Đồ án học phần cơ sở thiết kế máy: Thiết kế hệ dẫn động băng tải

Chia sẻ: nguyenluan_cbk

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy. Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến thức đó học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc; ...

Bạn đang xem 20 trang mẫu tài liệu này, vui lòng download file gốc để xem toàn bộ.

Nội dung Text: Đồ án học phần cơ sở thiết kế máy: Thiết kế hệ dẫn động băng tải

ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY



THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN
ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY
BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ SỞ
**********
Đề số 1A:

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI




Số liệu cho trước

Lực kéo xích tải F (N)
1 F 9750 N
Vận tốc băng tải v (m/s)
2 V 0,7 m/s
Đường kính băng tải D (mm)
3 D 500 mm
Thời gian phụ c vụ Lh (giờ) giờ
5 Lh 20000
Số ca làm việc
6 2 ca
45o
Góc nghiêng đường nố i tâm bộ truyền độ
7 
ngoài α (độ)
Đặc tính làm việc
8 Êm
Mục lục
Bản thuy ết minh đồ án gồm những phần chính sau:
- Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.
- Phầ n II : Tính toán bộ truyền đai thang.
- Phần III : Tính toán bộ truyền xích
- Phầ n IV : Tính toán bộ truy ền bánh răng trụ răng nghiêng.
- Phầ n V : Chọn khớp nối.
- Phầ n VI : Tính toán và kiểm nghiệm trục.
- Phầ n VII : Tính chọn then.
- Phầ n VIII : Tính chọn ổ trục.
- Phầ n IX : Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục.
- Phầ n X : Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy khác.
- Phầ n XI : Xây dựng bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép.
Lời nói đầ u

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không th ể thiếu đối với một k ỹ sư
ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về m áy và kết cấu máy.
Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, m ỗi sinh viên được h ệ thống lại các kiến
thức đó học nhằm tính to án thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về kh ả n ăng
làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp
ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu m ới về phương
pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác. Do đó khi thiết kế đồ án chi
tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ d ẫn động
cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy ...từng bước giúp sinh viên làm quen với
công việc thiết kế và nghề n ghiệp sau này của mình.
Trong học ph ần cơ sở thiết kế máy, nhằm củng cố kiến thức cho sinh viên, em đó
được giao đ ề tài :
THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Với sự hướng dẫn tận tình củ a giảng viên
Nguyễn Văn Huyến.Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ truyền
đai, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền xích. Hệ được d ẫn động b ằng
động cơ điện thông qua khớp nối, qua b ộ truyền đai, hộp giảm tốc và bộ truyền xích đ ể
truyền động đến băng tải.
Với một khố i lượng kiến th ức tổng hợp lớn, và có nhiều ph ần em chưa n ắm vững,
dù đã tham khảo các tài liệu song khi thự c hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh
được những thiếu sót.Em mong được sự góp ý và giúp đỡ của các th ầy cô giáo và bạn
bè.
Em xin chân thành cảm ơn các th ầy cô giáo trong Khoa, đ ặc biệt là th ầy Nguyễn
Văn Huyến đ ã h ướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành
đồ án môn học này....


H ưng Yên, ngày…/…./….
Sinh viên: Nguyễn Trọng Đạt .
Chú thích: Tài liệu [1] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 1
Tài liệu [2] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 2
Tài liệu [3] : Hướng dẫn đồ án cơ sở thiết kế máy




PH ẦN I: CHỌ N ĐỘ NG CƠ VÀ PHÂN PHỐ I TỈ SỐ TRUYỀN

1.1. Chọ n động cơ
* Công suất cần thiết:
- Công su ất danh nghĩa trên trục công tác: Pdn = F.v/1000
Với F: lực kéo băng tải
V: vận tốc băng tải


Pdn = 9750.0,7/1000 =6,825 kW
)2 ti /  ti
( P / t
- Công suất đẳng trị của độ ng cơ: β = P1 i 1


Trong đó: -P1 : Công suất lớn nhấ t trong các công suất tác dụng lâu dài trên
trục công tác.
- Pi : Công suất tác dụng trong thời gian ti.
1 2 .4  0,6 2 .4
 β= = 0,82 kW
8
- Công suấ t tính toán trên trục máy công tác: Pt = Pdn .β
 Pt = 6,825.0,82 = 5 ,597 kW
- Hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động:
Ta gọ i  ht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức:
 ht =  k.  đ. rtru. ol4  x
Theo bảng 2.3 –tr.19 Tài liệu 1
 k – hiệu su ất củ a khớp nố i. k =1
 đ - hiệu suất của bộ truyền đai thang.  đ = 0,95
 rtru – hiệu su ất của bộ truyền bánh răng trụ.  rtru = 0,97
 ol – h iệu suất củ a một cặp ổ lăn.  ol = 0,99
 x – hiệu suất của bộ truyền xích.  x = 0,92

  ht=1 2.0,95.0,97.0,994.0,92= 0,8144
- Công suất cần thiết trên trục động cơ: Pct = Pt / η= = 5,597 /0,144 = 6 ,87 kW
* Số vòng quay đồng bộ của đ/cơ:
- Số vòng quay trên trục công tác: nlv = 60000.v/(πD)
Với: v- vậ n tốc băng tả i (m/s)
D- Đường kính băng tả i (mm)
 nlv = 60000.0,7(3,14.500)= 26,75 (v/p)
- Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động (sơ bộ): ut = ux.uđ.uh
Chọn sơ bộ TST : bộ truyền xích ux = 3,5
hộp giảm tố c=bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp u h=4
bộ truyền đai uđ = 4
 ut = 3,5.4.4 = 56
- Số vòng quay trên trục động cơ : nsb = nlv. ut = 2 6,75 .56 = 1498 (v/p)
Chọn số vòng quay đồng bộ củ a đ/cơ: nđb = 1 500 v/ph



* Chọn động cơ: Dựa vào bảng P1.1 sử dụng loại động cơ K132M4


Kiểu Công suất Vận tốc quay
động cơ Khối
Vòng/phút
lượng
% Cos  Ik Tk
I dn Tdn
Kw Mã 50Hz 60Hz
lực
K160S4 7 ,5 10,0 1450 1740 87,5 0,86 5 ,8 2,2 94 (kg)



1.2. Phân phối tỷ số truyền:
* Tính lại tỷ số truyền chung: ut = nđc / nlv = 1450 / 2 6,75 = 54
* Phân phối TST: Chọn uh= 4, chọ n ux=3,5
Ta có: uđ = ut/(uh.ux) = 54 /(3,5.4) = 3,86

1.3. Tính các thông số trên các trục:
*Tính toán tốc độ quay của các trục :
n dc
= 1450/1 =1450 (v/p)
Trục động cơ: nđc =
-
uk


ndc
= 1450 /3,86 = 375,6(v/p)
Trục I: nI =
-
ud
nI
= 374,4/4 = 9 3,9 (v/p)
Trục II: nII =
-
ubrr
*Tính công suất trên các trụ c:
- Pđc = pct = 6,87 kW
- PI = Pđc.ηđ.ηol = = 6,87.0,95.0,99 = 6,46 kW
- PII = PI. ηbr.ηol = 6,46.0,97.0,99 = 6,2 kW
* Tính mômen xo ắn:
Tđc = 9,55.10 6.Pct / nđc = 9,55.106. 6,87 / 1450 = 45247,2 (Nmm)
T1 = 9,55.10 6.PI / n1 = 9,55.106. 6,46/ 375,6 = 164251,9 (Nmm)
T2 = 9,55.10 6.PII / n2 = 9 ,55.106. 6,2 / 93,9 =632585,5 (Nmm)
1.4. Bả ng k ết quả tính toán :
Trục Trụ c Trụ c Trục
Động cơ I II
Thông số

Tỷ số truyền
3,86 4


Công suất
P( kW)
6,87 6,46 6,2


Số vòng quay
n (v/ph) 1450 375,6 93,9


Momen xoắn
T( N.mm ) 45247,2 164251,9 632585,5
PH ẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG


2.1. Chọ n tiết diện đai
Chọn tiết diện đai thang:
Theo hình 4.1 tài liệu [1]
Với Pđc =5,5 kW
nđc = 1445 vòng/phút
 chọn tiết diện đai A với các thông số theo bảng 4,13 tài liệu (1):


Diện tích
Kích thước tiết diện, mm Chiều dài giới hạn

tiết diện A,
hiệu Đường kính bánh l, mm
mm 2
bt B h yo đai nhỏ d1, mm
100  200 560  4000
A 11 13 8 2,8 81

Mặt cắt của đai thang

13

11

2,8
8




400


Hình 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang:

2.2.Tính toán sơ bộ đai
 Chọn đường kính bánh đai nhỏ
d1 = (5,2...6,4) 3 T1
Với T1: mômen xo ắn trên trục bánh đai nhỏ.
T1=Tđc=45247,2 N.mm
 d1 = (5,2…6,4 ) . 3 45247,2 = (185,3.. 228,06)
Chọn d 1 = 200mm
Kiểm tra vận tố c đai
 .d1 .n1  .200.1445
v   15,12( m / s )  vmax
60000 60000
với vmax = 25 m/s  thoả m ãn điều kiện.
Theo (4.2) tài liệu [1]
Hệ số trượt:  = 0,01-0,02  chọn ε = 0,02
 Chọn đường kính bánh đai lớn là:
Theo (4.2) tài liệu [1], chọn
d2 = u . d1 .(1 - ) = 3 ,86 .200(1 - 0,02) =756,6(mm)
Theo bảng 4.21 tài liệu [1] chọn đường kính tiêu chuẩn
d2 = 800 mm
Vậy tỉ số truyền thực tế:
-
d2 800
ut    4,1
d1 ( 1   ) 200( 1  0,02 )
Sai số tỉ số truyền là:
ut  u 4,1  4
.100%  2,5%  5% Thỏa mãn điều kiện
u  .100% 
u 4
 Chọn kho ảng cách trục và chiều dài đai
Theo b ảng 4.14 trang 60 tài liệu [1] chọn kho ảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u và
đường kính bánh đai d 2:b
a
 0,95  a=0,95. d2 = 0,95.800=760
d2
Kiểm tra điều kiện a:
0,7(d1 + d2) + h  a  2(d1 + d2)
0,7(d1 + d2) + h = 0,55(200+ 800) + 8 = 558
2(d 1 + d2) = 2 (200 + 800) = 2000
 thỏa mãn đ iều kiện
Theo (4.4) tài liệu [1]
Từ kho ảng cách trụ c a đ ã chọn, ta có chiều dài đai:
( d 2  d1 )2
l  2.a  0,5. .( d1  d 2 ) 
4.a
( 800  200 )2
 2.760  0,5. .( 200  800 )   3208 mm
4.760
Theo bảng 4.13 tài liệu [1]  chiều dài tiêu chu ẩn
l = 3350 mm
Nghiệm số vòng ch ạy củ a đai trong 1 giây
Theo công thức (4.15) tài liệu [1]
v 15,12
i   4,51  imax
l 3,35
với imax = 10 vòng/giây

Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2360 mm
-
Theo (4.6) trang 54 tài liệu [1]
  2  8.2
a
4
Trong đó:
 ( d1  d 2 )
 l 
2
d  d1
 2
2
2l   ( d 2  d 1 )  [ 2l   ( d 2  d1 )] 2  8( d 2  d 1 )2
a
8
2
 2.3350-3,14.(800+ 200)  8.( 800  200 )2
2.3350  3,14.( 800  200 ) 
a
8
 a  836 mm
Theo (4.7) trang 54 tài liệu [1] , góc ôm bánh đai nhỏ
57 o
 1  180 o  ( d 2  d1 )
a
57 o
 1  180 o  ( 800  200 )  139 o
836
 1 > min = 120 o  tho ả mãn điều kiện
2.3. Xác định số đai z:
Theo (4.16) trang 60 tài liệu [1]
P1 .K d
z
[Po ] . C .Cl. .Cu .C z
Trong đó:
+ C : hệ số kể đ ến ảnh hưởng của góc ôm 1
Bảng 4.15 trang 61 tài liệu [1]  C = 1 -0,0025(180 - 1 ) = 0,89với  = 139 o
+ Cl : h ệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai
l 3350
  1,97
lo 1700
Với -l: chiều dài đai của bộ truyền đang xét.
-lo: Chiều dài đai lấy làm thí nghiệm ghi trong bảng 4.19 tài liệu (1)

Bảng 4.16 trang 61 tài liệu [1]  Cl = 1,15
+ Kđ : hệ số tải trọng động
Bảng 4.7 trang 55 tài liệu [1]  Kđ = 1,1
+ Cu : hệ số kể đ ến ảnh hưởng của tỷ số truyền
Bảng 4.17 trang 61 tài liệu [1]  Cu = 1 ,14 với u = 3,86
+ [P o] : công suất cho phép (kW)
Bảng 4.19 trang 62 tài liệu [1]  [Po] = 4,06 kW
với v = 15,12 m/s và d 1 = 200 mm
P1/ [P0] =6,87/4,06 = 1,69

+ Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọ ng cho các dây đai
Bảng 4.18 trang 61 tài liệu [1]  Cz = 1
Do đó
z = 6,87.1,1/(4,06.0,89.1,15.1,14.1) = 1,45
 lấy z = 1
2.4.Chiều rộng của bánh đai theo công thức 4.17 tài liệu(1)
B = (z - 1 ) . t + 2e
Với z = 1, t = 15 và e = 10 Tra bảng 4.21 Tài liệu [1]
 B = (1 - 1) . 15 + 2 . 10 =20 (mm)
 Đường kính ngoài của bánh đai (với ho = 3.3)
da = d1 + 2ho = 200 + 2 . 3,3 = 206,6 (mm)
Xét lực căng bánh đai
+ Xác đ ịnh lực căng do lực li tâm sinh ra:
Theo công thức (4.20) trang 64 tài liệu [1]
Fv = qm . v2 =0,105.15,122

+ q m: khố i lượng 1 m chiều dài đai

Theo bảng 4.22 trang 64 tài liệu [1]
qm = 0,105 kg/m

+ v: vận tốc vòng =15,12(m/s)

+ P 1: công suất trên bánh đai chủ động

Theo (4.19) trang 63 tài liệu [1]
780.P .K d
1
Fo   Fv
v.C . z
780.6,87.1,1
F0 = + 30 = 376,9 (N)
15,12.0,89.1
Lực tác dụng lên trụ c theo công thứ c (4.21) tr64 tài liệu (1).
Fr = 2Fo . z . sin(1/2) = 2 . 376,9 . 1 . sin(139 /2)
 Fr = 706 (N)
a w1
d2

F1
n2
45°
1

45°
d1 O2
n1
F1
Fr
O1 2
F2
1

2
F2




Hình 2.3 – S ơ đồ lực tác dụng trên trục khi bộ truyền đai làm việc


B

t

ho
h




da
d




Hình dáng mặt cắt đai
Bảng thống kê


Thông số Ký hiệu Đai thang

Đường kính bánh đai nhỏ d1, mm 200
Đường kính bánh đai lớn d2, mm 800
Chiều rộng bánh đai B, mm 20
Chiều dài đai l, mm 3350
Số đ ai z 1
Lực tác dụng lên trục Fr, N 706




PH ẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH
3. 1. Chọn lo ại xích
Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn mộ t dãy, gọi tắt là xích
con lăn mộ t dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ b ền mòn cao.
3.2. Xác đ ịnh các thông số của xích và bộ truyền xích
a. Chọ n số răng đĩa xích
Số răng đ ĩa xích nhỏ được xác định theo công thức:
z1 = 29 - 2. uxích ≥ 19 (2.17)
Với uxích = 2  z1 = 29 - 2. 3,5 = 22 >19
Vậy: z1 = 22 (răng)
Tính số răng đĩa xích lớn:
z2 = uxích. z1  zmax (2.18)
Đối với xích con lăn zmax = 120, từ đó ta tính được: z2 = 2,5. 22 = 77(răng)

b. Xác định bước xích p
Theo công thức 5.3 tài liệu (1), bước xích p được xác định từ ch ỉ tiêu về độ bền mòn
của bản lề. Điều kiện đảm b ảo ch ỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết
dưới d ạng:
Pt = P. k. kz. kn  [P] (2.19)
Trong đó: Pt - Công suất tính toán;
P - Công suất cần truyền; P = 2,19 (KW)
[P]- công suất cho phép
Xác định công suất cho phép [P] củ a xích con lăn: với n01 = 200 vòng/phút, bước xích
p = 31,75 (mm), theo bảng 5. 5 - tr - 81 - tài liệu [1], ta có: [P] = 19,3 (KW);
z 01 25
kz - Hệ số răng ; kz = = = 1,1363
z1 22
n01 200
kn - Hệ số vòng quay; kn = = = 2,17
nII 92
Hệ số k được xác định theo công thức 5.4 tài liệu (1):
k = k0. ka. kđc. kbt. kđ. kc (2.20)
Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo b ảng 5.6 -tr 82 - tài liệu [1],với:
k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1 (do đường nố i tâm
của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 45o NHO1 , NHE2 > NHO2 ;
NFE1 > NFO! , NFE2 > NFO2 .
 KHL1 = 1 , KHL2 = 1;
KFL1 = 1 , KFL2 = 1 .
Theo công thức (II -17a) và (II - 18a), ta tính đư ợc:
570.1
[H]1 = = 518,181 Mpa;
1,1
550.1
[H]2 = = 500 Mpa;
1,1
450.1.1
[F]1 = = 257,143 MPa;
1,75
432.1.1
[F]2 = = 246,857 Mpa.
1,75
Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng su ất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ h ơn
trong hai giá trị tính toán củ a [H]1 và [H]2 .
    H 2  =509,0905 Mpa.
 [H] = H 1
2
*Kiểm tra sơ bộ ứng su ất:
1,25  H min = 1 ,25.500=625 Mpa > [H] =509,0905 Mpa.
* Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công
thức:
[H]max = 2,8ch (3. 41)
[F]max = 0,8ch (3.42)
 [H1]max = 2,8. 580 = 1624 Mpa;
[H2]max = 2,8. 450 = 1260 Mpa;
[F1]max = 0 ,8. 580 = 464 Mpa;
[F2]max = 0 ,8. 450 = 360 Mpa.

4.3 - Xác định các thông số cơ bả n của bộ truyền.
a) Xác định khoảng cách trục:
Ta có công thức 6.15a - tr 96 – tài liệu [1 ]:

TII .K H
trong đó:
aw = Ka.(u + 1). 3
 H 2 .u. ba
- Ka: Hệ số phụ thuộc vật liệu củ a cặp bánh răng và loại răng. Với cặp bánh răng
nghiêng làm bằng thép tra bảng 6-5 tr 96 – tài liệu [1]
=> Ka = 43 Mpa1/3
- TII : Mômen xoắn trên trụ c chủ động MII = 30260,44Nmm
- [H]sb = 509,0905 Mpa
- ba = b w/aw Hệ số chiều rộng tra bảng 6-6 (I) ta cú ba = 0,3
- u là tỷ số truyền u = u2 = 3,78 - KH: Hệ số được xác định dựa vào h ệ số đường kính
bd
bd = 0 ,53. ba (u + 1)

=> bd =0,53.0,3.(3,78+1) = 0,76

Tra bảng 6-7 tr 96 – tài liệu [1] bộ truyền ứng với sơ đồ 6 và HB < 350 nên
= > KH = 1,01 và KF = 1,03
30260,44.1,01
vậy aw = 43.(3,78 + 1). 3 =96,023 mm
509,09052 .3,78.0,3
Chọn aw = 100 mm

b) Xác định đường kính vò ng lăn bánh nhỏ

TII .K H .(u  1)
dw=Kd. 3
 H 2 .u. ba
Trong đó:

Kd- hệ số phụ thuộ c vào vật liệu của cặp bánh răng,Theo bảng (6.5) tài liệu [1]

ta cú Kd =67,5 Mpa1/3

30260,44 .1,01.(3,78  1)
=>d w=67,5. 3 = 53,47 mm
509,09052 .3,78.0,3

4- Xác định thông số ă n khớp.
+) Xác đ ịnh môđun ta có m = (0,01  0 ,02)aw

=> m = (0,01  0,02).100 = (1, 0  2 , 0) mm
Kết hợp với bảng 6-8 tr 99 - tài liệu [1] chọn môđun tiêu chuẩn m = 2 mm
Sơ bộ chọn góc nghiêng  = 10o
+) Số răng bánh nhỏ:
2.a . cos10  2.100. cos10
= 20,5 Chọn Z1 = 20(răng)
Z1 = =
2.(3,78  1)
m(u 34  1)
+) Số răng bánh lớn:

Z2= u.Z1= 3,78.21= 75,6(răng) Lấy Z2 = 76 (răng)

=> TST thực là: um = Z2/Z1 = 76/20 = 3,8

 Zt = Z1 + Z2 = 20+76=96 (răng)

Tính lại khoảng cách trục theo(6.21)
m. z t 2.96
 96 (mm)
aw  
2 2
Rõ ràng là aw tính theo (6.21) khác với aw tính theo (6.15a) nói chung nó là một số lể. trị
số của aw đ ược quyết định tùy thuộ c vào quy mô sản xu ất và yêu cầu cụ thể khi thiêt kế
Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau:

và góc nghiêng thực tế là:
Z1  Z 2 mn  20  76.2  0,967   = 16,260
Cos 
2.a w 2.100




5- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Áp dụng công thức Hezt ta xác đ ịnh được ứng su ất tiếp xú c xuất hiện trên răng phải
thỏa mãn điều kiện
2.T1.K H .(U nh  1)
H = Z M .Z H Z   [H] = 509,0905 (MPa).
d 2 w1.bw .U nh
Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hư ởng cơ tính vật liệu;
- ZH : Hệ số kể đ ến hình dạng bề m ặt tiếp xúc;
- Z : Hệ số kể đến sự trùng kh ớp của răng;
- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH= KH.KHV. KH.
- b w : Chiều rộng vành răng.
- d w1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động.

Xác định ứng xuất tiếp xú c:
Bánh răng nhỏ:
- ZM : Hệ số xét đ ến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng là
thép tra Bảng 6.5 (Trang 96 - tài liệu [1]).
Theo (6.35):
với φt =arctg(tg20o/cosβ)=arctg(tg200/0,96)=20,76

(tgβb=cosφt.tgβ=cos(20,76)tg(16,26)=tg(15,25)

Vậ y βb = 15,250
theo TCVN 1065-71 α=200

- ZH : Hệ số kể đ ến hình dạng bề m ặt tiếp xúc;
2. cos16,26 0
2 cos 
ZH=   1,7
sin( 2.20,67  )
sin 2 tw
- bw : Chiều rộng vành răng.
bw = 0,3.aw = 0,3.100= 30(mm ).
 = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cos = [1,88 – 3,2 (1/2 0 +1/76 )].cos(16,26 0 ) = 1,61


v=π.dw.n2/60000=1,577

Do vận tố c bánh d ẫn: v = 1,577 m/s < 2 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106 - tài liệu [1]) ta
đư ợc cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107 - tài liệu [1]) ta xác định đư-
ợc : KH = 1,13.

- Z : Hệ số kể đến sự trùng kh ớp củ a răng;
1
Z =  0,788 .

- KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH= KH.KHV. KH.

- d w1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động.’

- dw1 = 2.aw/(u+1) = 2.100/(3,78+1)=41,8 (mm).

- T1 = 30260,44 (N.mm).
 .b .d 1 1,577.30.41,84

 K Hv  1  2.T .K .K  1  2.30260,44.1,03.1,13  1,028
 H H
1
Còn 
a

 H   H .g o .v. u  0,002.73.1,577. 100 / 3,78  1,184

Bảng 6.15 (Trang 107-tài liệu[1]  H = 0,002.
Bảng 6.16 (Trang 107- tài liệu[1])  go = 73.
Bảng 6.7 (Trang 98- tài liệu[1])  KH = 1,01
 KH = KH.KHV. KH =1,03.1,13.1,025= 1,193
2.30260,44.1,193.(3,78  1)
Thay số : H = 274.1,713.0,7728  478,717 (Mpa).
30.3,78.41,8 2
Tính chính xác ứng su ất tiếp xúc cho phép : [H] = [H]. ZRZVKxH.
Với v =1,577 m /s  ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn
mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra =1,250,63 m .
Do đó ZR = 1 với da< 700mm  KxH = 1.
 [H] = 509,0905.1.1.1=509,0905 MPa.
Nh ận thấy rằng H < [H] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng đợc điều
kiện bền do tiếp xúc.

6- Kiểm nghiệm độ bền uố n.
Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn tác
dụng lên bánh răng F p hải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [F] hay:
Điều kiện bền uố n cho răng:
2.T1.K F .Y .Y .YF 1
F1 =  [F1]
b.mnw .d w1
 F 1 .YF 2
F2 =  [F2]
YF 1
Trong đó:
T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T1 = 30260,44 Nmm;

mnw- Mô đun pháp trung bình, với bánh răng trụ răng nghiêng mnw = mtw =
2(mm);

b w -Chiều rộng vành răng, b = 30 (mm);

d w1 -Đường kính trung bình của bánh răng chủ động, dw1 = 41.8 (mm);



z1
zvn1 = (3.59)
cos 3 
z2
zvn2 = (3.60)
cos 3 
20
 zvn1 = = 22.6
cos (16,26 0 )
3


76
 zvn2 = = 8 5,90
cos (16,26 0 )
3


 YF1, YF2 - Hệ số d ạng răng của bánh răng 1 và 2, được tính theo công th ức sau:
Theo bảng 6. 18 - tr 109 - Tài liệu [1], ta có: YF1 = 3,39 ; YF2 = 3 ,50;
Với h ệ số dịch chỉnh x1=x2=0,5 (khi  = 1,674 và HB2320, HB1-HB270)
1
- Hệ số kể đ ến sự trùng khớp củ a răng, với  là hệ số trùng khớp ngang, ta
Y =

có  = 1,674
1
 Y = =0,597
1,674
Y -Hệ số kể đến độ nghiêng củ a răng,
Y=1- /140 =1- 1,674/140 =0,988
KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn;
Với: KF = KF. KF. KFv (3.61)
Trong đó:
KF - Hệ số kể đến sự phân bố không đ ều tải trọng trên vành răng,
theo bảng 6. 7 - tr 98 - tài liệu [1], ta có: KF = 1,03;
KF - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp, với bánh răng trụ răn g nghiêng theo bảng 6. 14- tr 107- tài liệu [1]
KF = 1,37;
KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo
công thứ c(tương tự khi tính về tiếp xúc):
v F .b.d m1
KFv = 1 + (3.62)
2.T1 .K F .K F
d m1 (u  1)
Với vF = F. g0. v. (3.63)
u
Trong đó:
F - Hệ số kể đ ến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo b ảng 6. 15 - tr 107 - tài
liệu [1], ta chọn F = 0,006;
g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo b ảng 6. 16 - tr 107 -
tài liệu [1], với câp chính xác 9, do mô đun bánh răng ứng với đến 3mm, ta chọn g0 =
73;
v - vận tố c vòng (nh ư đ ã tính về tiếp xúc), v = 1,74 (m/s)
dm1 - Đường kính của bánh răng nhỏ , dm1 = 41,8 (mm)
u - tỷ số truyền thực tế, um = 3,77;
b - Chiều rộng vành răng, b = 30 (mm) ;
T1 - Mô men xoắn trên trục củ a bánh răng ch ủ động, T1 = 30260,44 (Nmm);
41,8 .(3,8  1)
 vF = 0,006. 73. 1,57. = 5,028
3,8
Thay các kết qu ả trên vào công thứ c (3.44), ta tính được:
5,028.30.41,8
KFv = 1 + = 1,074
2.30260,44.1,03.1,37
Từ công thức (3 -61), ta tính được:
KF = 1,03. 1,37. 1,074 = 1 ,515
Kết hợp các kết qu ả trên, thay vào công thức (3.39) và (3.40), ta có:
2.30260,44.1,515.0,617.0,895.3,39
F1 = = 91,25(Mpa)
30.1,5.41,8
84,088.3,50
F2 = = 94,21 (Mpa)
3,39
Từ đó ta th ấy rằng:
F1 =91,25 Mpa < [F1] = 257,143 Mpa;
F2 = 94,21 Mpa < [F2] = 246,857 Mpa.
Như vậy điều kiện b ền mỏ i uốn được đảm b ảo.


7- Kiểm nghiệm độ bền quá tải.

+) Kiểm nghiệm quỏ tải tiếp xúc:
H max = H. K bd với Kqt = Kbđ = 1 ,5

=> Hmax = 518,18. 1,5 = 634,63 < [H1]max =1624 Mpa, [H2]max =1260 Mpa

+) Kiểm nghiệm quá tải u ốn: Theo 6.48
F1max = F1.kqt = 91,25.1,5 = 136,875 < [F1]max = 464 Mpa
F2max = F2.kqt = 94,21.1,5 = 141,315 < [F2]max = 360 Mpa
Vậy bánh răng đ ảm bảo độ bền quá tải.

8. Thông số cơ bản của bộ truy ền
- Khoảng cách trụ c: aw = 100 (mm).
- Môđun pháp bánh răng: m =2 (mm.)
- Chiều rộng bánh răng: bw = 30 (mm).
- Số răng bánh răng: Z1 = 20 và Z2 = 76
 = 16,26 0.
- Góc nghiêng của răng:
 = 20 .
- Góc prôfin gố c :
t = t = arctg(tg/cos) = 20,670.
- Góc ăn khớp:
- Đường kính chia : d1= m.Z1/cos =2.20 /cos(16,26 o) = 41,7 (mm).
d2= m.Z2/cos =2.76/cos(16,26o) = 158,33 (mm ).
- Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2 .m = 41,7+2. 2=45,7 (mm ).
d a2= d2 + 2.m = 158,33 +2.2 =162,33 (mm).
- Đường kính đáy răng : df1 = d 1–2,5.m=41,7- 2,5.2 = 36,7 (mm ).
df2 = d 2 - 2 ,5.m=158,33-2,5.2 =153,33(mm ).
Fr1
n
1




z
Ft2
x Frd1
y

Fa1 Fa2



Ft1
Frx2
Fr2

n2




Hình 4.1: sơ đồ tác dụng lực lên bộ truyền bánh răng khi làm việc

Thông số lực ăn khớp củ a bộ truyền bánh răng ngh iêng:
-Lực tác dung lên bánh răng nghiêng nhỏ
+Lực vòng:
2.30260,44
2.T1
Fx1= = =1447,8 N
41,7
.d w1
+ Lực hướng chiều trục Fz1:
Fz1=Fx1. tgtw. cos (IV -18)
 Fz1=1447,8. Tg20,67 . cos16,26 0
0
=527,19 N
+Lực hư ớng kính:Fy1 :
Fy =Fx1. tg (IV -19)
 Fy =1447,8. tg16,26 0=378,2 N
-Lực tác dung lên bánh răng nghiêng lớn:
+Lực vòng:
Fx1= Fx2=1447,8 N
+Lực hướng chiều trục Fz2:
Fz1= Fz2=527,19 N
+Lực hướng kính:Fy2
Fy2 = Fy1= 378,2 N

8.1- Lập bảng thô ng số


Thông số Kí hiệu Giá trị
STT
Khoảng cách trục
1 aw 100 mm

Tỷ số truyền
2 u 3,78

Chiều rộng vành răng
3 bw 30 mm

Môđun pháp
4 m 2 mm

16,260
Góc nghiêng răng
5 

Số răng
7 Z Z3 = 2 0

Z4 = 7 6

Đường kính vòng lăn
8 dw dw1 = 41,7 mm
dw2 = 158,33 mm

Đường kính vòng đ ỉnh
9 da da1 = 45,7 mm
da2 = 162,33 mm

Đường kính vòng đáy
10 d d1= 36,7 mm
d 2 =153,33 m m




PH ẦN V: CHỌ N KHỚP NỐI

1.Tính chọn khớp nối giữa trục độ ng cơ và trục của bánh đai I.
- Chọn kết cấu nối trụ c:
Ta chọn kết cấu nối trục vòng đàn hồi với những ưu điểm: cấu tạo đơn giản, dễ chế
tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy….
Mô men xo ắn cần truyền giữa hai trục: T = T1 = MI = 8023,32 Nmm = 8,023 Nm;
Chọn khớp nối vòng đ àn hồ i có đường kính trụ c nối bằng đường kính củ a trụ c động
cơ d = 28 (mm)
- Theo bảng 16. 10a - tr 68,69 Tài liệu [2] ta có bảng kích thước cơ bản của nối
trục vòng đàn hồi như sau:
l
l2
l1
l2 l1
l3




d1
D3
dc
h
D0




dm
D




d
l B
L B1

Hình5.1 - Hình vẽ minh họa nối trục vòng đàn hồ i.



T, d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2
Nm mm mm mm mm mm mm mm v/p mm mm mm mm mm
125 28 125 65 165 80 56 90 4 4600 5 42 30 28 32



Bảng 3.2- Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi

T, dc d1 D2 L l1 l2 l3 H
Nm mm mm mm mm mm mm mm mm
125 14 M10 20 62 34 15 28 1 ,5



Chọn vòng đàn hồi b ằng cao su.
- Kiểm nghiệm độ b ền của vòng đ àn hồi và chốt:
Theo điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi, công thức trang 69 – Tài liệu [2]
2kT
d =  [d] (III -1)
Z .D0 .d c .l3
Trong đó: k - Hệ số chế độ làm việc, theo bảng 16. 1 - tr 58 - Tài liệu [2],
với máy công tác là băng tải, ta chọn k = 1,8;
[d] - ứng suất dập cho phép của vòng đàn hồi cao su, lấy [d] = 3 MPa;
2.1,8.8023,32
 d = = 0 ,2(MPa) < [d] = 3 (MPa); thỏa mãn điều kiện bền
4.90.14.28
dập của vòng đàn hồi cao su.
- Kiểm nghiệm về sứ c b ền củ a chốt theo công thức:
k .T .l 0
u =  [u] (III -2)
0,1.d c3 .D0 .Z
l2
Trong đó: l0 = l1 + = 34 + 16 = 50 (mm)
2
[u] - ứng suất uốn cho phép của vật liệu làm chốt, [u] = (60…80) MPa;
1,8.8023,32.50
 u = = 7,31 (MPa) < [u]; thỏa mãn điều kiện bền uốn củ a
0,1.14 3.90.4
chốt.
Như vậy, khớp nố i vòng đàn hồ i có các thông số nêu trên là hợp lý.
- Tính lực khớp nố i:
Fkn = (0,2…0,3)F t' (III -3)
2.TI
Với F t' - lực vòng trên khớp nối, F 't = (III -4)
Dt
Trong đó: TI - Mô men xo ắn trên trục I, TI = 8023,32 (Nmm);
Dt - Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt, theo bảng 3.1 và hình 3.1,
ta có Dt = 90 (mm);
2.8023,32
 F t' = = 178,29 (N)
90
Từ đó ta tính được: Fkn = (0,2…0,3). 178,29 = (35,66 …53,488) (N);
Chọn giá trị trung bình củ a hai giá trị trên, ta được: Fkn = 44,57 (N)



PHẦN VI: TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM TRỤC

1.1.Chọn vật liệu .
Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng
suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện d ễ dàng. Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là
nh ững vật liệu chủ yếu để ch ế tạo trục. Việc lựa chọn thép h ợp kim hay thép cacbon tuy
thuộc điều kiện làm việc trụ c đó có chịu tải trọng lớn hay không.
Đố i với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta
chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau
b= 600 Mpa; ch= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB.
ứng suất xoắn cho phép [] = 12  30 Mpa tu ỳ thuộ c vào vị trí đặt lực ta đang xét.
Sơ đồ sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm tốc (Hình 1).
Hình 6.1 Khoảng cách giữa các gối đỡ




P

V




Hình 6.2: Chiều quay của các trục
Fr1
n
1




z
Ft2
x Frd1
y

Fa1 Fa2



Ft1
Frx2
Fr2

n2




Hình 6.3. Chiều quay và lực tác dụng lên trục khi bánh răng làm việc
2.1.Tính thiết kế trục.
1. Xác định sơ bộ đường kính trục.

Đường kính trục sơ bộ đ ược xác định theo công thức

T
(mm).
d3
0,2.


Trong đó: - T là mômen xoắn tác dụ ng lên trục.
TI = 8023,32 Nmm; TII = 30260,44 Nmm; TIII = 109419,79 Nmm; TIV =
248567,8 Nmm

- []= 12 30 (MPa) là ứng suất xo ắn cho phép. Chọn []= 15

-đường kính sơ bộ trục 1
TI 8023,32
d sb ≥
 = = 13,88 (mm);
3 3
I
0,2.[ ] 0,2.15
Để phù h ợp với động cơ ta lấy d sb = 28 (mm)
I

TII 30260,44
d sb ≥ = 21,6 (mm); lấy d sb = 25 (mm)
=
3 3
II II
0,2.[ ] 0,2.15
TIII 109419,79
d sb ≥ = 33,16 (mm); lấy d sb = 35 (mm)
=
3 3
III III
0,2.[ ] 0,2.15
TIV 248567,8
d sb ≥ = 43,59 (mm); lấy d sb = 45 (mm)
=
3 3
IV IV
0,2.[ ] 0,2.15
.Xác đ ịnh khoảng cách giữa các gối đ ỡ và điểm đặt lực:
-

Tra b ảng 10.2 ,từ đ ường kính sơ bộ d ,xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo
ta chọn dI = 2 8 (mm);
-
Đường kính sơ bộ củ a trụ c II: d sb =25 (mm);
II
-
Đường kính sơ bộ củ a trụ c III: d sb = 35 (mm);
III
-
Đường kính sơ bộ củ a trụ c IV: d sb = 45 (mm).
IV

Dựa vào đường kính sơ bộ củ a các trục vừa tính toán, ta xác định được gần đúng chiều
rộng của ổ lăn, theo bảng 10. 2 - tr 189 Tài liệu [1] , ta có:
- Với: d sb = 28 (mm)  bo1 = 19 (mm);
I

Với: d sb = 25 (mm)  bo2 = 17 (mm);
- II

Với: d sb = 35 (mm)  b o3 = 21 (mm);
- III

Với: d sb = 45 (mm)  b o4 = 25 (mmn).
- IV



- Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền :
 Xác đ ịnh các kích thước liên quan đến bộ truyền:
- Chiều dài moay ơ bánh đai, moay ơ đĩa xích được xác định theo công thứ c sau:
lmki = (1,2…1,5)dk (IV -2)
Trong đó: dk là đường kính của trục đĩa xích hoặc bánh đai;
 Chiều dài moay ơ đĩa xích: lm33 =(1,2…1,5). 35 = (42 …52,5) mm ;
lấy lm33 = 47 (mm);
Chiều dài moay ơ bánh đai bị dẫn: lm22 =(1,2…1,5). 25 = (30 … 37,5) mm;
lấy: lm22 = 3 5 (mm);
Chiều dài moay ơ bánh đai dẫn (với dk b ằng 0,8 lần đường kính củ a trục động
cơ):
lm13 = (1,2…1,5).d = (38,4…48) mm; lấy: lm13 = 45 (mm);
- Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng xác định theo công thức:
lmki = (1,2…1,5)dk (IV -3)
Trong đó dk là đường kính củ a trục bánh răng trụ răng nghiêng
 Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng nhỏ :
lm23 = (1,2…1,4). 25 = (30…35) mm; lấy lm23 = 32 (mm);
Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng lớn:
lm32 = (1,2…1,4). 35 = (42…49 ) mm; lấy lm32 = 45 (mm);
- Chiều dài moay ơ nửa khớp nối (đố i với nố i trục vòng đàn hồi):
lmki = (1,4…2,5)dk (IV -4)
Trong đó d là đường kính củ a trục bánh đai dẫn, được nối với trụ c của độ ng cơ bằng kết
cấu nối trục vòng đàn hồi. Theo đó, ta có dI = 32 (mm)
 lm12 = (1,4…2,5). 28 = (39,2…70) mm; lấy lm12 = 55 (mm)
- Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10. 3 - tr 189 - Tài liệu [1],, ta
có:
+ Khoảng cách từ m ặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng
cách giữa các chi tiết quay: k1 = (8…15) mm; lấy k1 = 10 (mm);
+ Khoảng cách từ m ặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp:
k 2 = (5…15) mm; lấy k2 = 8 (mm);
+ Khoảng cách từ m ặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ :
k 3 = (10…20) mm; lấy k3 = 15 (mm);
+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông:
h n = (15…20) mm; lấy hn =20 (mm)
-Sử dụng các kí hiệu như sau

K: số thứ tự của trụ c trong hộp giảm tốc

i:số thứ tự củ a tiết diện trụ c ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

lki :khoảng cách từ gối đỡ O đ ến tiết diện thứ I trên trục k

lmki:chiều dài mayơ củ a chi tiết quay thứ I trên trục k

lcki: khoảng công xôn trên trụ c thứ k tính từ chi tiết thứ i ở ngoàI hộp giảm tố c đ ến

gố i đỡ.

Lcki=0,5(lmki +b0) +K3+h n

-Trục I :

lc12=0,5(lm12 + bo) +K3 +hn

=0,5(55+19)+15+20

=72 (mm)

theo bảng 10.4Tài liệu[1] ,ta có

l12=-lc12=-72(mm) ,ch ọn l12=72(mm)

l13=0,5(lm13+ b o)+K1 + K2
=0,5(45+19 )+10+5

=47 (mm) chọn l13 =47 (mm).

l11=2.l13=2.45=90(mm) .

-Trụ c II:

l21=l11=2.45 = 90(mm)

l23=0,5(lm23+bo)+K1+K2

=0,5(32+19)+15+20

=60,5(mm) ,chọn l23=61(mm)

l22=l13=45(mm)


3 .Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
3.1:trục 1




Fx11
Fr1
Fx12
Fx10

Fx12 A
z D
C
B
15° Fa1
x
Fr
Fy12
y Fr Fy10
Fy11
Fy12
Ft1
l12
l13
l11



Hình 6.4 S ơ đồ các lực tác dụng lên trục hai

a. Xác định các lực tác dụng lên trục
- Các lự c tác dụng lên trục I gồ m có:
+ Mô men xoắn từ trục I truyền cho trục I, MI = 30260,44 (Nmm);
+Lự c vòng:
2.T1 2.30260,44
Ft1=  1447 ,86 (N)

d w13 41,8




+ Lực h ướng tâm Fr1:


Fr1=Ft1. tgtw. cos (V -3)
 Fr1=1447,86. Tg20,6250 . cos14,640 =527,24 N
+Lực dọ c trục :Fa1 :
Fa1 =Ft1. tg (V -4)
 Fa1 =1447,86. tg14,64 0=378,22 N
- Lực của bánh đai tác dụng lên trụ c:
do đư ờng nố i tâm của bộ truyền đai làm với phương ngang 1 góc  = 15o do đó lực FR
từ bánh đai tác dụng lên trục đ ược phân tích thành hai lực:
Fx12 = FRsin  = 302,689. Sin15 = 78,34 (N)
Fy12 = FRcos = 302,689.cos15 = 292,37 (N)




 Tính phản lực tại các gố i đỡ B và D:
- Giả sử chiều củ a các phản lự c tại các gối đỡ B và C theo hai phương x và y như
hình vẽ. Ta tính toán được các thông số như sau :
+ Phản lực theo phương của trục y:

Mx(D) = Fy12.(l11+l12)+Fy10.l11-Fr1.(l11-l13) -Fa1.dw1/2= 0

d w1
 Fr 1 .(l11  l13 )  Fy12 (l11  l12 )
Fa1 .
2
Fy10 =
l11

41,8
 527,24.45  292,37.162
378,22.
2 = -174,8 (N);( vậy ngược chiều với
Fy10 =
90
hình vẽ)

F(y) = Fy12+Fy10-Fy13+Fy11= 0

 Fy11 = 527,24-292,37-(-174,8 )= 409,35 (N) (đúng với chiều trên hình vẽ)

.
+ Phản lự c theo phương của trục x:

Mx(D) = -Fx12.(l11+l12)-Fx10.l11+Fr1.(l11-l13) = 0

 Fx12.(l11  l12 )  Ft1 .(l11  l13 )
Fx10= =582,9 (N);(cùng chiều hình vẽ)
l11

F(x) = Fx12+Fx10-Fx13+Fx11= 0

 Fx11= -78,34-582,9+1447,86 =816,62 N

b. Tính đường kính của trục

Theo ph ần chọn sơ bộ đường kính trụ c, ta có d sb = 28 (mm), vật liệu ch ế tạo
I



trục là thép 45, tôi cải thiện, có b ≥ 600 MPa; theo bảng 10. 5 - tr 195 Tài liệu [1], ta
có trị số củ a ứng su ất cho phép của vật liệu chế tạo trụ c là:
[] = 63 MPa.
Đường kính tại các m ặt cắt trên trụ c được xác định theo công thức:
M td
d= (V -5)
3
0,1.[ ]
Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thứ c sau:
M x2  M y  0,75.M z2
2
Mtd = (V -6)
 Xét các mặt cắt trên trục I:
+ Xét m ặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp then với bánh đ ai b ị động củ a bộ truyền:
Mô men uốn M x = M A = 0
A
- y

Mô men xoắn M zA = MI = 30260,44 (Nmm);
-
Mô men tương đương trên mặt cắt A:
-
A
M td = 0,75.(30260 ,44) 2 = 26206,3 (Nmm)


26206,3
Kích thước củ a trụ c tại m ặt cắt A: dA = = 16,08 (mm);
- 3
0,1.63
Do m ặt cắt tại A có rãnh then nên đ ường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta
-
tính được đường kính của trục tại mặt cắt A là:
dA = 16,08 + 0,04. 1 6,08 = 16,72 (mm); ta chọn dA = 17 (mm)
+ Xét m ặt cắt trục tại điểm B - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:
- Mô men uốn M B = Fx12.l12 = 78,34.72 = 5640,48 (Nmm);
x

Mô men uốn M B : M B = Fy12.l12 = 292,37.72= 21050,64 (Nmm);
- y y

Mô men xoắn M B = 30260,44 (Nmm);
- z
Mô men tương đương trên mặt cắt B:
-
B
M td = (5640,48) 2  (21050,64) 2  0,75.(30260,44) 2 = 34244,38 (Nmm);
34244,38
Kích thước củ a trụ c tại m ặt cắt B: d B = = 17,58 (mm). ta chon d B=20
- 3
0,1.63
mm

+ Xét mặt cắt trụ c tại điểm C - đ iểm có lắp bánh răng nghiêng 1:
- Mô men uốn M C : M C =-Fx12.(l12+l13)+Fx10.l13
x x

=-78,34.117+582,9.45=31203,72 N
d w1
: M C p= Fy11.(l11-l13)+ Fr1 .
Mô men uốn = 29440,66 (Nmm);
- C
y
M y
2
d w1
M C t = Fy12.(l12+l13)- Fz13. +Fy10.l13 = 15321,97 (Nmm);
y
2
Mô men xoắn M C = 0 (Nmm);
- z

Mô men tương đương trên mặt cắt C:
-
M C = ( 29440 ,06) 2  (15321,97 ) 2  0,75( 0) 2 = 33188,55 (Nmm);
td

33188,55
Kích thước củ a trụ c tại m ặt cắt C: d C = 3 = 17,4 (mm);
-
0,1.63
Do m ặt cắt tại C có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta
-
tính được đường kính của trục tại mặt cắt C là:
dC = 17,4 + 0,04. 17,4 = 24,27 (mm); ta chọn dC = 25 (mm
+ Xét mặt cắt trụ c tại vị trí lắp bánh răng D:
- Mô men uốn M D = 0;x

Mô men uốn M D = 0
- y

Mô men xoắn M D = 0 (Nmm);
- z

Mô men tương đương trên mặt cắt D:
-
D
M td = 0(Nmm);
Kích thước củ a trụ c tại m ặt cắt D: dD = 0(mm)
-
Như vậy để tăng khả n ăng công nghệ trong quá trình ch ế tạo trục, và đồng bộ khi
-
chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngụng trục tại B và Dlà như nhau:
dB = dD = 25 (mm).
Ta chọn dD = 25 (mm).
Fx 10

Fx
Fx12 11

Fr 1

Z Fx12

Fa 1




X Fd
Y Fy
Fy12 Fy
Fy12 11
Ft
10
1




47
72


90



Fx12 Fx10 Fx
F 11
r1



Mt1

Fa1
Ma1
Ft1
Fy
Fy12 10
Fy 11


29440,06

21050,64

My
N mm

15321,97




N mm
Mx
5640,48


31203,72
30260,44




Mz N mm
Ø17




Ø20




Ø25




Hình6.5 Kết cấu trục hai
3.2:trục 2



Frx
Fy23
F t2
Fy20 Frx
Fy23
F x20
Fa2 15°
F r2
Q
z P S Fx23
Fx23
K
x
Fx21
Fy21
y
l22
l21 l23
Hình 6.6 Sơ đồ các lực tác dụng lên trục III

a- Các lực tác dụng lên trục II:
- Mô men xoắn truyền từ trục II cho trục III, MI = 109419,79 (Nmm);
- Lực vòng Ft2 = Ft1 = 1447,86 (N);
- Lực tác dụng lên trụ c do bộ truyền xích, với Frx = 1037,7 (N); trong đó:
Fx23 = Frx. sin 15o = 268,57 (N); F = Frx. Cos15o = 1002,34 (N);
y23
- Lực chiều trụ c: Fr2 = Fr1 = 527,24 (N);
- Lực hướng kính: Fa2 = Fa1 = 378,22 (N);
Tính ph ản lực tại các gối đỡ K và Q:
- Giả sử phản lực tại các gối đỡ K và Q có chiều như hình vẽ, ta tính các phản lực
này:
+ Phản lực theo phương y:
d m2
MK(x) = -Fy23.( l21+l23 )+ Fy21. l21 + Fr2.l22 – Fa2. =0
2
d m2
 F r 2l 22  Fy 23 (l 21  l23 )  Fa 2 .
2
 Fy21 =
l 21
= 1330,25 (N);
F(Y) = -Fy20 + Fr2 +F21 -Fy23 = 0
 Fy20 = Fr2 + Fy21-Fy23 = 527,24- 1002,34 +1330,25 =855,15 (N);
Như vậy ta th ấy chiều của phản lực Fy20 theo phương Y tại gối đ ỡ K có chiều đúng
là chiều ngược lại với hình vẽ trên.

+ Phản lực theo phương x:
MK(y) = F x23 .(l21 + l23)- Fx21.l21 +Ft2. l22 = 0
Ft 2 .l 22  Fx 23 (l 21  l 23 ) 1447,86.45  268,75241
 Fx21 = Fx21 = =
l 21 90
= 1443,58 (N);
=-Fx20 - Ft2+ Fx21 - F x23 = 0
 Fx20 = - Ft2+Fx21 -F x 23 = -1447,86 + 1443,58 – 268,75 = -273,03 (N);
Như vậy ta th ấy chiều của các phản lự c Fx21theo phương X tại gố i đỡ Q như hình vẽ
trên có chiều đúng là chiều ngược lại.
b. Tính đường kính của trục:
- Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục ta có: d sb = 35 (mm), vật liệu chế tạo trục là
II

thép 45, tôi cải thiện, có b ≥ 600 MPa, ; theo bảng 10. 5 - tr 195 - Tài liệu [1], ta có
trị số củ a ứng su ất cho phép của vật liệu chế tạo trục là:
[] = 63 MPa.
Đường kính tại các m ặt cắt trên trụ c được xác định theo công thức (IV -8):
M td
d= (V -7)
3
0,1.[ ]
Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thứ c sau:
M x2  M y  0,75.M z2
2
Mtd = (V -8)
 Xét các mặt cắt trên trục II:
+ Xét m ặt cắt trục tại điểm K - điểm có lắp ổ lăn với vỏ của hộp giảm tố c;
- Mô men uốn M K = M K = 0 y
x

Mô men xoắn M K = 0
- z

+ Xét m ặt cắt trục tại điểm P - đ iểm có bố trí rãnh then lắp bánh răng nghiêng lớn:
- Mô men uốn M P = F x20. l22 = 1174,91.45 = 52870,95 (Nmm);
x

MP:
Mô men uốn
- y

378,22 .158,13
M P ( t ) = Fy20. l22+ Mz22 = 855,15.45 + = 68385,7 (Nmm);
y
2
M P ( p ) = F .(l21-l22+l23) + Fy21(l21 – l22)+ Mz22
y
y23
= 272148,75 (Nmm)
Mô men xoắn M P = 109419,79 (Nmm);
- z

Mô men tương đương trên mặt cắt P:
-
Xét th ấy mô men ở mặt cắt phía bên phải của điểm P có giá trị lớn hơn mô men ở
mặt cắt phía bên trái của điểm P, nên ta tính mô men tương đương củ a m ặt cắt trục
tại điểm P theo:
M td = (52870,95 ) 2  (272148,75) 2  0,75.(109419,79) 2 = 289333,3 (Nmm);
P



289333,3
Kích thước củ a trụ c tại m ặt cắt P: dP == = 35 ,8 (mm)
- 3
0,1.63
Do m ặt cắt tại P có rãnh then n ên đường kính trụ c cần tăng thêm 4%, theo đó ta
-
tính được đường kính của trục tại mặt cắt P là:
dP = 35,8 + 0,04. 35,8 = 37,24 (mm); ta chọn dP = 40 (mm)

+ Xét mặt cắt trụ c tại điểm Q - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:
- Mô men uốn M Q : M Q = Fx23 . l23 = 268,75. 61 = 16393,75 (Nmm)
x x


Mô men uốn M Q :
- y

MQ = F l = 1002,34 .61 = 61142,74 (Nmm);
y23 23
y


Mô men xoắn M Q = 109419,79 (Nmm);
- z

Mô men tương đương trên mặt cắt Q:
-
M Q = (16393,75) 2  (61142,74) 2  0,75(109419,79) 2 = 113959,23 (Nmm);
td

113959,23
Kích thước củ a trụ c tại m ặt cắt Q: dQ = 3 = 26,25 (mm);
-
0,1.63
Như vậy để tăng khả n ăng công nghệ trong quá trình ch ế tạo trục, và đồng bộ khi
-
chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại K và Q là như nhau:
dK = d Q = 35 (mm).
+ Xét mặt cắt trụ c tại vị trí lắp bánh xích S:
- Mô men uốn M S = 0 ;
y

Mô men uốn M S = 0 ;
- x

Mô men xoắn M S 109419,79 (Nmm);
- z

Mô men tương đương trên mặt cắt S:
-
S
M td = 0,75.(109419,79) 2 = 94760,3 (Nmm);
94760,3
Kích thước củ a trụ c tại m ặt cắt S: dS = = 24,68 (mm)
- 3
0,1.6,3
Do tại m ặt cắt S có lắp bánh xích, cần có rãnh then nên kích th ước của trục phải
-
tăng thêm 4%, theo đó kích thước của trục tại mặt cắt S là:
dS = 24,68 + 0,04. 24,68 = 25,66 (mm)
Ta chọn d S = 30 (mm).
y20

Fx20 a2 °
r2




l21



Mx22
Fx22
Fx20
Mz22
x23

z22

Fy20 y22
y21




272148,75
61142,74
My N mm
68385,7




16393,75
Mx N mm
52870,95



109419,79
Mz N mm
Ø35
Ø35

Ø40




Ø30




Hình 6.7 Sơ đồ kết cấu trụ c III

4-Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏ i.
- Khi xác định đường kính trục theo công th ức (V -7), ta chưa xét tới các ảnh
hưởng về độ bền mỏi của trụ c như đặc tính thay đổ i của chu trình ứng suất, sự
tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, ch ất lượng bề m ặt…. Vì vậy sau khi xác
định được đường kính trụ c cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền m ỏi có kể
đến các yếu tố vừa nêu.
Kết cấu của trục vừ a thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi n ếu hệ số an toàn tại các
-
tiết diện nguy hiểm thỏa mãn đ iều kiện sau đây:
sj .sj
≥ [s] (V -9)
sj =
2 2
 sj
sj
Trong đó :
[s] - hệ số an toàn cho phép, [ s] =(1,5….2,5); lấy [s]=2
sj , sj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và h ệ số an toàn chỉ xét riêng ứng
suất tiếp tại m ặt cắt j.
 1
s j = (V -10)
K dj . aj   mj 
 1
s j= (V -11)
K dj aj     mj


Với -1, -1 - giới hạn mỏi và xoắn ứng với chu kỳ đố i xứng, với thép 45 có b = 600
MPa;
 -1 = 0,436. b = 0 ,436. 600 = 216.6 MPa
-1 = 0 ,58. -1 = 0,58. 216,6 = 151,73 MPa
 , - h ệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình tới độ b ền mỏ i,
theo bảng 10. 7 - tr 197 Tài liệu [1], với b = 600 MPa, ta có:
 = 0,05 ;  = 0
- Đố i với trục quay, ứng suất uốn thay đ ổi theo chu k ỳ đ ối xứng nên:
Mj
mj = 0 ; aj = maxj = (V -12)
Wj
a, a, m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt mà
-
ta đang xét. Khi trục quay một chiều ứng suất xo ắn thay đ ổi theo chu kỳ mạch
động, do vậy:
 Tj
mj = aj = max j = (V -13)
2 2.Woj
Với Wj , Woj - mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại m ặt cắt đang xét.
Ta kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp ổ lăn trên trục I - vị trí điểm B
Từ công thứ c (IV -12), với:
B
M u = ( M xB ) 2  ( M yB ) 2 5640,48 2  21050,64 2
= 21793,22 (Nmm);
3
3,14.253
 .d C
WC = = 1533,20 (mm3)
=
32
32
51936,12
 aB = = 33,87
1533,20
Từ công thức (IV -13), với:
TB = TI1 = 30260,44 (Nmm);
3
3,14.20 3
 .d B
= 1570 (mm3)
B
W0 = =
16 16
30260,44
TB
 aB = mB = = = 9, 63
B
2.1570
2.W0
Hệ số Kdj và Kdj đ ược xác định theo các công thức sau:
K
 K x 1

Kdj = (V -14)
Ky
K
 K x 1

Kdj = (V -15)
Ky
Trong đó:
Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia
công và độ nh ẵn bóng bề mặt. Theo bảng 10. 8 - tr 197 Tài liệu [1], ta có :
Kx = 1,06 , với b = 600 MPa, tiện đạt Ra 2,5…0,63;
Ky - h ệ số tăng b ền bề mặt trụ c, tra b ảng 10. 9 - tr 197 - Tài liệu [1], ta chọn với
phương pháp gia công tăng bền b ề mặt bằng tôi b ằng dòng điện tần số cao, ta có: Ky =
1,6
 ,  - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đố i với trục làm b ằng vật
liệu thép các bon có đường kính d = 25 (mm), theo bảng 10. 10 - tr 198 - Tài liệu [1], ta
có:  = 0,9 ,  = 0,85;
K , K - trị số của h ệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trụ c, đối với trục có
rãnh then và gia công b ằng dao phay ngón. Theo bảng 10. 12 - tr 199 - Tài liệu [1], ta
có: K = 1,76 ; K = 1,54;
Thay các giá trị trên vào (IV -14) và (IV -15), ta được:
1,76
 1,06  1
0,9
Kdj = = 1,26
1,6
1,54
 1,06  1
0,85
Kdj = = 1,17
1,6
Thay các kết quả trên vào công thức (IV -10) và (IV -11), ta tính được:
261,6
sj = = 6,13
1,26.33,87  0,05.0
151,73
sj = = 13,46
1,17.9,63  0
6,13.13,46
Theo (IV -10), ta tính được: s = = 5,57 > [s] = 2
6,132  13,46 2
Ta kiểm nghiệm cho m ặt cắt tại điểm có lắp bánh răng trên trục II - vị trí điểm P:
Từ công thứ c (IV -12), với:
P
M u = ( M xP ) 2  ( M yP ) 2 52870,95 2  90365,85 2
= 104696,34 (Nmm);
Theo bảng 10. 6 - tr 196 - Tài liệu [1], trục có 1 rãnh then. Với đường kính trục là d =
40 (mm), tra bảng 9. 1a - tr 173 - Tài liệu [1], ta có các thông số của then b ằng: b = 12
(mm), t1 = 5 (mm)
 .d P b.t1 (d  t1 ) 2
3
3,14.403 12.5(40  5) 2
WP = = 5361,25 (mm3)
- = -
32
32 2d 2.40
104696,34
 aP = = 19,5
5361,25
Từ công thức (IV -14), với:
Tp = TII = 109419,79 (Nmm);
 .d P b.t1 (d  t1 ) 2
3
3,14.40 3 12.5.(50  5) 2
= 11641,25 (mm 3)
P
W0 = =
 
16 2d 16 2.40
109419,79
TP
 aP = mP = = = 4,7
P
2.11641,25
2.W0
Hệ số Kdj và Kdj đ ược xác định theo các công thức sau:
K
 K x 1

Kdj = (V -14)
Ky
K
 K x 1

Kdj = (V -15)
Ky
Trong đó:
Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia
công và độ nh ẵn bóng bề mặt. Theo bảng 10. 8 - tr 197 – Tài liệu [1], ta có :
Kx = 1,06 , với b = 600 MPa, tiện đạt Ra 2,5…0,63;
Ky - h ệ số tăng b ền bề mặt trụ c, tra b ảng 10. 9 - tr 197 - Tài liệu [1], ta chọn với
phương pháp gia công tăng bền b ề mặt bằng tôi b ằng dòng điện tần số cao, ta có: Ky =
1,65
 ,  - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đố i với trục làm b ằng vật
liệu thép các bon có đường kính d = 40 (mm), theo bảng 10. 10 - tr 198 - Tài liệu [1], ta
có:  = 0,85 ,  = 0,78 ;
K , K - trị số của h ệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trụ c, đối với trục có
rãnh then và gia công b ằng dao phay ngón. Theo bảng 10. 12 - tr 199 – Tài liệu [1], ta
có: K = 1,76 ; K = 1,54;
Thay các giá trị trên vào (IV -15) và (IV -16), ta được:
1,76
 1,06  1
0,85
Kdj = = 1,45
1,6
1,54
 1,06  1
0,78
Kdj = = 1,27
1,6
Thay các kết quả trên vào công thức (IV -10) và (IV -11), ta tính được:
261,6
sj = = 9,01
1,45.20,03  0,05.0
151,73
sj = = 11,38
1,27.10,05  0
9,01.11,38
Theo (VI -10), ta tính được: s = = 7,06 > [s] = 2.
9,012  11,38 2
Như vậy trục II và trụ c III đ ảm bảo điều kiện bền mỏi.
5:Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh
Để tránh biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng trục do quá tảI đột ngột, ta cần tiến
hành kiểm nghiệm trục về độ b ền tĩnh theo công thức:
td =  2  3 2  [] (V -16)
M max
Trong đó:  = (V -17)
0,1.d 3
Tmax
= (V -18)
0, 2.d 3
Mmax , Tmax - mô men uốn lớn nhất và mô men xoắn lớn nhất tại mặt cắt nguy hiểm
lúc quá tải. Theo biểu đồ mô men, ta có: Kqt = 1 ,5 ;
Mmax = Mu. Kqt
Tmax = T. Kqt
[] = 0,8. ch , với thép 45 thường hóa có: ch = 340 MPa;
 [] = 0,8. 340 = 272 MPa.
a ) Kiểm nghiệm cho trục I:
Mặt cắt nguy hiểm của trục I là tại vị trí B, với:
B
Mmax = M u . Kqt = 21793,22. 1,5 = 32689,83 (Nmm)
Tmax = TI . Kqt = 30260,44. 1,5 = 45390,66 (Nmm)
dI = 20 (mm)
32689,83
= 40,86 (N/mm2)
 =
0,1.203
45390,66
= 28,37 (N/mm2)
= 3
0,2.20
Thay vào công th ức (IV -16), ta tính được:
7,62 2  3.5,29 2 = 63,9 (MPa) < [] = 272 (MPa).
td =
b) Kiểm nghiệm cho trục II:
Mặt cắt nguy hiểm của trục III là tại vị trí P, với:
P
Mmax = M u . Kqt = 104696,34 . 1,5 = 157044,51 (Nmm)
Tmax = TII . Kqt = 109419,79 . 1,5 = 164129,68 (Nmm)
dII = 40 (mm)
157044,51
= 24,5 (N/mm2)
 = 3
0,1.40
164129,68
= 12,8 (N/mm 2)
= 3
0,2.40
Thay vào công th ức (IV -16), ta tính được:
24,5 2  3.12,8 2 = 30,07 (MPa) < [] = 272 (MPa).
td =
Như vậy hai trục I và II đảm bảo điều kiện b ền tĩnh.



Phầ n VII – TÍNH CHỌN THEN
7.1:Chọ n then cho trục I
 Đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng nghiêng nhỏ d = 25 (mm), theo bảng 9.1a
- tr 173 – Tài liệu [1], ta có các kích thước của then như sau:

b = 8 (mm), h = 7 (mm), t1 = 4 (mm), t2 = 2,8 (mm)
bán kính góc lượn cả rãnh r: rmax = 0,25 (mm) , rmin = 0,16 (mm)
Từ ph ần tính toán của trụ c, ta có chiều dài moay ơ của bánh răng n ghiên nhỏ là:
lm13 =45 (mm)
Với lt1 = (0,8…0,9)lm13 = (36…40,5) mm
Theo tiêu chu ẩn, tra bảng 9. 1a - tr173 - Tài liệu [1], ta có chiều dài của then là: lt1 =
40 (mm).
-Kiểm nghiệm sức bền d ập cho then theo công thức:
2.TI
d =  [d] (VI -1)
d .l t .(h  t1 )
Trong đó: TI = 30260,44 (Nmm);
lt = lt1 - b = 40 - 8 = 32 (mm) - chiều dài làm việc của then;
[d] - ứng suất d ập cho phép, theo bảng 9. 5 – tr 178 Tài liệu [1 ] , có
[d] =100 (MPa) va đ ập nhệ
2.30260,44
 d = = 18, 9 (MPa) Q2 = 0,6.Q1 ; Lh1 = 1 2000 (h) ; Lh2 = 12000(h)
Khả năng tải động của ổ được xác định theo công thức (11.1):
C d  Qm L
Tải trọng động tương đương:

m m
Q  L Q  L 4 4
QE  Q.m  1  . h1   2  . h 2  3349,2 .3 13.  0,6 3.  2837,3 N
Q  L Q  L 8 8
 1  1
h h

L = 60.n.Lh/106 = 60.191,5.24000/106 = 275,76 triệu vòng
=> C d  QE m L  2,837.3 275,76  18,46kN < C =31,9(kN)
Vậy ổ đ ã chọn là phù hợp.
c.Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ.
Theo bảng 11.6, với ổ bi đỡ 1 dãy Xo= 0,6; Y0 = 0,5. Theo công thức (11.19):
Qt = Xo.Fr+Yo.Fa = 0,6.3349,2 + 0,5.0 = 2009,7N
Theo CT 11.20 Qt= Fr
=> Qt < C0 = 21,7kN=21700N
Vậy ổ đ ủ khả năng tải.

Phần IX – BÔI TRƠN ĂN KHỚP VÀ Ổ TRỤC
1- Bôi trơn ăn khớp
Nhận xét: vận tốc bánh răng V < 12 m/s ta chọn bôi trơn b ằng phương pháp ngâm
dầu. Phương pháp bôi trơn ngâm d ầu bằng dầu chứa trong hộp giảm tố c, ta chọn loại
dầu AK10 có độ nhớt 186/16 . mức dầu trong hộp giảm tốc được xác đ ịnh như hình vẽ
2- Bôi trơn ổ lăn
ổ lăn được bôi trơn bằng mỡ

phần X: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC

1.1 - Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
Theo b ảng 18.1 - tr 85 - Tài liệu [2], ta chọn các kích thước củ a các phần tử cấu tạo
nên hộp giảm tố c đúc như sau:
1- Chiều dày thân hộ p:
Với =0,03.aw +3=0,03.100 +3=6 chọn  = 6 (mm)
2- Chiều dày nắ p bích:
1 = 0,9 .  = 0,9 .6 = 5,4 (mm), chọn 1 = 5(mm)
3- Gân tăng cứng:
- Chiều dày e =( 0,8…1) .  = ( 4 ,8… 6 ) (mm) ,chọn e = 6 (mm)
- Chiều cao h < 58 (mm)
- Độ dốc: 2 0
4-Đường kính bu lông:
- Bu lông n ền : d1 > 12 (mm) , chọ n d1 = 13 (mm)
- Bu lông cạnh ổ : d 2 = (0,7…0,8) .d1 = (9,8…11,2) (mm) ,chọn d2 = 10 (mm)
- Bu lông ghép bích và thân : d3 =(0,8…0,9) . d2 = (8…9) (mm) ,chọn d3 = 9 (mm)
- Bu lông ghép n ắp ổ: d 4 = (0,6…0,7) .d2 = (6…7) (mm) ,chọn d4 =7 (mm)
- Bu lông ghép n ắp cửa thăm: d5 =(0,5…0,6) . d2 =(5…6) (mm) ,chọn d5 = 6 (mm)
5- Mặt bích ghép nắ p và thân
- Chiều dày bích thân hộp S3 = (1,4…1,8) . d3 =(12,6…16,2) (mm) ,chọn
S3=16mm)
- chiều dày bích nắp hộp S4 = (0,9…1) . S3 =(14,4…16) (mm) chọn S4=16(mm)

- Bề rộng bích nắp và thân k3 = k2 - (3…5) = 34 - (3…5) =(29…31) (mm) ,ch ọn
k3=31(mm)
6- K ích thước gố i trục:
Kích thước của gố i trụ c được tra theo b ảng 18. 2 - tr 88 - Tài liệu [2], ta có bảng số
liệu như sau:
Trục D D2 D3 D4 h d4 z
I 62 75 90 52 8 M6 4
II 80 100 125 75 10 M8 6

- Tâm lỗ bu lông cạnh ổ : E2 = 1,6 . d2 = 16(mm)
R2 = 1,3 . d2 = 13(mm)
- Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ: k2 = E2 + R2 + (3…5) (mm)
 k2 = 16 + 13 + (3…5) = (32…34) (mm) ,chọn k2 = 34(mm)
7- Mặt đế hộp:
- Chiều dày khi không có phần lồ i:
S1 = (1,3…1,5) . d1 = (18,2…21) (mm) ,chọn S1 = 21(mm)
- Chiều dày khi có phần lồ i:
S1 = (1,4…1,7) . d1 = (19,6…23,8) (mm) chọn S1 = 23(mm)
S2 = (1…1,1) . d1 = (14…15,4) (mm) ,chọn S2 = 15(mm)
- Bề rộng mặt đ ế hộp : k1  3 d 1 = 42 (mm) và q ≥ k1 + 2 = 4 2 + 2 . 7 = 56 (mm)
8- K he hở g iữa các chi tiết:
- Giữa bánh răng với thành trong của hộp
=10mm
Giữa đỉnh của báng răng lớn và đáy hộp:
1 (3…5)=(21…35)mm chọn 1=35mm
9. 2. thiết kế các chi tiết máy khác
1- Chốt định vị :
Để đảm bảo vị trí tương đói củ a n ắp và thân hộp khi gia công cũng như khi lắp
ghép. Ta chọn chốt định vị là chố t côn. theo bảng 18.4b –tr91 Tài liệu [2], ta có các
kích thước của chốt như sau:
d =8mm; c=1,2mm ;l=50mm ;độ côn đường sinh bề mặt trụ:1:50
2- Cửa thăm:
Để đổ dầu vào hộp và quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép. Theo bảng
18.5 tr92 - Tài liệu [2]ta chọn được n ắp thăm dầu với các thông số sau:

Số
A B A1 B1 C C1 K R Vít
lượng
100 75 150 100 125 - 87 12 4
M8 22

3- Nút thông hơi:
Khi làm việc nhiệt độ trong hộ p tăng lên, đ ể giảm áp suất và điều hòa không khí bên
trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi.
Theo bảng 18.6 tr 93- Tài liệu [2]ta chọn được nút thông hơI với các thông số sau:
A BC D E G H I K L M N O P Q R S
M27x2 15 30 15 45 36 6 4 4 10 8 22 6 32 18 36 32

4- Nút tháo dầu:
Tháo dầu bị b ẩn biến chất đ ể thay dầu m ới.
Theo bảng 18.7 tr 93 Tài liệu [2]
d b m f L c q D S Do
M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4

5- Chọn que thăm dầu và bôi trơn:
Để kiểm tra m ức dầu trong hộp , đ ảm bảo tốt công việc bôi trơn cho b ộ truyền của hộp
giảm tốc.
6- Chọn vít nâng:
để xiết, đẩy n ắt của hộp giảm tố c lên khi cần tháo nắp ra khỏi thân hộp ta chon vít nâng
M8
9.3 các đặc tính kỹ thuậ t chủ yếu của hộp giảm tốc
1- Mô men xoắn trụ c vào: 30260,44 (Nmm)
2- Mô men xoắn trụ c ra: 109419,79(Nmm)
3- Tố c độ trụ c vào : 722,5 v/p
4- Tỉ số truyền: 3,78
5- Trọng lượng:
6- Kích thước: L x W x H : đo trự c tiếp trên bản vẽ lắp theo tỷ lệ 1:1



Phần XI: XÂY DỰNG BẢN VẼ LẮP VÀ KIỂU LẮP GHÉP
10. 1 Xây dựng bản vẽ lắp
03 bản vẽ A3, mỗ i hình vẽ th ể hiện 1 hình chiếu của hộp giảm tốc
10 .2 Chọ n các kiểu lắ p ghép chủ yếu
Theo yêu cầu của từng bộ ph ận ta chọn các loại mối ghép như sau:
- Chọn lắp ghép giữa trục và vòng trong của ổ là lắp ghép theo hệ thông lỗ kiểu
lắp ghép là H7/k6.
- Chọn lắp ghép giữa vòng ngoài của ổ với vỏ hộp là lắp ghép theo h ệ thống trụ c
kiểu lắp ghép H7/h6.
- Vòng chắn mỡ quay cùng trục trong quá trình bộ truyền làm việc, để tháo lắp dễ
dàng khi lắp ghép, sửa chữa không làm h ỏng bề m ặt trụ c, ta chọn kiểu lắp có độ
hở K7/h6.
- Bánh răng quay cùng trục ch ịu mô men xo ắn, lực dọ c trục, lực hướng kính, đ ể
đảm bảo độ chính xác tin cậy, đ ộ b ền củ a mối ghép và dễ gia công chi tiết lỗ
chọn lắp ghép có độ dôi kiểu H7/k6.
Đối với các mối ghép then then được cố đ ịnh trên trục theo kiểu lắp có đ ộ dôi
-
thường lắp theo hệ thống lỗ với sai lệch củ a then là k6.


:
Dựa vào bảng phạm vi sử dụng của các kiểu lắp 20.4 [1] ta có thể lựa chọn các
kiểu lắp thích h ợp đ ể lắp các chi tiết lên trục và giữa các chi tiết với nhau. Vì trong quá
trình gia công các chi tiết việc gia công lỗ bao giờ cũng kém chính xác hơn gia công
trục do đó ở đ ây ta cũng ưu tiên gia công trục với cấp chính xác cao hơp cấp 6 và chọn
luôn miền dung sai của trục là miền k. Từ đó ta có thể chọn kiểu lắp miền dung sai đồng
th ời trị số sai lệch giới hạn theo b ảng sau:




Bảng10.1. Bảng thống kê dung sai và kiểu lắp

Giá trị sai lệch giới h ạn m 
Vị trí lắp ghép Kiểu lắp
Dung sai lỗ Dung sai trục
+30 -100
Nắp ổ và vỏ hộp H7/d11
0 -290
+15
Trục và ổ k6
+2
+30
Vỏ hộp và ổ H7
0
+30 0
Cốc lót và vỏ hộp H7/h6
0 -19
+52 +15
Vòng vung dầu và trụ c H9/k6
0 +2
+40 +68
Vành bánh răng và mayơ H7/p6
0 +43
+25 +18
Mayơ bánh răng và trục H7/k6
0 +2
+62 +18
Trục và ống chèn H9/k6
0 +2
Đề thi vào lớp 10 môn Toán |  Đáp án đề thi tốt nghiệp |  Đề thi Đại học |  Đề thi thử đại học môn Hóa |  Mẫu đơn xin việc |  Bài tiểu luận mẫu |  Ôn thi cao học 2014 |  Nghiên cứu khoa học |  Lập kế hoạch kinh doanh |  Bảng cân đối kế toán |  Đề thi chứng chỉ Tin học |  Tư tưởng Hồ Chí Minh |  Đề thi chứng chỉ Tiếng anh
Theo dõi chúng tôi
Đồng bộ tài khoản