = 3067 (N) < Co = 31900 (N) Vậy ổ lăn đảm bảo được yêu cầu tải tĩnh và tải động. Trục III: Với tải trọng và chỉ có lực hướng tâm ta dùng ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡ 0; 1. Với đường kính ngõng trục d = 50 mm ta dựa vào bảng P2.11 trang 261 chọn ổ bi đỡ cỡ nặng 410 có đường kính trong d = 50 mm, đường kính ngoài D = 130 mm, khả năng tải động C = 68,5 KN, chiều rộng ổ B = 22 mm, khả năng tải tĩnh C0 = 53 KN. Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ. Vì trên đầu ra của trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của Fx33 ngược với chiều đã dùng khi tính trục tức là cùng chiều với Fx32. Khi đó phản lực trong mặt phẳng zox (N) Flx30 = – (Fx32 + Fx33 – Fx31) = – (7534 +6137 – 11972) = –1699 (N) Dấu “–” chứng tỏ các phản lực này ngực với chiều của Fx32 và Fx33. Như vậy phản lực tổng trên hai ổ: = 2919 (N) = 12205 (N) Trong khi đó phản lực tại hai khối đỡ khi tính trục là Flt30 = 6299 (N), Flt31= 5033 (N). Vậy ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Fr = Flt31 = 12205 (N). Theo cong thức 11.3, với Fa = 0 tải trọng quy ước Q = XVFrktdđ = 1.1.12205.1.1 = 12205 (N) Trong đó: X = 1 : ổ đỡ chịu lực hướng tâm V = 1 : vòng trong quay kt = 1 : nhiệt độ t 1000 C kđ = 1 : tải trọng tĩnh Theo công thức 11.1 khả năng tải động 68200 (N) = 68,2 (KN) Trong đó: m = 3 : ổ bi =174,6 (triệu vòng) Cd = 68,2 KN < C = 68,5 KN Kiểm ta khả năng tải tĩnh của ổ: Theo 11.19 với Fo = 0, Qo = XoFr = 0,6.12205=7323 (N) X0 = 0,6 bảng 11.6 Như vậy Qo < Co = 53 KN khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. Cố định trục theo phương dọc trục Để cố định trục theo phương dọc trục có thể 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 ổ lắp với hộp giảm tốc bằng vít loại nắp này dễ chế tạo và dễ lắp ghép. Bôi trơn ổ lăn Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc bộ truyền bánh răng thấp, không thể dùng phương pháp bắn toé để hắt dầu trong hộp vào bôi trơn bộ phận ổ. Có thể dùng mỡ loại T ứng với nhiệt độ làm việc từ 601000C và vận tốc dưới 1500vòng/phút.(bảng 8-28). Lượng mỡ chiếm 2/3 chỗ rỗng bộ phận ổ: để mỡ không chảy ra ngoài và ngăn không cho dầu rơi vào bộ phận ổ, nên làm vòng chắn dầu. Che kín ổ lăn Để che kín các đầu trục ra, tránh sự xâm nhập các bụi bặm và tạp chất vào ổ, cũng như ngăn mỡ chảy ra ngoài, ở đây dùng loại vòng phớt là đơn giản nhất, bảng 8-29 cho kích thước vòng phớt. PHẦN IV: CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC Chọn vỏ hộp đúc, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường làm các trục để việc lắp ghép được dễ dàng. Bảng 18-1 trang 85 cho phép ta tính kích thước các phần tử cấu tạo vỏ hộp sau đây: Chiều dày thành thân hộp: 10 mm Chiều dày thành nắp hộp:10 mm Đường kính bulông nền: 20 mm Đường kính các buông khác: Ở cạnh ổ: 13 mm Ghép nắp vào thân: 10 mm Ghép nắp ổ: 10 mm Ghép nắp của thân: 6 mm Chiều dày mặt bích dưới của thân: 30 mm Chiều dày mặt bích trên của nắp: 30 mm Chiều dày đế hộp không có phần lồi: 10 mm Chiều dày gân ở thân hộp: 10 mm Đường kính bulông vòng chọn theo trọng lượng của hộp giảm tốc, với khoảng cách trục a của 2 cấp 134x186 tra bảng 10-11a và 10-11b ta chọn bulông M10. Số lượng bulông nền: Trong đó L – chiều dài hộp, sơ bộ lấy bằng 900mm B – chiều rộng hộp, sơ bộ lấy bằng 350mm lấy n = 6 Bôi trơn hộp giảm tốc: Ở trên chúng ta đã trình bày phương pháp bôi trơn bộ phận ổ, nên phần này chỉ trình bày việc bôi trơn các bộ truyền bánh răng. Do vận tốc nhỏ nên chọn phương pháp ngâm các bánh răng trong dầu.Vì vận tốc thấp nên công suất tổn hao để khuấy dầu không đáng kể. Theo bảng 10-17 chọn độ nhớt của dầu bôi trơn bánh răng ở 500C là116 centistốc hoặc 16 độ Engle và theo bảng 10-20 chọn loại dầu AK20. TÀI LIỆU THAM KHẢO Tập 1,2 Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí, PGS. TS. TRỊNH CHẤT – TS. LÊ VĂN UYỂN, NXB Giáo dục