Tiểu luận Kỹ thuật cơ khí: Thiết kế đồ án chi tiết máy

CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM Độc lập – Tự do – Hạnh phúc 

ĐẠI HỌC KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ KHÍ 

2. MSSV:K185510205056 :VÕ MINH HIẾU

Sinh viên thiết kế: 1. MSSV:K1855102 :ĐÀO XUÂN HÒA Giáo viên hướng dẫn: TS. Nguyễn Thị Thanh Nga

THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG DÙNG BĂNG TẢI VỚI SỐ LIỆU SAU:

7(năm)

v = 1.5 m/s

Lực vòng trên băng tải: Ft = 5600 N Thời gian phục vụ: Đường kính tang băng tải: D = 480 mm Vận tốc vòng băng tải:

Tỷ lệ số ngày làm việc mỗi năm: 0.7 Số ca làm việc mỗi ngày: 2/3 Tính chất tải trọng: Không đổi

Sơ đồ khai triển trạm dẫn động

Sơ đồ tải trọng làm việc Kbd = 1.67

1. Động cơ điện; 2. Bộ truyền bánh răng cấp nhanh; 3. Bộ truyền bánh răng cấp chậm;4. Khớp nối; 5. Bộ truyền xích ; 6. Băng tải.

ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Số: 08 / NPDN3XX

Khối lượng yêu cầu

1. 01 thuyết minh chung trình bầy tính toán chọn động cơ; tính thiết kế các chi tiết của hệ dẫn động;

lắp ráp, vận hành và bảo dưỡng hệ dẫn động.

2. 01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc (khổ giấy Ao). 3. 03 bản vẽ chế tạo chi tiết trên khổ giấy A1 do giáo viên hướng dẫn chỉ định. 4.

Giáo viên hướng dẫnTS. Nguyễn

Thị Thanh Nga

Phần I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ

1. Chọn động cơ điện

1.1. Chọn loại và kiểu động cơ

Động cơ điện có nhiều kiểu loại, nhưng dùng trong hộp giảm tốc thì ta phải tính toán và chọn lựa sao cho phù hợp nhất để vừa thỏa mãn cả hai yếu tố kinh tế và kỹ thuật. Dưới đây sẽ trình bày về một số loại động cơ và cách chọn.

a. Động cơ điện một chiều

Dùng dòng điện 1 chiều để làm việc (kích từ mắc song song, nối tiếp hoặc hỗn hợp), hoặc dùng dòng điện một chiều điều chỉnh được (Hệ thống máy phát – động cơ). Ưu điểm của loại này là cho phép thay đổi trị số của moomen và vận tốc góc trong một phạm vi rộng. Ngoài ra dùng động cơ điện một chiều khi khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, do đó thích hợp dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm. Nhược điểm của chúng là đắt, riêng loại động cơ điện một chiều lại khó kiếm và phải tăng thêm chi phí đầu tư để lắp các thiết bị chỉnh lưu.

b. Động cơ điện không đồng bộ 1 pha

Thường dùng cho các thiết bị máy móc phục vụ cho các sinh hoạt hằng ngày vì công suất của các loại động cơ này không lớn lắm. Do vậy không thích hợp để làm việc trong điều kiện cần công suất lớn như hộp giảm tốc.

c. Động cơ điện xoay chiều ba pha

Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha. Chúng gồm hai loại là: Động cơ ba pha đồng bộ và không đồng bộ.

- Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi, không phụ thuộc vào trị số của tải trọng và thực tế không điều chỉnh được. So với động cơ ba pha không đồng bộ, động cơ ba pha đồng bộ có ưu diểm là hiệu suất và hệ số công suất cosφ cao, hệ số quá tải lớn nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành tương đối cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ. Vì vậy động cơ ba pha đồng bộ được sử dụng trong những trường hợp hiệu suất động cơ và trị số

cosφ có vai trò quyết định (như trong các trường hợp yêu cầu công suất lớn trên 100kW, không cần điều chỉnh vận tốc, lại ít phải mở máy và dừng máy).

- Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: Rôto dây cuốn và Rôto lồng sóc.

Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi nhỏ (khoảng 5%), có dòng điện mở máy nhỏ nhưng cosφ thấp, giá thành cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp, dùng khi cần điều chỉnh trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của máy.

Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha mà không cần biến đổi dòng. Nhược điểm của nó là hiệu suất và hệ số công suất cosφ thấp hơn so với động cơ ba đồng bộ, không điều chỉnh được vận tốc (so với động cơ một chiều và động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn). Nhưng nhờ có ưu điểm cơ bản trên mà động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc được lựa chọn sử dụng phổ biến trong các ngành công nghiệp. Để dẫn các thiết bị vận chuyển, bang tải, xích tải, thùng trộn,… nên sử dụng loại động cơ này. Do vậy trong đề tài thiết kế này ta cũng chọn động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc.

1.2. Chọn công suất động cơ

Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép. Để đảm bảo điều kiện đó cần thoả mãn yêu cầu sau:

(kW)

Trong đó: : Công suất định mức của động cơ;

: Công suất đẳng trị trên trục động cơ, được xác định như sau:

𝑑𝑐 𝑑𝑐 ≥ 𝑃𝑙𝑣

𝑑𝑐 =

Theo đề vì tải trọng không đổi nên: 𝑃𝑑𝑡

𝑐𝑡 𝑃𝑙𝑣 𝜂∑

Với:𝑃𝑙𝑣 (𝑘𝑊)

𝑐𝑡 =

+𝑃lv

ct: giá trị công suất làm việc trên trục công tác. 𝐹𝑡.. 𝑉 1000

= = 8,4(𝑘𝑊) 𝑃𝑙𝑣 5600 . 1,5 1000

Trong đó: : Ft - lực vòng trên trục công tác (N);

dc– công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ.

V - vận tốc vòng băng tải (m/s).

dc =

+𝑃dt

ct 𝑃lv 𝜂∑ + 𝜂∑ - là hiệu suất chung của toàn hệ thống Ta có: + Số cặp ổ lăn là: 4 + Số khớp nối là: 1 + Số cặp bánh răng trụ là:2 + Số bộ truyền xích là: 1 Sơ đồ gồm các bộ truyền mắc nối tiếp:

2 . 𝜂𝑘

1. 𝜂𝑥

4 . 𝜂𝑏𝑟

𝑃lv

Theo công thức 2.9[1] ta có: 𝜂𝛴 = 𝜂𝑜𝑙 Với:

- 𝜂𝑜𝑙: Hiệu suất 1 cặp ổ lăn - : Hiệu suất 1 bộ truyền bánh răng trụ

- : Hiệu suất 1 khớp nối

- x : Hiệu suất của bộ truyền xích.

Chọn theo bảng 2.3 [1] Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ như sau :

+ Khớp nối : k = 1

+ Bộ truyền bánh răng trụ (che kín, bôi trơn) :brt = (0,96÷0,98)

→chọn :brt = 0,96

2 . 𝜂𝑘

+ Một cặp ổ lăn : ổ = (0,99 ÷ 0.995) →chọn ổ = 0,99

𝑑𝑐 =

+ Bộ truyền xích (để hở) : x = (0,90 ÷ 0.93) →chọn đ = 0,90 Vậy hiệu suất chung của toàn hệ thống là : 4 . 𝜂𝑏𝑟 𝜂𝛴 = 𝜂𝑜𝑙

1. 𝜂𝑥 1 = 0,994. 0,962. 1.0,90 = 0,796 𝑐𝑡 𝑃𝑙𝑣 𝜂𝛴

𝑑𝑐 ≥ 10,55(𝑘𝑊)

= 10,55(𝑘𝑊) = → 𝑃𝑙𝑣

8,4 0,796 => Công suất đẳng trị của động cơ là: 𝑃𝑑𝑡 1.3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ

Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác định theo công thức:

𝑛db = 60f 𝑝

Trong đó: f - tần số của dòng điện xoay chiều (Hz) (f = 50 Hz); p - số đôi cực từ; p = 1; 2; 3; 4; 5; 6.

Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ có các giá trị là 3000, 1500, 1000, 750, 600 và 500 v/ph. Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và giá thành của động cơ càng tăng (vì số đôi cực từ lớn). Tuy nhiên dùng động cơ có số vòng cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thống tăng, dẫn tới kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên.

Do vậy, trong các hệ dẫn động cơ khí nói chung, nếu không có yêu cầu gì đặc biệt, hầu như các động cơ có số vòng quay đồng bộ là 1500 hoặc 1000 v/ph (tương ứng số vòng quay có kể đến sự trượt 3% là 1450 và 970 v/ph.

+ Tính số vòng quay của trục công tác theo công thức 2.16[1]:

- Với hệ dẫn động băng tải ta có:

(v/ph)

Trong đó: D: đường kính tang dẫn của băng tải (mm); v : vận tốc vòng của băng tải (m/s); * Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ: -Tra bảng 2.4[1] chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp và bộ truyền đai: Ta có:

+ Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ:

Tỷ số truyền nên dùng cho cả hệ thống phải bao gồm cả khoảng tỷ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc và khoảng tỷ số truyền nên dùng của bộ truyền ngoài hộp.

Trong đó:

𝑛𝑑 = 2 ÷ 5

𝑛𝑑 = 8 ÷ 40.

+ Bộ truyền xích : 𝑢𝑥 + Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp : 𝑢ℎ => Tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền:

= (2 ÷ 5).(8 ÷ 40) = (16 ÷ 200)

= (16 ÷ 200)

𝑛𝑑. 𝑛𝑐𝑡

𝑛𝑑 = 𝑢∑

𝑛𝑑 ≤ 200. 𝑛𝑐𝑡

𝑛𝑑 ≤ 160 . 59,71

𝑛𝑑 ≤ 11942

Số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ là: 𝑛𝑑𝑐 ⇒ 16. 𝑛𝑐𝑡 ≤ 𝑛𝑑𝑐 ⇔ 12 . 59,71 ≤ 𝑛𝑑𝑐 ⇔ 716,52 ≤ 𝑛𝑑𝑐 Ta chọn sơ bộ số vòng quay của động cơ : nsb = 1500 (v/p) (kể đến sự trượt 3% thì số vòng quay của động cơ sẽ là 𝑛𝑑𝑏 = 1450 (v/ph) + Vậy tỷ số truyền của hệ thống được xác định theo công thức:

= = 24,28 𝑢𝑠𝑏 = 1450 59,71 𝑛𝑑𝑏 𝑛𝑐𝑡

Tra bảng 2.4[1] ta thấy usb nằm trong khoảng u nên dùng. Vậy ta chọn được số vòng quay đồng bộ của động cơ là: 1.4. Chọn động cơ thực tế Chọn động cơ phải thỏa mãn hai thông số:

𝑑𝑐 ≥ 8,4(𝑘𝑊)

𝑑𝑐 ≥ 𝑃𝑑𝑡 𝑃𝑑𝑚

𝑑𝑐 ⇒ 𝑃𝑑𝑚

𝑑𝑐 ≥ 8,4(𝑘𝑊) và 𝑛𝑑𝑏 1500(𝑣/𝑝ℎ)

- Công suất động cơ phải lớn hơn hoặc bằng công suất tính toán.

- Tốc độ quay phù hợp Với 𝑃𝑑𝑚

Bảng 1.1. Thông số của máy 4A132M4Y3

Tra bảng P1.3[1] trong Các thông số kỹ thuật của động cơ 4A

Công suất Cos ⌀ 𝜂%

𝑇𝑚𝑎𝑥 𝑇𝑑𝑛 𝑇𝑘 𝑇𝑑𝑛 Kiểu động Cơ (kW) Vận tốc quay (v/p)

4A132M4Y3 11,0 2,0 1458 87,5 2,2 0,87

1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ

Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của

a, Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ hệ thống. Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ. Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu công thức sau đảm bảo:

Trong đó: - công suất mở máy của động cơ (kW):

- công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kW):

dc =2,0.11=22 (kW)

dc =

Với:

dc=1,67.10,55=17.62 (kW)

dc=Kbd.Plv 𝑃bd

𝑃mm 𝑃𝑑𝑚 𝑇𝑘 𝑇dn

Ta thấy Vậy động cơ đã chọn thoã mãn điều kiện điều kiện mở máy. b, Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ Theo đề bài vì sơ đồ tải không đổi nên không cần kiểm tra quá tải cho động cơ. 2. Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền (TST) chung của toàn hệ thống u xác định theo:

= = 24,42 𝑢𝛴 = 1458 59,71 𝑛đ𝑐 𝑛𝑐𝑡

Trong đó: nđc - số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph); nct - số vòng quay của trục công tác (v/ph).

Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp:

Trong đó:

+ : Tỉ số truyền của bộ truyền xích

+ : Tỉ số truyền của hộp giảm tốc

2.1. Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc -Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp có:

Hay

Ta có bộ truyền ngoài là xích, nên quy chuẩn giá trị tính được theo dãy TST tiêu chuẩn như sau: 1,00; 1,12; 1,25; 1,4; 1,6; 1,8; 2,00; 2,24; 2,50; 2,80; 3,15; 3,55; 4,00; 4,50; 5,00.

→Chọn Vậy: Tỉ số truyền ngoài của hộp giảm tốc là:

2.2. Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc

+ Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc: Tỉ số truyền của hộp cũng có thể phân theo hàm đa mục tiêu với thứ tự ưu tiên

các hàm đơn mục tiêu sau : khối lượng các bộ truyền , mô men quán tính thu gọn

và thể tích các bánh lớn nhúng dầu nhỏ nhất ; khi này tỉ số truyền các cấp có thể

tính theo công thức (1.26)[Vũ Ngọc Pi, Nguyễn Văn Dự) :

Trong đó: , là hệ số chiều rộng bánh răng cấp nhanh và chậm.

Chọn

13,57

 = 6,28

6,28

uh u1

= = 2,16  u2 =

Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: chỉ số "đc" ký hiệu trục động cơ;

3. Tính toán các thông số trên các trục các chỉ số “I”, “II”, “III”, “IV” chỉ trục số I, II, III và IV. 3.1. Tính công suất trên các trục - Công suất danh nghĩa trên trục động cơ :

- Công suất danh nghĩa trên các trục I, II và III xác định theo các công thức sau:

3.2. Tính số vòng quay của các trục

(1.14) Ta có: - Tốc độ quay của trục I: 𝑛𝐼 =

Với: 𝑛đ𝑐 – Tốc độ quay trên trục động cơ.

𝑢đ𝑐÷𝐼 – Tỉ số truyền của bộ truyền nối giữa động cơ với trục I.

Ta thấy: 𝑛đ𝑐 = 1458 ; 𝑢đ𝑐÷𝐼 = 𝑢𝑘𝑛 = 1

- Tốc độ quay của trục II:

- Tốc độ quay của trục III:

- Tốc độ quay của trục IV(làm việc):

= (v/ph)

3.3. Tính mô men xoắn trên các trục Mô men xoắn trên trục thứ i được xác định theo công thức sau:

(1.16)

Trong đó : ; :là công suất và số vòng quay trên trục thứ i.

+ Mômen xoắn trên trục động cơ:

+ Mômen xoắn trên trục I:

+ Mômen xoắn trên trục II:

+ Mômen xoắn trên trục III:

+ Mômen xoắn trên trục công tác:

3.4. Lập bảng kết quả Các kết quả tính ở trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau, do vậy cần lập bảng thống kê như sau

Trục Tỉ số truyền U Công suất P(kw) Số vòng quay N(v/p) Mômen xoắn T(N.mm)

Động cơ 10,55 1458 69103,22 udc=1

Trục I 10,44 1458 68283,71

u1=6,28

Trục II 9,92 236,46 408045,83

u2=2.15

Trục III 9,42 109,98 837002,23

ux=1,8

Trục IV 8,39 61,1 1341894,15

PHẦN 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

2.1. Thiết kế bộ truyền xích

2.1.1. Chọn loại xích

- Có 3 loại xích:

+ Xích ống: Đơn giản, giá thành hạ và khối lượng giảm vì không dùng con lăn,

nhưng cũng vì thế mà bản lề mòn nhanh. Vì vậy chỉ dùng xích ống với các bộ

truyền không quan trọng, mặt khác yêu cầu khối lượng nhỏ.

+ Xích ống – con lăn: Kết cấu giống như xích ống, phía ngoài lắp thêm con lăn,

thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa (ở xích ống) bằng ma sát lăn giữa con

lăn và răng đĩa xích (ở xích ống - con lăn). Làm tăng độ bền mòn của xích ống -

con lăn. Chế tạo không phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng

khá rộng rãi. Thích hợp dùng khi vận tốc làm việc dưới (10 15) m/s. Nên ưu

tiên dùng xích một dãy. Nhưng ở các bộ phận truyền quay nhanh, tải lớn nếu dùng

xích 2 , 3 hoặc 4 dãy sẽ làm giảm tải trọng động và kích thước khuôn khổ bộ

truyền.

+ Xích răng : khả năng tải lớn, làm việc êm, nhưng chế tạo phức tạp và giá thành

đắt hơn xích con lăn, chỉ nên dùng khi vận tốc xích trên (10 15)%.

=> Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp,dùng xích con lăn.

2.1.2 Xác dịnh các thông số của xích và bộ truyền

2.1.2.1. Chọn số răng đĩa xích

Số răng nhỏ nhất của đĩa xích lớn hơn Zmin

Theo bảng [5.4][1](trang 80 quyển ), với ux = 1,8 chọn số răng đĩa nhỏ Z1 = 27,do

đó số răng đĩa lớn.

đối với xích ống và xích con Z2 = ux.Z1 = 1,8.27 =48,6 < Zmax = 120(

lăn).

=> Z2 = 49

Ta có:

n3 = 107,48 (vp/ph) PIII = 9,42 (kW)

2.1.2.2. Xác định bước xích P

Theo công thức (5.3)[1](trang 81), công suất tính toán.

Pt=P.k.kz.kn ≤[P]

Trong đó:

+ Chọn góc nghiêng của đường tâm nối 2 đĩa xích so với đường nằm ngang=300

+ Pt lần lượt là công suất tính toán

+ P công suất cần truyền

+ [P] công suất cho phép,(kW);

P = PIII = 9,42 (kW).

+ Hệ số răng : với Z1=27

+ Hệ số số vòng quay :

với (vg/ph); n1= nIII = 107,48 (vg/ph)

[5.4](trang 82 quyển 1) +

+ = 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95

: chọn a = (30 50) p

: đường nối hai tâm đĩa xích so với đường nằm ngang <600

: điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích

: tải trọng động, làm việc êm

: làm việc 2 ca

: môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II –bảng [5.7](trang 82, quyển

Như vậy : => Pt = 9,42.1,95.0,925.1,86= 31,6 (kW);

Theo bảng [5.5](trang 81, quyển 1) với (vg/ph), chọn bộ truyền xích 1

dãy có bước xích p = 38,1 (mm); thỏa mãn điều kiện bền mòn :

=34,8 (KW).

2.1.2.3. Khoảng cách trục và số mắt xích

+ Khoảng cách trục

a = 40.p = 40.38,1 = 1524 (mm).

+ Số mắt xích

Lấy số mắt xích chẵn xc=120, tính lại khoảng cách trục theo công thức[5.13][1](

trang 85).

= (mm).

Để xích không chịu lực căng quá lớn , giảm a một lượng bằng

, do đó a = 1814,98–5,44= 1809,54 (mm);

+ Số lần va đập của xích : Theo công thức [5.14][1](trang 85)

2.1.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền :

Theo công thức [5.15][1](trang 85)

+ Q - tải trọng phá hỏng Q = 127000 (N) -Theo bảng [5.2](quyển1, trang 78).

+ - hệ số tải trọng động = 1,2

+ Theo bảng [5.2](trang 89 quyển 1) ta có.

+ (m/s).

(N) + Ft : lực vòng

+ Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra

q : khối lượng 1 mét xích, q = 5,5 (kg) theo [5.2](1)

(N)

+ F0 - lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra.

(N)

- hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền; f = (0,01..0,02)a

lấy (bộ truyền nghiêng 1 góc < )

Tra bảng 5.10[1] với n = 200 vg/ph , [s] = 8,5. Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm

bảo đủ bền.

2.1.4. Đường kính đĩa xích

+ Theo công thức 5.17[1] và bảng 13.4[1]

/27) = 328,18 (mm) d1 = p/sin( /Z1) =38,1/sin(

/49) = 594,66 (mm) d2 = p/sin( /Z2) = 38,1/sin(

= p[0,5 + cotg( /27)] = 345,01 (mm) /Z1)] = 38,1[0,5 + cotg(

= p[0,5 + cotg( /49)] = 612,48 (mm) /Z2)] = 38,1[0,5 + cotg(

= d1 - 2r = 328,18 – 2.11,22 = 305,74 (mm)

= - 2r = 594,66 – 2.11,22 = 572,22 (mm)

với : r = 0,5025.d1 + 0,05= 0,5025.22,23 + 0,05 =11,22 (mm) với d1 = 22,23 bảng

5.2[1]

+ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18)

Với : - Ứng suất tiếp xúc cho phép : = 600 (MPa) tra bảng ( 5.11 )

(N) Ft - Lực vòng :

Fvđ - Lực va đập trên m dãy xích ( xích con lăn 1 dãy => m =1 ):

.1 = 7,72 (N) Fvđ = 13.10-7.n1. p3 .m = 13.10-7.107,48.

kd - Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy : kd = 1

Kđ - Hệ số tải trọng động: Kđ = 1,2 bảng 5.6[1]

kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z1 = 27; Z2 =

=> kr1 = 0,39 ; kr2 = 0,24

E - Mô đun đàn hồi : E = 2E1.E2/(E1 +E2) = 2,1.105(MPa)

A - Diện tích chiếu bản lề :A = 395 mm2 bảng 5.12[1]

+ Với răng đĩa 1; =>

(MPa)

Như vậy dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp

xúc cho phép = 600 (Mpa), đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1.

+Với răng đĩa 2; =>

(MPa)

Như vậy dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp

xúc cho phép = 600 (MPa), đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2 .

Theo 5.20[1] : (N)

Trong đó đối với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400, kx = 1,15

2.1.5. Bảng thông số cơ bản của bộ truyền xích

Bảng 2.1: Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

Ký hiệu Giá trị Thông số

Xích ống con lăn Loại xích

38,1(mm) Bước xích p

120 Số mắt xích x

(mm) Khoảng cách trục a

27 Số răng đĩa xích nhỏ

49 Số răng đĩa xích lớn

Vật liệu đĩa xích C45

328,18 (mm) Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ

594,66 (mm) Đường kính vòng chia đĩa xích lớn

345,01 (mm) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ

612,48 (mm) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn

Bán kính đáy r 11,22 (mm)

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ 305,74 (mm)

Đường kính chân răng đĩa xích lớn 572,22 (mm) d

Lực tác dụng lên trục (N)

2.2.Bộ truyền bánh răng cấp chậm *Các thông số: PII = 9,92 (kW) nII = 236,46 (v/ph). 𝑢2 = 2,15 Xác định khoảng cách trục:

2.2.1. Chọn vật liệu. -Ta thấy hộp giảm tốc ta thiết kế có công suất nhỏ trung bình. Vì vậy ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB ≤ 350. Với loại vật liệu này bánh răng có độ rắn thấp và có thể cắt chính xác sau khi nhiệt luyện. Cặp bánh răng này có khả năng chống mòn tốt và bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải thiện.

- Tra bảng 6.1 [1] ta chọn vật liệu như bảng :

Bảng 2.1: Chọn vật liệu

Độ rắn

Loại bánh răng Loại thép Nhiệt luyện thép

Giới hạn bền 𝜎𝑏 MPa Giới hạn chảy 𝜎𝑐ℎ MPa

45 750 450 Nhỏ Tôi cải thiện 𝐻𝐵3 = 215

45 750 450 Lớn Tôi cải thiện 𝐻𝐵4 = 200

2.2.2. Xác định ứng suất cho phép.

- Gồm các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép

được xác định như sau :

2.2.2.1. Ứng suất tiếp xúc cho phép.

*Tra bảng 6.2 [1]ta chọn:

- Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc :Sh =1,1.

= 2. HB + 70 ( MPa). - Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở:σHlim

- Ứng xuất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở: σFlim = 1,8HB

*Theo công thức:

-Trong đó: 𝑆𝐻: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc . 𝑍𝑅: Hệ số xét đến độ nhám của mắt răng làm việc .

𝑍𝑉: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng . 𝐾𝑋𝐻: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng . 𝐾𝐻𝐿: Hệ số xét đến tuổi thọ.

Chọn sơ bộ: ZR.ZV.KXH = 1,

2,4

-Với mH = 6 (Khi HB  350) → KHL =

: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NH0 = 30.HHB

NHE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: NHE = 60.C.n.t

*Trong đó :

≫C,n,t: Lần lượt số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét.

Với 𝑡 = 2/3.24.0,7.365.7 = 28616 (ℎ) ; C = 1.

+ Với bánh răng nhỏ (bánh 3):

2,4= 30.2152,4 =11,88. 106

𝑁𝐻𝐸3 = 60. 𝐶. 𝑛. 𝑡 = 60.1.236,46.28616 = 405,99. 106

𝑁𝐻𝑂3 = 30. 𝐻𝐵3

Bắt đầu từ NH0 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi. Vì vậy khi tính ra được NHE> NHo, thì lấy NHE = NHO để tính, do đó: KHL1 = 1.

0 ➢ 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚3

= 2.215+ 70 =500( MPa )

500

≫ Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh nhỏ :

1,1

σHlim3 SH

.1.1 = 454,54(MPa) [ σH3]= ( 𝑍𝑅. 𝑍𝑉. 𝑍𝑋𝐻)𝐾𝐻𝐿3 =

+ Với bánh lớn (bánh 4):

= 2.200+ 70 =470 ( MPa) 𝑁𝐻𝐸4 = 60. 𝐶. 𝑛. 𝑡 = 60.1. 109,98. 28616= 188,83.106 2,4 = 30 .2002,4 = 10.106 𝑁𝐻𝑂4 = 30. 𝐻𝐵4 0 𝜎𝐻𝑙𝑖𝑚4

470

Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh lớn :

1,1

σHlim4 SH

.1.1= 427,3( MPa) [ σH4]= ( 𝑍𝑅. 𝑍𝑉. 𝑍𝑥𝐻)𝐾𝐻𝐿4=

454,54+427,3

 Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép:

[𝜎𝐻3]+[𝜎𝐻4] 2

= = 440,90( MPa) [𝜎𝐻] =

- Mà [𝜎𝐻] ≤ 1,25[𝜎𝐻𝑚𝑖𝑛]

Với : [𝜎𝐻] 𝑚𝑖𝑛= [𝜎𝐻4]= 427,3 (MPa) [𝜎𝐻] = 440,90(MPa) ≤ 1,25[𝜎𝐻𝑚𝑖𝑛]

➢ Vậy chọn sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép : [𝜎𝐻]𝑠𝑏= 440,90 (MPa)

2.2.2.2. Ứng suất uốn cho phép:

Trong đó: - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.

𝑌𝑅: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.

𝑌𝑆: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

𝐾𝑋𝐹: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn.

Chọn sơ bộ: = 1.

𝐾𝐹𝐶: Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải, lấy 𝐾𝐹𝐶 = 1.(Bộ truyền quay 1 chiều)

- NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.

- NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Do bộ truyền chịu tải trọng không đổi nên :

- ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.

Ta có : =1,8HB - theo bảng 6.2 [I]

0 =>σF3lim

= 1,8.215= 387 (MPa)

0 =>σF4lim

=1,8.200 = 360(MPa)

-KFL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền , được xác định như sau:

với khi HB  350

Trong đó:

NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. NFO = 4.106 đối với tất cả loại thép.

NFE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

Ta có : NFE3 = NHE3 =405,99. 106

NFE4 = NHE4 = 188,83.106

KFL3 = 1

Do NFE3 >NFO nên lấy NFE1 =NFO để tính, do đó NFE4 > NFO nên lấy NFE2 =NFO để tính, do đó KFL4 = 1

Vậy ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn là:

387

 Với bánh răng nhỏ( bánh 3)

1,75

0 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚3 𝑆𝐹

.1.1.1=221,14(MPa) [𝜎𝐹3]= .( 𝑌𝑅. 𝑌𝑆. 𝐾𝑥𝐹)𝐾𝐹𝐶. 𝐾𝐹𝐿=

360

 Với bánh răng lớn ( bánh 4)

1,75

0 𝜎𝐹𝑙𝑖𝑚4 𝑆𝐹

.1.1.1=205,71(MPa) [𝜎𝐹4]= .( 𝑌𝑅. 𝑌𝑆. 𝐾𝑥𝐹)𝐾𝐹𝐶. 𝐾𝐹𝐿=

2.2.2.3. Ứng suất cho phép khí quá tải:

- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

➢ Ứng suất tiếp xúc khi quá tải:

Với bánh răng tôi cải thiện theo CT (6.13) [I] ta có:

- Với bánh nhỏ:

= 2,8.450 = 1260 (Mpa) [𝜎𝐻3]max = 2,8.

- Với bánh lớn:

= 2,8.450 = 1260 (Mpa) [𝜎𝐻4]max = 2,8.

❖ -Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

Với bánh răng tôi cải thiện theo CT (6.14) [I] ta có:

khi HB  350

- Với bánh răng nhỏ:

[σF3]max = 0,8.σch3= 0,8.450=360 (MPa)

- Với bánh răng lớn :

[𝜎𝐹4]𝑚𝑎𝑥= 0,8𝜎𝑐ℎ4.= 0,8.450 =360 (MPa)

2.2.3. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền:

-Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục , nó được xác

định theo công thức 6.15 [1]

𝑇2. 𝐾𝐻𝛽 [𝜎𝐻]2.𝑢2 𝑏𝑎3

𝑎𝑤2 = 𝐾𝑎.( 𝑢2 ± 1 )√

*Trong đó:

1/3 )

+Ka: Hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng được tra trong

bảng 6.5 [1],Ka = 43 (MPa

+T2: Momen xoắn trên bánh chủ động ( Nmm): 𝑇2 =408045,83 (N.mm)

+u2: Tỉ số truyền u2 = 2,15

: ứng suất tiếp xúc cho phép

𝑏𝑤 𝑎𝑤

= =0.35 𝑏𝑎2 tra bảng 6.6 [1] chọn 𝑏𝑎2

: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải tọng trên chiều rộng vành răng khi

tính về tiếp xúc.

Theo công thức 6.16 [1] ta có:

(u2+1) = 0,5.0,35.(2,15+1) = 0,5512 𝑏𝑑2 = 0,5. 𝑏𝑎2

= 0,5512 tra bảng 6.7 [1] sơ đồ 4 𝐾𝐻𝛽 = 1,045 -Với 𝑏𝑑2

3 = 43.( 2,15+ 1 ) √

>>Vậy:

408045,83.1,045 440,92.2,15.0,35

𝑇2. 𝐾𝐻𝛽 [𝜎𝐻]2.𝑢2 𝑏𝑎2

𝑎𝑤2= 𝐾𝑎.(𝑢2 + 1 )√

=193,48 (mm)

>>Chọn 𝑎𝑤2= 193 (mm)

𝑏𝑤 𝑎𝑤2

= Mà 𝑏𝑎2

= 193.0,35 = 67,55 (mm)

 𝑏𝑤 = 𝑎𝑤2.𝑏𝑎2 2.2.4. Xác định các thông số ăn khớp:

2.2.4.1. Xác định mô đun: -Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn. Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết

kế, sau khi tính được khoảng cách trục 𝑎𝑤2 có thể dựa theo công thức 6.17 [1] để tính mô đun, sau đó kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

m = (0,010,02)𝑎𝑤2= = (0,010,02) 173 =( 1,73÷ 3,46 ) (mm).

>>Theo bảng 6.8 [1] chọn mô đun theo tiêu chuẩn là m = 2(mm).

2.2.4.2. Xác định số răng và hệ số dịch chỉnh x

* Số răng :

Chọn sơ bộ

(thường bánh răng nghiêng β = (8º ÷20º)

Số răng bánh nhỏ :

=> (răng)

Lấy z3 = 59 (răng).

Vậy số bánh răng lớn z4 là:

z4 = u2.z3 = 2,15.59= 126,85 (răng).

Lấy z4 =126 (răng).

Số răng tổng là:

zt = z3 + z4 = 59+ 126 = 185 (răng).

- Vậy tỉ số truyền thực tế là:

* Tính lại góc nghiêng : Theo công thức 6.32 [1]

2.2.5. Kiểm nghiệm răng độ bền về tiếp xúc:

Ứng xuất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

Trong đó :

+ : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp .Trị số của

được tra trong bảng 6.5 [1] =274 ( )

+ : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

Vì

Với là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.

Do ta dùng bánh răng nghiêng không có dịch chỉnh nên :

: Được lấy theo tiêu chuẩn TCVN 1065-71 ,

Vậy

: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng.

Với : là hệ số trùng khớp dọc .

Ta thấy > 1 nên ta tính theo công thức 6.36c [1]

Với được tính bằng công thức :

+Tính KH:

Với : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc vành răng

là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng răng. Tra

bảng 6.7 [1] với sơ đồ 4

là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp . được tra từ bảng 6.14 [1]

Để tra được bảng 6.14 [1] ta tìm trị số cấp chính xác thông qua tính vận tốc vòng và tra bảng 6.13 [1]. Vận tốc vòng được tính theo công thức:

Với là đường kính vòng lăn bánh chủ động và được tính theo công thức:

Từ vận tốc vòng ta tra được cấp chính xác là : 9 do

Với cấp chính xác 9 từ bảng 6.14(trang 107) ta tra được

Với: là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. tra bảng

P2.3 phụ lục.

 𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽𝐾𝐻𝛼𝐾𝐻𝑣 = 1,04.1,13.1,05 = 1,23

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng:

- Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép :

Trong đó :

Chọn (với vận tốc vòng v < 5 (m/s))

Chọn (vỡ đường kính vòng đỉnh

Với cấp chính xác động học là 9 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám bề mặt . Vậy chọn

Độ chênh lệch :

Thỏa mãn độ bền tiếp xúc, tính lại 𝑏𝑤3

Vậy chiều rộng vành răng của cấp chậm là:

2.2.6. Kiểm nghiệm răng độ bền về uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất sinh ra tại chỗ răng phải thỏa mãn

điều kiện :

Trong đó :

- momen xoắn bánh chủ động (N.mm)

- mô đun pháp (mm)

- chiều rộng vành răng (mm)

- đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm)

- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , với là hệ số trùng khớp

ngang :

- hệ số kể đến độ nghiêng của răng :

- hệ số dạng bánh răng của bánh chủ động và bị động phụ thuộc vào số răng và hệ số dịch chỉnh ( hệ số dịch chỉnh không dùng dịch chỉnh nên x=0)

Từ hệ số dạng bánh răng tra bảng 6.18 [1] được:

- hệ số tải trọng khi tính về uốn

Với - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính về uốn . Tra bảng 6.7 [1] với sơ đồ 4 với

Với - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

thời ăn khớp khi tính về uốn . Tra bảng 6.14 [1] với cấp chính xác 9 vận tốc

vòng v < 2,5( m/s )

- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về Với

uốn :

Với được tra bảng 6.15 [1]

được tra bảng 6.16 [1]

Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

2.2.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy, … ). Hệ số quá tải:

Ứng suất tiếp xúc cực đại :

Thỏa mãn điều kiện không gây biến dạng dư lớp bề mặt.

Ứng suất uốn cực đại:

Thỏa mãn điều kiện đề phòng biến dạng dư hoặc biến dạng phá hỏng tĩnh mặt

lượn chân răng

2.2.8. Các thông số bộ truyền:

Bảng 2.2 Các thông số của bộ truyền cấp chậm - Khoảng cách trục

- Mô đun m = 2 (mm)

- Góc nghiêng răng

- Bánh răng

- Hệ số dịch chỉnh X3 = X4 = 0

- Góc profin gốc

- Đường kính vòng chia

- Đường kính vòng đỉnh

- Đường kính vòng lăn

- Chiều rộng vành răng

- Vận tốc vòng v3=1,52 (m/s)

- Đường kính vòng cơ sở db3 = d3.cos20o = 123,17.cos20o = 115,74(mm)

db4 = d4.cos20o = 263,04.cos20o = 247,17 (mm)

-Đường kính vòng chân df3 = d3 - 2,5.m = 123,17- 2,5.2 = 118,17(mm)

df4 = d4 - 2,5.m = 263,04- 2,5.2 = 258,04(mm)

2.Bộ truyền bánh răng cấp nhanh *Các thông số :

PI = 10,44(KW) nI = 1458 (v/phút). 𝑢1 = 6,28

2.1. Chọn vật liệu

≥ HB2

Đây là bước quan trọng trong tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và bộ truyền bánh răng nói riêng. thấy hộp giảm tốc ta thiết kế có công suất trung bình. Vì vậy ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB  350. Với loại vật liệu này bánh răng có độ rắn thấp và có thể cắt chính xác sau khi nhiệt luyện. Cặp bánh răng này có khả năng chống mòn tốt và bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải thiện. Muốn tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ + rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị: HB1 (10÷15)HB. Tra bảng 6.1 [1] ta chọn vật liệu như bảng 2.2.1: Bảng 2.2.1.Vật liệu 2 cấp bánh răng cấp nhanh

Độ rắn

Loại thép Nhiệt luyện thép Giới hạn bền Giới hạn chảy

Loại bánh răng Kích thước S,mm,không lớn hơn (MPa) ( MPa)

Nhỏ 45 750 450 100

Tôi cảithiện HB 192…240

Lớn 45 750 450 100

Tôi cảithiện HB 192…240

2.2Xác định ứng suất cho phép

Gồm các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép được

xác định như sau: 2.2.1. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

(Tra bảng 6.2[1])

= 2.HB + 70 (MPa) Chọn độ rắn bánh chủ động: HB1=202 Chọn độ rắn bánh bị động : HB2 = 192 Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc: Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở:σHlim

- - - - (Tra bảng 6.2[1]) Theo công thức (6.1_Tr91-[1]):

0 σHlim SH

. ZR. Zv. KxH. KHL (MPa)

: Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở.

[σH] = Trong đó: 0 + σHlim + SH:Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. + ZR:Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. + Zv:Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. + KxH:Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Chọn sơ bộ: ZR.Zv.KxH = 1 + KHL: Hệ số xét đến tuổi thọ tính theo công thức (6.3_Tr93-[1]):.

Trong đó: mH = 6 (Khi HB  350)

=> KHL =

NHO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc tính theo công thức (6.5_Tr93-[1]): với HHB – độ rắn Brinen NH0 = 30. NHE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương tính theo công thức (6.6_Tr93- [1]): NHE = 60.c.n.t *Với: c, n, t: Lần lượt số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét. Với:

Với bánh răng nhỏ (bánh 1)

= 2.202 + 70 = 474 (MPa)

• +NHO1 = 30. 2022,4 = 10232094,47 +NHE1 = 60.1.1458.28616 = 2503327680 (Bánh 1 quay với nI = 1458 (v/ph)) “Bắt đầu từ NH01 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi. Vì vậy khi tính ra được NHE1>NHO1 , lấy NHE1 = NHO1 để tính, do đó KHL1 = 1 ” 0 + σHlim1 Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh nhỏ:

Với bánh răng lớn (bánh 2)

• + + (Bánh 2 quay với nII = 236,46 (v/ph)

= 2.192 + 70 = 454 (MPa)

“Bắt đầu từ NH02 đường cong mỏi gần đúng là 1 đường thẳng song song trục hoành tức là trên khoảng cách này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi vì vậy khi tính ra được NHE2 > NHO2, ta lấy NHE2 = NHO2 để tính , Do đó: KHL2 = 1 ” 0 + σHlim2 Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh lớn là:

Ta chọn bộ truyền bánh răng cấp nhanh là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.Vì do các răng ăn khớp liên tục,khi một cặp răng ra khỏi khớp thì các cặp răng khác vẫn đang ăn khớp nên bộ truyền bánh răng nghiêng làm việc êm hơn bánh răng thẳng. Do luôn có nhiều răng đồng thời tham gia ăn khớp tại mỗi thời điểm nên bộ truyền bánh răng nghiêng chịu tải tốt hơn bánh răng trụ răng thẳng có cùng kích thước và bước răng.

 Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền bánh răng là :

= = 421,81(MPa) [σH] = [σH1] + [σH2] 2 430,90 + 412,72 2

Với∶ [σH]min = [σH2] = 412,72 (MPa)

(Bánh răng trụ)(công thức 6.12)[1]

Chọn = 515,9 thỏa mãn điều kiện.

Vậy chọn sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép :

=421,81(Mpa)

2.2.2. Xác định ứng suất uốn cho phép

Ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức (6.1)[1]

Trong đó:

: ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.

=1,8HB

=1,75

+ Tra bảng 6.2[1] + Hệ số an toàn khi tính về uốn: + YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. + Ys: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. + KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Chọn sơ bộ: YR.Ys.KxF = 1. + KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, lấy KFC = 1. (Bộ truyền quay 1 chiều) + KFL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định như sau:

với khi độ rắn mặt răng HB  350

Trong đó: - NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. NFO = NFO1= NFO2= 4.106 (Mpa) đối với tất cả các loại thép. - NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: NFE = NHE = N =60.c.n.tƩ • Với bánh răng nhỏ: + +

đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với “Bắt đầu từ trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi uốn không thay đổi .Vì vậy khi tính ra được để tính ,do đó ,ta lấy ”. > =

0 Với: σFlim1

= 1,8.212 = 381,6(MPa)

Ứng suất uốn trên bánh nhỏ:

• Với bánh răng lớn :

+ + “Bắt đầu từ đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi uốn không thay đổi .Vì vậy khi tính ra được để tính ,do đó ,ta lấy ”. > =

= 1,8.192 = 345,6 (MPa) Với : σFlim2

Ứng suất uốn trên bánh lớn :

2.3. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền

2.3.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục

-Vì đây là hộp đồng trục => khoảng cách trục I bằng khoảng cách trục II

hay 𝑎𝑤1= 𝑎𝑤2= 193 (mm).

Theo công thức 6.16 [1] ta có: 𝛹𝑏𝑑1= 0,5. 𝛹𝑏𝑎1 (uII + 1) = 0,5 . 0,25 . (6,18 + 1) = 0,91

Chọn aw1 = 193(mm) bw nên ta có: MàΨba = aw Chiều rộng vành răng .

bw = 𝛹𝑏𝑎1. aw1 = 0,25.193 = 48,25 (mm)

 2.3.2. Xác định các thông số ăn khớp

a. Xác định mô đun.

Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn. Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết có thể dựa theo công thức 6.17 [1] để kế, sau khi tính được khoảng cách trục

tính mô đun, sau đó kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. m = (0,010,02) . = (0,010,02) .193 = 1,933,86 (mm)

Theo bảng 6.8 [1] chọn mô đun theo tiêu chuẩn là m = 2 (mm). b. Xác định số răng, góc nghiêng  của răng và hệ số dịch chỉnh x.

,số bánh răng của răng và modul trong bộ truyền ăn khớp ngoài ,góc nghiêng

- Số răng: Giữa khoảng cách trục aw1,số răng bánh răng nhỏ nhất lớn nhất liên hệ với nhau theo công thức 6.18[1]:

Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng :

Chọn sơ bộ :

(vì bánh răng nghiêng Số răng bánh nhỏ:

Cos = Cos15°= 0,966 m = 2 u1 = 6,28

Với aw1 = 193(mm) Vậy ta có :

 Lấy z1 = 26 (răng). Vậy số bánh răng lớn z2 là:

z2 = u1.z1 = 6,28.26 = 163,28(răng).

 Lấy z2 = 163(răng).

Tổng số răng là:

zt = z1 + z2 = 26 + 163 = 189(răng).

- Vậy tỉ số truyền thực tế là :

-Tính lại góc nghiêng:Theo công thức 6.32 [1] (Tr.103 )

β = 14°4′. Thỏa mãn 8

 Xét điều kiện sai lệch tỷ số truyền cho phép :

Chọn (mm) thỏa mãn .

Do dịch chỉnh chất lượng ăn khớp được cải thiện rất ít và bánh răng không có yêu cầu gì thêm nên ta không chọn dịch chỉnh. c. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền

Xác định đường kính vòng chia:

• -Bánh răng nhỏ:

-Bánh răng lớn:

Xác định đường kính vòng lăn :

• -Bánh răng nhỏ:

-Bánh răng lớn :

Xác định đường kính chân răng :

• -Bánh răng nhỏ :

-Bánh răng lớn :

Xác định đường kính đỉnh răng :

• -Bánh răng nhỏ:

-Bánh răng lớn:

Xác định đường kính cơ sở :

• Với α là góc profin theo TCVN 1065-71 lấy α=20⁰ (bảng 6.11[1]) ,ta có : -Bánh răng nhỏ:

-Bánh răng lớn:

• Góc profin răng :

• Góc ăn khớp (bánh răng trụ răng nghiêng không dịch chỉnh) :

2.4. Kiểm nghiệm răng độ bền về tiếp xúc Ứng xuất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

(6.33)[1]

Trong đó :

: chiều rộng vành răng = 48,25 (mm) : Đường kính vòng lăn bánh chủ động = 53 (mm)

: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Trị số = 274( được tra trong bảng 6.5 [1] )1/3

- T : Mô men xoắn trên bánh chủ động ( T = 68283,71 (N.mm) ) - - của : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. -

được tính theo công thức 6.34 [1]

Với là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở.

Do ta dùng bánh răng nghiêng không có dịch chỉnh nên : 20⁰34′

Vậy :

- + Với : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. : là hệ số trùng khớp dọc.

Ta thấy > 1 nên ta tính theo công thức 6.36c [1] :

+ Với

+ + )] . cos β = [1,88 − 3,2. ( )] . cos 14⁰4′ εα = [1,88 − 3,2. ( 1 26 1 163 được tính bằng công thức (6.38b) : 1 Z2 1 Z1

= 1,68

= √ = 0,77 => 𝑍ε = √ 1 1,68 1 εα

-TínhKH:

hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. ( Với : +

: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc +

là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

được tra từ bảng 6.14 [1] .

+ thời ăn khớp . Để tra được bảng 6.14 [1] ta tìm trị số cấp chính xác thông qua tính vận tốc vòng và tra bảng 6.13 [1]. Vận tốc vòng được tính theo công thức :

Ta có:

Từ vận tốc vòng ta tra bảng 6.13 [1] được cấp chính xác là : 8

là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp , trị số của = 1,01(tra bảng phụ lục p2.3)[1]:

Với cấp chính xác 8 tra bảng 6.14[1] được - => 𝐾H = KHβ. KHα. KHv = 1,06.1,07.1,01 = 1,14 Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt làm việc là :

* Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép

Chọn Chọn

(với vận tốc vòng v< 5 (m/s)) (với đường kính vòng đỉnh Với cấp chính xác động học là 9 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 khi (TCVN 2511-95). Vậy đó cần gia công đạt độ nhám bề mặt

chọn

= [σH]sb. ZV. ZR. KxH=421,81.1.0,97.1=409,15MPa)

Kiểm tra :

< nhưng chênh lệch này nhỏ ,do đó ta giữ nguyên kết quả tính

Như vậy: toàn và tính lại chiều rộng vành bánh răng.

 .aw. =0,25.193. =50,54(mm)

Chọn

+) Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc được tính lại 6.33[I] :

H = ZM.ZH.Z.

Để đảm bảo điều kiện tiếp xúc tốt nhất giữa 2 bánh răng trong quá trình làm việc ta chọn chiều rộng vành bánh răng nhỏ theo công thức:

Vậy ta xác định được:

Chọn

2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất sinh ra tại chỗ răng phải thỏa mãn

điều kiện :

Trong đó :

- momen xoắn bánh chủ động (N.mm) ( T = T = 68283,71 N.mm ) - mô đun pháp (mm) (m = 2) - chiều rộng vành răng (mm)

- đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm)

- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , với là hệ số trùng khớp

ngang :

= 0,59 εα = 1,68 => Yε = 1 1,68

- hệ số kể đến độ nghiêng của răng :

, - hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động phụ thuộc vào số răng

và hệ số dịch chỉnh ( hệ số dịch chỉnh không dùng dịch chỉnh nên x=0 )

= = 28,48 ZV1 = Z1 cos3 β 26 cos314°4′

= = 178,58 ZV2 = Z2 cos3 β 163 cos314°4′

Từ hệ số dạng bánh răng tra bảng 6.18 [1]

YF1 = 3,88 ; YF2 = 3,6

- hệ số tải trọng khi tính về uốn

-Với : - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng

- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về

răng khi tính về uốn .Tra bảng 6.7 [1] với sơ đồ 3 với Ѱbd = 0,91 → -Với : thời ăn khớp khi tính về uốn. Tra bảng 6.14 [1] với cấp chính xác 9 vận tốc vòng v = 4,04( m/s )→ -Với : uốn :

Ta có:

Với : được tra bảng 6.15 [1]

: được tra bảng 6.16 [1]

=>Ứng suất uốn là :

Xác định chính xác ứng xuất uốn cho phép :

:Hệ số xét ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng với cấp chính xác 9

:Hệ số xét đến độ nhảy của vật liêu đối với tập trung ứng suất ,được xác định

Trong đó : - chọn =1. - theo công thức :

- : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn, với đường

kính vòng đỉnh chọn

Ứng suất uốn cho phép được xác định ở mục 2.2.2 :



Ta thấy:

So sánh ứng suất uốn xuất hiện trên răng đều thỏa mãn. Vậy các thông số đó chọn đảm bảo độ bền uốn. 2.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải

Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , … ). Hệ số quá

tải :

Để tránh biến dạng dư hoặc gây gãy giòn lớp bề mặt , Ứng suất tiếp xúc cực đại

không được vượt quá 1 giá trị cho phép theo công thức 6.48[1]:

Ta có :

Vậy ta xác định được :

= (Mpa)

Đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ,ứng suất uốn cực

đại tại mặt lượn chân răng không được vượt quá 1 giá trị cho phép :

Trong đó :

Ta lại có :

 Bánh răng nhỏ : (6.14)[1]

 Bánh răng lớn :

Vậy xác định được :

Thỏa mãn điều kiện đề phòng biến dạng dư hoặc biến dạng phá hỏng tĩnh mặt

Bảng 2.2.2. Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh.

lượn chân răng. 2.7. Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng cấp nhanh

STT Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị

Khoảng cách trục 193 mm 1

Mô đun pháp m 2 mm 2

Góc nghiêng răng Độ 3

răng Số răng 4

163

Độ Góc profin gốc 5

53,6 mm

Đường kính vòng chia 6

mm 333,07

57,6 mm

7 Đường kính vòng đỉnh

337,07 mm

53 mm

Đường kính vòng lăn 8

mm 332,84

Tỷ số truyền 9 6,2

57 mm

10 Chiều rộng vành răng

51 mm

v 4,04 m/s 11 Vận tốc vòng

50,36 mm db1

12 Đường kính vòng cơ sở

312,98 mm db2

48,6 mm df1 13 Đường kính vòng chân

328,07 mm df2

2.4. Điều kiện bôi trơn

Với hộp giảm tốc bôi trơn trong dầu, các bánh răng (bánh vít) lớn (hay bánh bị dẫn) được ngâm trong dầu. Kiểm tra điều kiện bôi trơn là kiểm tra các bánh lớn đều ngâm trong dầu và khoảng cách giữa mức dầu nhỏ nhất và mức dầu lớn nhất phải lớn hơn một trị số cho phép (thường bằng 5 đến 10 mm).

Chế độ bôi trơn trong hộp giảm tốc được lựa chọn theo vận tốc vòng.

Ta có vận tốc vòng của bánh 2 và bánh 4 như sau:

Gọi X là khoảng cách từ các mức dầu đến tâm trục.chiều sâu ngâm dầu tối thiểu của bánh răng được lấy như sau:

2.4.1. Cặp bánh răng cấp nhanh.

- Chiều cao răng: h1 = h2 = 2,25.m = 2,25.2 = 4,5 (mm)

- Chiều sâu ngâm dầu:

lm= (0,752).h = (0,752).4,5 = 3,375 9 (mm)

Chiều sâu ngâm dầu không được nhỏ hơn 10 (mm)

 Lấy l2min = 10 (mm)

- Mức dầu tối thiểu:

X2min=

- Mức dầu tối đa: : vì v = 4,04 (m/s) >1,5 nên

X2max=

2.4.2.Cặp bánh răng cấp chậm:

- Chiều cao răng:

h3= h4= 2,25.m = 2,25.2 = 4,5 (mm)

- Chiều sâu ngâm dầu:

l4= (0,752).h = 3,3759 (mm)

 Ta lấy l4min=10 (mm)

- Mức dầu tối thiểu:

X4min=

- Mức dầu tối đa:

=> Do đó không đảm bảo điều kiện bôi trơn .

 Như vậy hộp giảm tốc đồng trục 2 cấp sẽ được chia thành 2 ngăn để thoả mãn điều kiện bôi trơn

3.Kiểm tra các điều kiện chạm trục:

Do là Hộp giảm tốc đồng trục nên không phải kiểm tra chạm trục.

PHẦN III. THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

3.1. Tính thiết kế trục 3.1.1. Chọn vật liệu

Trục chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 tôi cải thiện,

, ứng suất xoắn cho phép  = 15 30 Mpa

3.1.2. Tải trọng tác dụng lên trục

Hình 3.1: Sơ đồ phân tích lực chọn chiều nghiêng

Do bộ truyền dẫn động đã cho là xích tải nên chiều quay của trục III được chọn như hình vẽ.

Chiều các trục còn lại được chọn sao cho chiều nghiêng các bộ truyền hợp lý nhất.

Nhận xét về chiều nghiêng của cặp bánh răng trên trục 2 ta có :

và

ngược

chiều nhau.

là nhỏ nhất.

=>chiều nghiêng ta chọn là hợp lý.

1.Chọn vật liệu:

Trục chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 thường hoá,

ch= 450 (MPa),

Chọn trục I, II, III có = 750 (MPa), ứng suất xoắn

cho phép  = 15 30 Mpa

2.Tải trọng tác dụng lên trục.

* Lực hướng tâm do khớp nối gây ra.

Fkn= ( 0,2÷0,3 ).Ft

Với Ft là lực vòng trên khớp nối.

: đường kính vòng tròn đi qua tâm chốt của nối trục vòng đàn hồi. tra

trong đó bảng 16.10a[2] kích thước cơ bản của nối trục đàn hồi với

=> = 71 (mm)

(N)

= 384,69÷577,04 (N) =>

Chọn Fkn = 550 (N)

+ Lực tác dụng từ bộ truyền cấp nhanh.

a. Bộ truyền cấp nhanh

Lực vòng:

Lực hướng tâm:

Lực dọc trục:

(N)

a. Bộ truyền cấp chậm

Lực vòng:

Ft3=

Lực hướng tâm:

Lực dọc trục:

c. Lực tác dụng từ bộ truyền xích

Lực hướng tâm :

(Đã tính ở Phần II – A, Thiết kế bộ truyền xich). 3.1.3. Tính sơ bộ trục

- Đường kính trục được xác định theo mômen xoắn theo công thức:

di=

Trong đó:

Ti: mômen xoắn trên trục i (Nmm)

: ứng suất xoắn cho phép  = 15  30 (MPa)

 chọn = 15 (MPa) cho trục 1

= 20 (MPa) cho trục 2

= 30 (MPa)cho trục 3

(N.mm); Có T1=

(N.mm); T2=

(N.mm) ; T3=



Theo bảng P 1.7 kích thước của động cơ 4A132M4Y3, ta có đường kính trục động cơ D = 38 (mm)

Vì trục 1 nối với trục động cơ bằng khớp nối nên ta có :

Vậy ta chọn sơ bộ :

d1= 35 (mm)

d2= 50 (mm)

d3= 55 (mm)

Theo bảng 10.2. [ 1 ] từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo

Bảng 3.1: bảng gần đúng chiều rộng ổ lăn

d (mm) 35 50 55

21 27 29 bo (mm)

Ta thấy sơ đồ đặt lực và chọn chiều như hình vẽ là hợp lý

Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.

( chiều dài mayơ

Chiều dài mayơ bánh đai và bánh răng trụ : của chi tiết quay thứ i của trục thứ k ).

- Chiều dài mayơ bánh răng trụ:

lm13 = ( 1,2÷1,5 ).d1 = ( 1,2÷1,5 ).35 =( 42÷52,5 ) mm.

Để đảm bảo chiều rộng mayơ lớn hơn hoặc bằng chiều bộng vành răng (bw1 = 57)

=> ta chọn lm13 =63 (mm.)

lm22 = ( 1,2÷1,5 ).d2 = ( 1,2÷1,5 ).50 = (60÷75 ) mm.

Để đảm bảo chiều rộng mayơ lớn hơn hoặc bằng chiều bộng vành răng (bw2 = 51)

=> ta chọn lm22 =57 (mm).

lm23 = ( 1,2÷1,5 ).d2 = ( 1,2÷1,5 ).50

= (60÷75 ) mm.

Để đảm bảo chiều rộng mayơ lớn hơn hoặc bằng chiều bộng vành răng (bw3 = 74)

=> ta chọn lm23 =80 mm.

lm32= ( 1,2÷1,5 ).d3 = ( 1,2÷1,5 ).55= (66÷82,5) mm.

Để đảm bảo chiều rộng mayơ lớn hơn hoặc bằng chiều bộng vành răng (bw4 =68)

=> ta chọn lm32 =74 mm.

- Chiều dài mayơ bánh xích:

lm33 = ( 1,2÷1,5 ).d3 = ( 1,2÷1,5 ).55= (66÷82,5) mm.

=> Chọn lm33 = 70 (mm)

- Chiều dài mayơ nửa khớp nối:

lm12 = ( 1,4÷2,5 ).d1 = ( 1,2÷1,5 ).35 =( 42÷52,5 ) mm. => Chọn lm12 = 45 mm.

- Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục:

Tra bảng 10.3[1] ta được:

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay:

k1 = ( 8÷15 ). Chọn k1 = 10 mm.

+ Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp :

k2 = ( 5÷15 ). Chọn k2 = 10 mm.

+Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ:

k3 = ( 10÷20 ). Chọn k3 = 15 mm.

+ Chiều cao của nắp ổ và đầu bulông:

hn= ( 15÷20 ). Chọn hn = 15 mm.

.Tính các khoảng cách trên trục.

HÌNH 10.9 :SƠ ĐỒ TÍNH KHOẢNG CÁCH ĐỐI VỚI HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG ĐỒNG TRỤC

Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng đồng trục

-Khoảng côngxôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ngoài hộp giảm tốc:

lcki = 0,5.( lmki + bo ) + k3 + hn

=> lc12 = 0,5.( lm12 + bo1 ) + k3 + hn = 0,5.(45 +21 ) + 15 + 15 = 63 (mm)

=> lc33 = 0,5.( lm33 + bo3 ) + k3 + hn = 0,5.( 70 +29) + 15 + 15 = 79,5 (mm)

- Trục I:

+ l12 = lc12 = 63 (mm)

+ l13 = 0,5.( lm13 + bo1) + k1 + k2 = 0,5.( 63 + 21) + 10 + 10 = 62 (mm).

+ l11 = 2l13 = 2.62= 124 (mm).

- Trục II:

+ l22 = l13 = 62 mm

+ l23 = l11 + l32 + k1 + bo2 = 124 + 74,5 + 10 + 27= 235,5 (mm)

+ l21 = l23 + l32 = 235,5 + 74,5=310 (mm).

- Trục III:

+ l32 = 0,5.( lm32 + boIII) + k1 + k2 = 0,5.( 80 +29) + 10 + 10 = 74,5(mm).

+ l31 =2.l32 = 2.74,5= 149 (mm)

+ l33 = l31 + lc33 = 149 + 79,5= 228,5 (mm)

2.5.1. Tính trục I.

Sơ đồ lực tác dụng lên trục I:

* Tính các lực và momen:

(N) +

- Theo phương X:

+ MXB= 0  Ft1.l13-FXD.l11 -Fkn.l12= 0

(N) =>

+ F(X)= 0 FXB + Ft1 + FxD + Fkn =0

=> FXB = Ft1 – FXD - Fkn = 2576,72 -1567,79-550 = 458,93 (N)

- Theo phương Y :

+ MB= 0  Fr1. l13 – Ma1 – FYD. l11 = 0

(N) =>

+ F(Y)= 0  FYB + Fr1 - FYD =0

=> FYB = -Fr1 + FYD = -996,70 + 360,37 = -636,33(N)

=> ngược chiều giả thiết.

Hình 1: Biểu đồ momen và kích thước sơ bộ trục I

* Xác định đường kính trục :

Trong đó :

+ [σ] là ứng suất cho phép.

Tra bảng 10.5[1] : Thép 45 có σb = 750 (Mpa)

+ Với trục I có =35=>[σ] = 63(Mpa)

+ Mtđ là momen tương đương tại tiết diện đang tính

Tại tiết diện A:

(N.mm)

=> (mm)

’ = 21,44 + 0,04.21,44 = 22,29 (mm)

Do tại A có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 4% để đảm bảo độ bền cứng:

=> dA

Tại tiết diện B :

(N.mm)

=> (mm)

Tại tiết diện C.

+ Tiết diện bên trái điểm C:

(N.mm)

+ Tiết diện bên phải điểm C:

(N.mm)

Ta thấy Mtđ tại tiết diện bên trái điểm C có giá trị lớn hơn => ta dùng giá trị này để tính đường kính trục.

=> (mm)

Do tại C có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 4% để đảm bảo độ bền cứng:

Tại tiết diện D :

Mtd = 0 (N.mm)

=> dD = 0 (mm)

Để lắp được ổ lăn và bánh răng ta phải quy chuẩn đường kính trục theo dãy tiêu chuẩn.

=> Chọn:

+ Đường kính đoạn trục lắp bánh đai tại A :Chọn dA=20 (mm)

+ Đường kính đoạn trục lắp ổ lăn tại B & D: dB = dD =25 (mm)

+Đường kính đoạn trục lắp bánh răng tại C: dC =30 (mm)

* Xét điều kiện chế tạo bánh răng liền trục tại tiết diện C:

Đối với bánh răng trụ, điều kiện chế tạo bánh răng liền trục là X ≤ 2,5.m

Với dc = 28 tra bảng 9.1a[1] ta có t2 = 2,8

( t2 là chiều sâu rãnh then trên lỗ, (mm)).

> 2,5.m =2,5.2 = 5 =>

=> bánh răng trên trục I không chế tạo liền trục.

2.5.2. Tính trục II.

Sơ đồ lực tác dụng lên trục II.

HÌNH 1.

* Tính các lực và momen:

+ (N)

- Theo phương X:

+ MXA= 0  Ft2.AB– Ft3. AC+ FXD.AD= 0

=> (N)

+ F(X) = 0  - FXA+ Ft2 – Ft3 + FXD =0

=> FXA = - Ft3 + Ft2 + FXD = -6660,34 + 2451,90 + 4569,34 = 360,9 (N)

- Theo phương Y :

+ MA= 0  Fr2. AB + Ma2 + Fr3.AC - Ma3 – FyD.AD= 0

(N)

+ F(Y)= 0  FYA – Fr2– Fr3 + FYD = 0

=> FYA = Fr2+ Fr3– YD = 948,42 + 2548,58 – 2061,94 = 1435,06 (N)

Sơ đồ tính lực và biểu diễn momen khi tính chính xác trục II.

Hình 2: biểu đồ momen và kích thước sơ bộ trục II

* Xác định đường kính trục :

Trong đó :

+ dj là đường kính trục tại tiết diện j

+ [σ] là ứng suất cho phép.

Tra bảng 10.5[1] : Thép 45 có σb = 750, =50 => [σ] = 50 (Mpa) + Mtđj là momen tương đương tại tiết diện j

Tại tiết diện A :

Mtd = 0 (N.mm)

=> dA = 0 (mm)

Tại tiết diện B:

+ Tiết diện bên trái điểm B :

(N.mm)

+ Tiết diện bên phải điểm B:

(N.mm)

Ta thấy Mtđ tại tiết biện bên phải diểm B có giá trị lớn hơn => ta dùng giá trị này để tính đường kính trục.

=> (mm)

’ = 43,17 + 0,04.43,17= 44,89(mm)

Do tại B có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 4% để đảm bảo độ bền cứng:

=> dB

Tại tiết diện C :

+ Tiết diên bên trái điểm C :

(N.mm)

+ Tiết diện bên phải điểm C:

(N.mm)

Ta thấy Mtđ tại tiết biện bên trái diểm C có giá trị lớn hơn => ta dùng giá trị này để tính đường kính trục.

=> (mm)

’ = 48,28+ 0,04. 48,28 = 50,21 (mm)

Do tại C có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 4% để đảm bảo độ bền cứng:

=> dC

Tại tiết diện D :

Mtd = 0 (N.mm)

=> dD = 0 (mm)

Để lắp được ổ lăn và bánh răng ta phải quy chuẩn đường kính trục theo dãy tiêu chuẩn.

=> Chọn:

+ Đường kính đoạn trục lắp ổ lăn tại A và D: dA = dD = 40 (mm)

+ Đường kính đoạn trục lắp bánh răng tại B: dB = 45 (mm)

+ Đường kính đoạn trục lắp bánh răng tại C: dC = 52 (mm)

2.5.3. Tính trục III.

Sơ đồ lực tác dụng lên trục III.

Hình III: sơ đồ hóa trục III.

* Tính các lực và momen:

(N) +

+ Fx=5887,49

- Theo phương X:

+ MA= 0  Ft4.AB+FXC.AC= 0

(N) =>

+ F(X)= 0 Ft4 + FXA + FXC =0

=>FXA = -Ft4 - FXC = -6354 – (-3177) =-3177 (N)

=> chiều Fxc,Fxa là chiều ngược lại.

- Theo phương Y :

+ MA= 0  FYC.149 + Fr4 .74,5 - Fx.228,5 + Ma4 = 0

(N)

+ F(Y)= 0  -FYA+ Fr4+ FYC -Fx=0

=> FYA = Fr4 + FYC -Fx = 2431,61 +6133,02 – 5887,49= 2677,9 (N)

- Sơ đồ tính lực và biểu diễn momen khi tính chính xác trục III.

Hình 3 : Biểu đồ momen và tính toán sơ bộ trục III

* Xác định đường kính trục :

Trong đó :

+ dj là đường kính trục tại tiết diện j

+ [σ] là ứng suất cho phép.

Tra bảng 10.5[1] : Thép 45 có σb =750 (Mpa)

có =55 =>[σ] = 50 (Mpa)

+ Mtđj là momen tương đương tại tiết diện j

Tại tiết diện A :

(N.mm)

=> dA = 0 (mm)

Tại tiết diện B :

+ Tiết diện bên trái điểm B :

(N.mm)

Ta thấy Mtđ tại tiết diện bên trái điểm B có giá trị lớn hơn => dùng giá trị này để tính đường kính trục

=> (mm)

’ = 54,02+ 0,04.54,02= 56,18 (mm)

Do tại B có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 4% để đảm bảo độ bền cứng:

=> dB

Tại tiết diện C :

(N.mm)

(mm) =>

Tại tiết diện D :

(N.mm)

(mm) =>

’ =52,53 + 0,04.52,53 = 54,63 (mm)

Do tại D có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 4% để đảm bảo độ bền cứng:

=> dD

Để lắp được ổ lăn và bánh răng ta phải quy chuẩn đường kính trục theo dãy tiêu chuẩn.

=> Chọn:

+ Đường kính đoạn trục lắp ổ lăn tại A và C: dA = dC =55 (mm)

+ Đường kính đoạn trục lắp khớp nối tại D: dD = 50 (mm)

+ Đường kính đoạn trục lắp bánh răng tại B: dB = 60 (mm)

3. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

Khi xác định đường kính trục ta chưa xét đến các yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đồi của chu kì ứng suất, sự tập chung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt…. Vì vậy ta cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

Kết cấu của trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết tiện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

Trong đó:

+ [s] : hệ số an toàn ([s] = 1,5÷2,5 )

+ sσj và sτj : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j:

Với:

và : giới hạn mỏi uốn và xoắn uốn ứng với số chu kì đối xứng

+ :tra bảng 10.7[1], với => ; .

aj, mj, aj, mj: biên độ và hệ số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j

Với trục quay ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng do đó:

mj = 0

) aj = maxj = ( Mj =

Wj là momen cản uốn tại tiết diện j của trục.

Trục quay 1 chiều => ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó:

W0j là momen cản xoắn tại tiết diện j của trục

+ ψσ và ψτ : hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7[1]

+ Kdj và K dj : các hệ số được xác định theo công thức:

;

Trong đó:

+ Kx là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phu thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt. (Tra bảng 10.8[1] )=> =1,10

+ Ky là hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền, cơ tính vật liệu. Ta không dùng phương pháp tăng bền => Ky = 1.

+ εσ và ετ là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10[1]

+ Kσ , Kτ là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập chung ứng suất. Tra bảng 10.12[1]

3.1. Tính kiểm nghiệm trục I: Tra bảng 10.8[1] : Trục được gia công trên máy tiện Ra = 2,5÷0,63

=> Kx = 1,09

Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ momen ta thấy tiết diện nguy hiểm là tiết diện C.

Tiết diện tại C:

Tại C trục có d = 30 (mm) Tra bảng 9.1b[1] ta có: b = 10(mm), t1 = 5 (mm)

TRỤC CÓ MỘT RÃNH THEN

Tính momen cản uốn W và momen cản xoắn W0:

Momen uốn tổng:

( N.mm )

=> Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện C

mC = 0

mC = aC =

Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi εσ, ετ

Tra bảng 10.10[1] với vật liệu trục là thép 45 ta có:

εσ =0,88, ετ = 0,81

Tra trong bảng 10.12 với dao phay ngón =>

-Mặt khác ta có tỉ số ; do lắp có độ dôi tại tiết diện C:

Tra bảng 10.11[1] với kiểu lắp k6 ta có:

;

-Lấy với giá trị lớn hơn =>

=> Các hệ số:

Hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ψσ và ψτ.

Tra bảng 10.7[1] ta có:

ψσ = 0,1 ; ψτ= 0,05

=> Hệ số an toàn riêng của trục:

Vậy:

=> s [s] = (1,5÷2,5 )

=> Tiết diện tại C thỏa mãn điều kiện bền mỏi.

=> Trục I thỏa mãn điều kiện bền mỏi.

3.2. Tính kiểm nghiệm trục II:

Tra bảng 10.8[1] : Trục được gia công trên máy tiện Ra = 2,5÷0,63

=> Kx = 1,09

Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ momen ta thấy tiết diện nguy hiểm là tiết diện C và B.

Tiết diện tại C:

Tại C trục có d = 52 mm và 1 rãnh then.

Tính momen cản uốn W và momen cản xoắn W0:

Trong đó: b và t1 lần lượt là chiều rộng và chiều sâu rãnh then trên trục.

Tra bảng 9.1a[1] ta có: b = 16 (mm), t1 = 6 (mm)

Thay số vào ta được :

( mm3)

Momen uốn tổng:

( N.mm )

Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện C

mC = 0

mC = aC =

Hệ số tập trung ứng sất thực tế khi uốn và xoắn khi có rãnh then Kσ , Kτ

Tra bảng 10.12[1] : ( giả sử ta phay rãnh then bằng dao phay ngón )

Kσ = 1,94 , Kτ = 1,79

Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi εσ,ετ

Tra bảng 10.10[1] với vật liệu trục là thép 45 ta có:

εσ =0,805 , ετ = 0,757

=> Ta có tỉ số ; tại rãnh then trên tiết diện C:

;

Mặt khác ta có tỉ số ; do lắp có độ dôi tại tiết diện C:

Tra bảng 10.11[1] đường kính trục d= 52(mm) với kiểu lắp k6 ta có:

;

So sánh các tỉ số , do rãnh then và tỉ số ; do lắp độ dôi ta chọn

giá trị lớn hơn và làm giá trị để tính toán.

=> Các hệ số:

Hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ψσ và ψτ.

Tra bảng 10.7[1] ta có:

ψσ = 0,1; ψτ= 0,05

=> Hệ số an toàn riêng của trục:

Vậy:

=> s > [s] = (1,5÷2,5 )=> Tiết diện tại C thỏa mãn điều kiện bền mỏi.

=> Vậy trục 2 thỏa mãn điều kiện bền mỏi

3.3. Tính kiểm nghiệm trục III: Tra bảng 10.8[1] : Trục được gia công trên máy tiện Ra = 2,5÷0,63

=> Kx = 1,09

Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ momen ta thấy tiết diện nguy hiểm là tiết diện B

Tiết diện tại B:

Tại B trục có d = 60 (mm) và 1 rãnh then.

Tính momen cản uốn W và momen cản xoắn W0:

Trong đó: b và t1 lần lượt là chiều rộng và chiều sâu rãnh then trên trục.

Tra bảng 9.1a[1] ta có: b = 18 (mm), t1 = 7 (mm)

Thay số vào ta được :

( mm3)

Momen uốn tổng:

( N.mm )

=> Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện B

mB = 0

mB = aB =

Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn khi có rãnh then Kσ , Kτ

Tra bảng 10.12[1] : ( giả sử ta phay rãnh then bằng dao phay ngón )

Kσ = 1,94 , Kτ = 1,79

Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi εσ,ετ

Tra bảng 10.10[1] với vật liệu trục là thép 45 ta có:

εσ =0,78 , ετ = 0,745

=> Ta có tỉ số ; tại rãnh then trên tiết diện B:

;

Mặt khác ta có tỉ số ; do lắp có độ dôi tại tiết diện B:

Tra bảng 10.11[1] đường kính trục d= 60 với kiểu lắp K6 ta có:

;

So sánh các tỉ số , do rãnh then và tỉ số ; do lắp độ dôi ta chọn

làm giá trị để tính toán. và

=> Các hệ số:

Hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ψσ và ψτ.

Tra bảng 10.7[1] ta có:

ψσ = 0,1 ; ψτ= 0,05

=> Hệ số an toàn riêng của trục:

Vậy:

=> s [s] = (1,5÷2,5 ) => Tiết diện tại B thỏa mãn điều kiện bền mỏi.

=> Trục III thỏa mãn điều kiện bền mỏi.

4. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột ( chằng hạn khi mở máy ) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

Ta có công thức (10.27)[1]

Trong đó: [σ] = 0,8. σch = 0,8.450 = 360 ( Mpa )

4.1. Kiểm nghiệm trục I. Tiết diện nguy hiểm là tiết diện qua điểm lắp bánh răng C

Tiết diện qua điểm lắp bánh răng điểm C

Mmax là momen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải

(N.mm)

( Tmax là momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải )

(Mpa) =>

Ta thấy σtd< [σ] 360 ( Mpa ) => trục I thỏa mãn độ bền tĩnh.

4.2. Kiểm nghiệm trục II. Tiết diện nguy hiểm là tiết diện qua điểm lắp bánh răng tại C

Tiết diện qua điểm lắp bánh răng điểm C

( Mmax là momen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải

( N.mm)

( Tmax là momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải )

(Mpa) =>

Ta thấy σtd< [σ] =360 ( Mpa )

=>trục II thỏa mãn độ bền tĩnh.

4.3. Kiểm nghiệm trục III. Tiết diện nguy hiểm là tiết diện qua điểm B có:

( Mmax là momen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải

( N.mm)

( Tmax là momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải )

(Mpa) =>

Ta thấy σtd< [σ] =360 ( Mpa )

Ta thấy σtd< [σ] => trục III thỏa mãn độ bền tĩnh.

PHẦN IV :TÍNH CHỌN Ổ LĂN Để giảm chi phí , giảm giá thành cho hộp giảm tốc mà vẫn đảm bảo khả năng làm việc nên ta thường chọn ổ có cấp chính xác “0”

1. Tính ổ cho trục I.

a. Chọn loại ổ lăn. Vì trên đầu ra của trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của Fkn ngược chiều với chiều đã dùng khi tính trục để tính trường hợp nguy hiểm nhất với ổ.

Hình 4.1. Sơ đồ bố trí ổ lăn trục I

Các lực tác dụng lên trục:

FXB = Ft1 – FXD + Fkn = 2576,72 -1008,92+550 = 2117,8 (N)

Fa1 = 645,63(N)

= 360,37(N)

= -636,33 (N)

=> Phản lực tổng trên các gối ổ:

(N)

Ta xét tỉ số.

Để cho trục I có cùng một loại ổ nên ta sẽ chọn theo tỷ số lớn hơn.

Vậy ta dùng ổ đũa côn.

Với đường kính ngõng trục d = 25 mm => Tra bảng P.2.12[1] ta có các thông số sau:

Bảng 2.1 : Thông số cơ bản của ổ trục I

Ký hiệu ổ 7305 d (mm) 25 D (mm) 62 b (mm) 18,25 r (mm) 2,0 r1 (mm) 0,8 C (kN) 29,6 C0 (kN) 20,9 𝛼 (°) 13,50

Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ:

Với ổ đỡ côn nên ta có:

Tra bảng 11.4[1] với ổ đũa côn ta có: => e = 1,5tg =1,5tg(13,50)=0,36

(N)

(N) =>

(N)

=> Lực dọc trục tác dụng lên ổ.

(N)

- Xác định các hệ số X, Y:

Vì vòng trong quay => V=1.

Ta có tỉ số:

-Xác định tải trọng động quy ước trên từng ổ:

Với ổ bi đỡ chặn =>

Trong đó:

+ X : Hệ số tải trọng hướng tâm.

+ Y : Hệ số tải trọng dọc trục.

+ V : Hệ số kể đến vòng nào quay (vòng trong quay => V = 1 )

+ Fr , Fa : Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục ( kN )

+ kt : Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ ( t < 1050 C => kt = 1 )

+ kđ : Hệ số kể đến đặc tính tải trọng ( tải trọng tĩnh => kđ = 1 )

=> (N)

(N)

=> Vì > ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ B chịu tải trọng lớn hơn.

b. Kiểm tra khả năng tải động của ổ : Khả năng tải động được xác định theo công thức :

Trong đó:

+ m : Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn (đối với Ổ bi đỡ chặn m =3)

+ L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ ( Lh = tΣ = 28616 giờ )

Vì thời gian làm việc của hộp khá lớn (7 năm) nên ta chọn thời gian thay ổ là 3,5 năm 1 lần.

=> ( triệu vòng )

(N) = 28,7 (kN) < (kN)

=> Ổ đã chọn thỏa mãn khả năng tải động.

c. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ. Khả năng tải tĩnh của ổ được xác định theo công thức.

Trong đó : + X0 , Y0 là hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục.

Tra bảng 11.6[1] ta có: X0 = 0,5 ; Y0 = 0,22cotg =0,91

( N ) =>

Vậy lấy Q0 = 1976,29 (N) = 1,9 (kN) làm giá trị tính toán.

Vậy lấy Q1 = 826,97(N) = 0,82 (kN) làm giá trị tính toán.

Ta thấy Q0, Q1< C0 20,9 (KN) => Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo.

Kết luận: ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải.

2. Tính ổ cho trục II.

a. Chọn loại ổ lăn.

Hình 4.2. Sơ đồ bố trí ổ lăn trục II

Các lực tác dụng lên ổ:

= 360,9 (N) =1435,06 (N)

= 4569,34(N) = 2061,94(N)

Fa2 = 102240,12 (N)

Fa3 = 122031,30(N)

=> Tổng lực dọc trục (N)

=> Phản lực tổng trên các gối ổ:

(N)

Ta thấy FRD > FRA => ta xét tỉ số

Vậy ta dùng ổ bi đỡ - chặn với góc tiếp xúc α = 26°

Chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy cỡ trung hẹp.

Dựa vào đường kính ngõng trục d = 40 mm ta chọn sơ bộ ổ lăn theo

Với đường kính ngõng trục d = 40mm => Tra bảng P.2.12[1] ta có các thông số sau:

Bảng 3.6.Thông số cơ bản của ổ trục II

Ký hiệu d D b =T r C r1 C0

ổ mm mm mm mm mm kN

46308 40 90 23 2,5 1,2 39,2 30,7

Với ổ bi đỡ chặn nên ta có:

Tra bảng 11.4[1] với α = 26° => e = 0,68

(N)

=> (N)

(N)

=> Lực dọc trục tác dụng lên ổ.

(N)

- Xác định các hệ số X,Y:

Vì vòng trong quay => V=1.

Ta có tỉ số:

-Xác định tải trọng động quy ước trên từng ổ:

Với ổ bi đỡ chặn =>

Trong đó:

+ X : Hệ số tải trọng hướng tâm.

+ Y : Hệ số tải trọng dọc trục.

+ V : Hệ số kể đến vòng nào quay (vòng trong quay => V = 1 )

+ Fr ,Fa : Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục ( kN )

+ kt : Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ ( t < 1050 C => kt = 1 )

+ kđ : Hệ số kể đến đặc tính tải trọng ( tải trọng tĩnh => kđ = 1 )

=> (N)

(N)

=> Vì > ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ D chịu tải trọng lớn hơn.

b. Kiểm tra khả năng tải động của ổ : Khả năng tải động được xác định theo công thức :

Trong đó:

+ m : Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn ( đối với Ổ bi đỡ chặn m =3 )

+ L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ ( Lh = tΣ = 28616 (giờ) )

( triệu vòng ) =>

=37119,70 = 37,11(KN)< C=39,2 (KN) +

=> Ổ đã chọn thỏa mãn khả năng tải động.

c. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ. Khả năng tải tĩnh của ổ được xác định theo công thức.

Trong đó : + X0 , Y0 là hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục.

Tra bảng 11.6[1] ta có:

X0 = 0,5; Y0 = 0,37

=> ( N )

Mặt khác khả năng tải tĩnh của ổ cũng được xác định theo công thức:

Q0 = FrD = 3767,76 ( N ) = 3,76 (kN)

Vậy lấy Q0 = 3,76 (kN) làm giá trị tính toán.

Ta thấy Q0< C0 = 30,7 (KN) => Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo.

Kết luận: ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải.

3. Tính ổ cho trục III.

Hình 4.3. Sơ đồ bố trí ổ lăn trục III

Các lực tác dụng lên ổ:

= -3177 (N) = 2677,9 (N)

= -3177(N) = 6133,02(N)

Fa4 = 1900,44(N)

=> Phản lực tổng trên các gối ổ:

(N)

Ta thấy FRA< FRC => ta xét tỉ số

> 0,3

Vậy ta dùng ổ bi đỡ-chặn 1 dãy cỡ nhẹ hẹp với góc α =

Với đường kính ngõng trục d = 55 mm => Tra bảng P.2.12[1] ta có các thông số sau:

Bảng 3.6.Thông số cơ bản của ổ trục III

Ký hiệu d D r b =T C r1 C0

ổ mm mm mm (mm) mm kN

36211 55 100 21 2,5 1,2 39,4 34,9

Với ổ bi đỡ chặn nên ta có:

Tra bảng 11.4[1] với α = 12° => e = 0,37

(N)

(N) =>

(N)

=> Lực dọc trục tác dụng lên ổ.

(N)

- Xác định các hệ số X,Y:

Vì vòng trong quay => V=1.

Ta có tỉ số:

-Xác định tải trọng động quy ước trên từng ổ:

Với ổ bi đỡ chặn =>

Trong đó:

+ X : Hệ số tải trọng hướng tâm.

+ Y : Hệ số tải trọng dọc trục.

+ V : Hệ số kể đến vòng nào quay (vòng trong quay => V = 1 )

+ Fr ,Fa : Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục ( kN )

+ kt : Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ ( t < 1050 C => kt = 1 )

+ kđ : Hệ số kể đến đặc tính tải trọng ( tải trọng tĩnh => kđ = 1 )

=> (N)

(N)

=> Vì ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ C chịu tải trọng lớn hơn. >

b. Kiểm tra khả năng tải động của ổ : Khả năng tải động được xác định theo công thức :

Trong đó:

+ m: Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn ( đối với Ổ bi đỡ chặn m = 3)

+ L: Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

Vì thời gian làm việc của hộp khá lớn (7 năm) nên ta chọn thời gian thay ổ là 3,5 năm 1 lần.

( triệu vòng ) =>

(N)= 37 (KN) < C = 39,4(KN) +

=> Ổ đã chọn thỏa mãn khả năng tải động.

c. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ. Khả năng tải tĩnh của ổ được xác định theo công thức.

Trong đó : + X0 , Y0 là hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục.

Tra bảng 11.6[1] ta có:

X0 = 0,5 ; Y0 = 0,47

( N ) =>

Mặt khác khả năng tải tĩnh của ổ cũng được xác định theo công thức:

Q0 = FrC = 5069,28 (N) = 5 (kN)

Vậy lấy Q0 = 5 (KN) làm giá trị tính toán.

Ta thấy Q0< C0 = 34,9 (KN) => Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo.

Kết luận: ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải.

TÍNH CHỌN THEN Mối ghép then được dùng để truyền mômen xoắn từ trục đến các chi tiết lắp trên trục (như bánh răng, bánh đai, khớp nối…) hoặc ngược lại.

Mối ghép then nhờ đơn giản về chế tạo và lắp ghép nên được dùng khá rộng rãi. Thường dùng hơn cả là then bằng, TCVN 2261-77; then bằng cao TCVN 4218-86 và then bán nguyệt TCVN 4217-86. Trên các trục HGT ta sử dụng then bằng theo TCVN 2261-77 (bảng 9.1a[1]).

Trong quá trình làm việc, mối ghép then và then hoa có thể bị hỏng do bề mặt làm việc, ngoài ra then có thể hỏng do bị cắt. Khi thiết kế then thường dựa vào đường kính trục để chọn kích thước tiết diện then. Chiều dài then thường lấy bằng (0,8 ÷ 0,9) chiều dài mayơ sau đó tiền hành kiểm nghiệm mối ghép then về độ bền dập và độ bền cắt.

Điều kiện bền dập(9.1)[1] và bền cắt(9.2)[1] có dạng sau:

2.T d.llv.(h−t1)

σd = ≤ [σd] (9.1)

2.T d.llv.b

τc = ≤ [τc] (9.2)

Trong đó:

T: Mômen xoắn trên trục

d : Đường kính trục

Llv: Chiều dài làm việc của then.

[𝜎𝑑]: Ứng suất dập cho phép. Tra bảng 9.5[1] ta được: [𝜎𝑑] = 150 (MPa)

[𝜏𝑐] :Ứng suất cắt cho phép. Đối với thép 45 hoặc CT6 chịu tải trọng tĩnh

→ [𝜏𝑐] = 60 ÷ 90 (MPa)

b, h, 𝑡1: Kích thước tiết diện then và chiều sâu rãnh then trên trục.

Hình 3.10. Các thông số của then bằng

5.1. Tính then cho trục I.

a. Tại tiết diện lắp khớp nối Kích thước then.

Đường kính trục tại chỗ lắp khớp nối là d = 20 (mm).

Tra bảng 9.1a[1] ta có:

+ Kích thước tiết diên then: b = 6 (mm); h = 6 (mm)

+ Chiều sâu rãnh then trên trục và lỗ: t1 = 3,5 (mm) ; t2 = 2,8 (mm

+ Bán kính góc lượn của rãnh r (nhỏ nhất) =0,0,16

+ Bán kính góc lượn của rãnh r (lớn nhất) =0,25

+ Chiều dài mayơ : Lm12 = 45 (mm)

+ Chiều dài then : Lt = ( 0,8÷0,9).Lm12 = ( 0,8÷0,9).45= 36 ÷ 40,5(mm)

Chọn Lt = 40 (mm).

=> Chiều dài then làm việc : Llv = Lt – b = 40 – 6 = 34 (mm)

Kiểm nghiệm sức bền dập cho then.

Điều kiện bền dập.

Trong đó: + [σd] là ứng suất dập cho phép.

Tra bảng 9.5[1] ta có : [σd] = 150 ( Mpa)

+ T là momen xoắn trên trục.

+ d là đường kính trục tại tiết diện đang xét

+ Llv là chiều dài làm việc của then

+ h là chiều cao của then

+ t1 là chiếu sâu rãnh then trên trục.

=> ( Mpa)

Ta thấy σd< [σd][𝜎𝑑] = 150 (MPa)

=> then đảm bảo điều kiện bền dập.

Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then.

Trong đó: + [τ] là ứng suất cắt cho phép.

Với then bằng thép 45 => [τc] = 60 ÷ 90 (Mpa). Chọn [τc] = 60 (Mpa).

+ T là momen xoắn trên trục.

+ d là đường kính trục tại tiết diện đang xét

+ Llv là chiều dài làm việc của then

+ b là chiều dày của then

=> < 60 (Mpa).

Ta thấy τc < [τc] => then đảm bảo điều kiện bền cắt.

Then đã chọn thỏa mãn điều kiện bền

5.2. Tính then cho trục II.

a. Tại chỗ lắp bánh răng Z2. Kích thước then.

Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng Z2 là d = 45 (mm).

Ta chọn then bằng

Tra bảng 9.1b[1] ta có:

+ Kích thước tiết diên then: b = 14 (mm) ; h = 9(mm)

+ Chiều sâu rãnh then trên trục và lỗ: t1 = 5,5 (mm) ; t2 = 3,8 (mm)

+ Chiều dài mayơ : Lm22 = 57 (mm)

+ Chiều dài then : Lt = ( 0,8÷0,9).Lm22 = ( 0,8÷0,9).57 = 45,6 ÷ 51,3 (mm)

Chọn Lt = 50 (mm).

=> Chiều dài then làm việc : Llv = Lt – b = 50 –14 = 36 (mm)

Kiểm nghiệm sức bền dập cho then.

Điều kiện bền dập.

Trong đó: + [σd] là ứng suất dập cho phép.

Tra bảng 9.5[1] ta có : [σd] = 150 ( Mpa)

+ T là momen xoắn trên trục.

+ d là đường kính trục tại tiết diện đang xét

+ Llv là chiều dài làm việc của then

+ h là chiều cao của then

+ t1 là chiếu sâu rãnh then trên trục.

Ta thấy σd< [σd] => then đảm bảo điều kiện bền dập.

Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then.

Trong đó: + [τ] là ứng suất cắt cho phép.

Với then bằng thép 45 => [τc] = 60 ÷ 90 (Mpa). Chọn [τc] = 60 (Mpa).

+ T là momen xoắn trên trục.

+ d là đường kính trục tại tiết diện đang xét

+ Llv là chiều dài làm việc của then

+ b là chiều dày của then

Ta thấy τc < [τc] => then đảm bảo điều kiện bền cắt.

Then đã chọn thỏa mãn điều kiện bền

b. Tại chỗ lắp bánh răng Z3. Kích thước then.

Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng Z3 là d = 52 (mm).

Ta chọn then bằng

Tra bảng 9.1b[1] ta có:

+ Kích thước tiết diên then: b = 16 (mm) ; h = 10(mm)

+ Chiều sâu rãnh then trên trục và lỗ: t1 = 6 (mm) ; t2 = 4,3 (mm)

+ Chiều dài mayơ : Lm23 = 80 (mm)

+ Chiều dài then : Lt = ( 0,8÷0,9).Lm23 = ( 0,8÷0,9).80 = 64÷ 72(mm)

Chọn Lt = 70 (mm).

=> Chiều dài then làm việc : Llv = Lt – b = 70– 16 = 54 (mm)

Kiểm nghiệm sức bền dập cho then.

Điều kiện bền dập.

Trong đó: + [σd] là ứng suất dập cho phép.

Tra bảng 9.5[1] ta có : [σd] = 150 ( Mpa)

+ T là momen xoắn trên trục.

+ d là đường kính trục tại tiết diện đang xét

+ Llv là chiều dài làm việc của then

+ h là chiều cao của then

+ t1 là chiếu sâu rãnh then trên trục.

( Mpa) =>

Ta thấy σd< [σd] => then đảm bảo điều kiện bền dập.

Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then.

Trong đó: + [τ] là ứng suất cắt cho phép.

Với then bằng thép 45 => [τc] = 60 ÷ 90 (Mpa). Chọn [τc] = 60 (Mpa).

+ T là momen xoắn trên trục.

+ d là đường kính trục tại tiết diện đang xét

+ Llv là chiều dài làm việc của then

+ b là chiều dày của then

(Mpa). =>

Ta thấy τc < [τc] => then đảm bảo điều kiện bền cắt.

Then đã chọn thỏa mãn điều kiện bền.

5.2. Tính then cho trục III.

Tại chỗ lắp bánh răng Z4

Kích thước then.

Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng Z4 là d = 60 (mm).

Ta chọn then bằng

Tra bảng 9.1a[1] ta có:

+ Kích thước tiết diên then: b = 18 (mm) ; h = 11 (mm)

+ Chiều sâu rãnh then trên trục và lỗ: t1 = 7 (mm) ; t2 = 4,4 (mm)

+ Chiều dài mayơ : Lm32 =74 (mm)

+ Chiều dài then : Lt = ( 0,8÷0,9).Lm32 = ( 0,8÷0,9).74 = 59,2 ÷ 66,6 (mm)

Chọn Lt = 63 mm.

=> Chiều dài then làm việc : Llv = Lt – b = 63 – 18 = 45 (mm)

Kiểm nghiệm sức bền dập cho then.

Điều kiện bền dập.

Trong đó: + [σd] là ứng suất dập cho phép.

Tra bảng 9.5[1] ta có : [σd] = 150 ( Mpa)

+ T là momen xoắn trên trục.

+ d là đường kính trục tại tiết diện đang xét

+ Llv là chiều dài làm việc của then

+ h là chiều cao của then

+ t1 là chiếu sâu rãnh then trên trục.

Ta sử dụng 2 then đặt cách nhau

=> ( Mpa)

Ta thấy σd< [σd] => then đảm bảo điều kiện bền dập.

Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then.

Trong đó: + [τ] là ứng suất cắt cho phép.

Với then bằng thép 45 => [τc] = 60 ÷ 90 (Mpa). Chọn [τc] = 60 (Mpa).

+ T là momen xoắn trên trục.

+ d là đường kính trục tại tiết diện đang xét

+ Llv là chiều dài làm việc của then

+ b là chiều dày của then

=> (Mpa).

Ta thấy τc < [τc] => then đảm bảo điều kiện bền cắt.

Then đã chọn thỏa mãn điều kiện bền

Tại chỗ lắp với bộ truyền xích

Kích thước then.

Đường kính trục tại chỗ lắp khớp nối là d = 55 (mm).

Ta chọn then bằng

Tra bảng 9.1a[1] ta có:

+ Kích thước tiết diên then: b = 16 (mm) ; h = 10 (mm)

+ Chiều sâu rãnh then trên trục và lỗ: t1 = 6 (mm) ; t2 = 4,3 (mm)

+ Chiều dài mayơ : Lm33 =70 (mm)

+ Chiều dài then : Lt = ( 0,8÷0,9).Lm32 = ( 0,8÷0,9).70 = 80 ÷ 90 (mm)

Chọn Lt = 80 mm.

=> Chiều dài then làm việc : Llv = Lt – b = 80 – 16 = 64 (mm)

Kiểm nghiệm sức bền dập cho then.

Điều kiện bền dập.

Trong đó: + [σd] là ứng suất dập cho phép.

Tra bảng 9.5[1] ta có : [σd] = 150 ( Mpa)

+ T là momen xoắn trên trục.

+ d là đường kính trục tại tiết diện đang xét

+ Llv là chiều dài làm việc của then

+ h là chiều cao của then

+ t1 là chiếu sâu rãnh then trên trục.

=> ( Mpa)

Ta thấy σd< [σd] => then đảm bảo điều kiện bền dập.

Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then.

Trong đó: + [τ] là ứng suất cắt cho phép.

Với then bằng thép 45 => [τc] = 60 ÷ 90 (Mpa). Chọn [τc] = 60 (Mpa).

+ T là momen xoắn trên trục.

+ d là đường kính trục tại tiết diện đang xét

+ Llv là chiều dài làm việc của then

+ b là chiều dày của then

(Mpa). =>

Ta thấy τc < [τc] => then đảm bảo điều kiện bền cắt.

Then đã chọn thỏa mãn điều kiện bền

IV. TÍNH CHỌN KHỚP NỐI

Hình 4.8: Khớp nối đàn hồi

Khớp nối là chi tiết tiêu chuẩn vì vậy trong thiết kế thường dựa vào đường kính trục động cơ để tính. Ở đây ta chọn khớp nối trục đàn hồi hai nửa nối trục với nhau bằng bộ phận đàn hồi có thể là kim loại hoặc không phải kim loại(cao su), vật liệu làm nối trục là gang xám GX21-40. Vật liệu chế tạo chốt là thép 45 thường hoá.

1.Tính chọn khớp nối cho trục I

Kích thước cơ bản của nối trục đàn hồi được tính dựa theo: Tt = k.T 

100

-Trong đó:

T: mômen xoắn danh nghĩa

TI = 68283,71(N.mm) =68,28371 (N.m)

k : chế độ làm việc , phụ thuộc vào loại máy công tác ,trị số được tra trong bảng 16.1 [2] ,k = 1,2 ÷1,5 chọn kbd = 1,5

 Tt = 68,28 .1,5 = 102,42(N.m)

Dựa vào mômen xoắn Tt = 102,42 (N.m) và đường kính d = 20 (mm), tra bảng 16.10a [2], ta được kích thước nối trục vòng đàn hồi như bảng sau:

D l dm L d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2 T (Nm)

102,42 100 36 104 50 40 71 6 5700 4 28 21 20 20

Tra bảng 16.10b[3] ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi:

Bảng 6.2. Kích thước cơ bản của vòng đàn hổi .

dc 14 D2 20 l 62 l1 34 l2 15 l3 28 h 2 d1 M10

* Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt.

- Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi

d =

- Điều kiện sức bền uốn của chốt

u =

-Trong đó:

= có thể lấy (2  4) MPa ứng suất dập cho phép của vòng cao su.

= (60  80) MPa ứng suất dập cho phép của chốt.

101

Z, D0, dc, l đã cho trong bảng 4.5 và bảng 4.6

k = 1,5 hệ số phụ thuộc vào chế độ làm việc của máy

+) Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi :

thỏa mãn điều kiện bền dập

+) Điều kiện sức bền của chốt :

thỏa mãn điều kiện bền chốt

Kết luận: Vậy khớp nối trục đảm bảo yêu cầu làm việc

PHẦN IV

CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT VÀ CÁC CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP

4.1. Tính thiết kế vỏ hộp giảm tốc. - Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ hộp truyền đến, đựng dầu bôi trơn, và bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bẩn.

4.1.1 : Tính kết cấu của vỏ hộp. - Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX15-32.

- Chọn bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua tâm trục.

4.1.2: Kết cấu bánh răng. Chọn phương pháp rèn hoặc dập để chế tạo phôi bánh răng.

4.1.3 : Các kích thước cơ bản của vỏ hộp. - Dùng phương pháp đúc để chế tạo lắp ổ, vật liệu GX15-32.

102

Dựa vào bảng 18.1[2], và 18.2[2] ta xác định được kích thước của hộp như sau.

Biểu thức tính toán Tên gọi

(mm) Chiều dày.

+ Thân hộp  Chọn  = 9 mm

(mm)

+ Nắp hộp 1 Chọn 1 = 8(mm)

Gân tăng cứng:

+ Chiều dày gân e

Chọn e = 9(mm)

( mm); + Chiều cao gân h

Khoảng 20 + Độ dốc

Đường kính :

+ Bulông nền, d1 (mm)

Chọn d1 =18 (mm) chọn bulông M18.

0,8).18 d2 = (0,7 0,8). d1 = (0,7

+ Bulông cạnh ổ,d2 = 12,6 14.4 ( mm)

Chọn d2 = 14mm và chọn bulông M14

d3 = (0,8  0,9).d2 = (0,8  0,9).14

= 11,2 12,6(mm) + Bulông ghép bích nắp và thân,d3 Chọn d3 = 12 mm và chọn bulông M12

d4 = (0,6  0,7).d2 = (0,6  0,7).12

= 7,2  8.4 ( mm) + Vít ghép nắp ổ, d4

Chọn d4 = 8 mm và chọn vít M8

103

d5 = (0,5  0,6).d2 = (0,5  0,6).14

+ Vít ghép nắp cửa thăm, d5 = 7 8,4 ( mm)

Chọn d5 = 8 mm và chọn vít M8

Mặt bích ghép nắp và thân:

1,8).12 + Chiều dày bích thân hộp,S3 S3 =(1,4 1,8).d3 = (1,4

21,6 (mm) = 16,8

Chọn S3 = 20 mm

+ Chiều dày bích nắp hộp, S4 S4 = (0,9  1).S3 = (0,9  1).20

= 18 20 ( mm), Chọn S4 =20 mm

;

+ Bề rộng bích nắp và thân, K3

Chọn

nên chọn

Mặt đế:

+ Chiều dày đế ( có phần lồi ) S1 = (1,41,7).d1= (1,41,7).18 =

= 25,230,6( mm)

Chọn S1 = 30 mm

S2 = (1 ÷ 1,1).d1 = (1÷1,1).18 = 18÷19,8

Chọn S2 = 18 mm

+ Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q K1 3.d1  3.18 = 54 ( mm)

104

q K1 + 2. = 54 + 2.9= 73 ( mm)

Khe hở giữa các chi tiết

 ( 11,2). = (11,2).9 = 9 10,8 ( mm)

+ Giữa bánh răng và thành trong hộp Chọn  = 11( mm)

1 = (35). = (35).9= 27 45 ( mm) + Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Chọn 1 = 45 ( mm)

2 > = 9 lấy 2 =13 ( mm)

+ Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

Số lượng bu lông nền Z Chọn

Z = 4

L = 2 + 2 + + a

Ta chọn L=533

Ta chọn B=357

( L,B: chiều dài và rộng của hộp).

4.2.2. gối trục. Gối trục phải đảm bảo độ cứng để không ảnh hưởng đến sự làm việc của ổ.

Dựa vào kích thước các trục đã tính toán trong phần thiết kế trục và bảng 18.2[2] ta có kích thước gối trục.

h Z Trục D D2 D3 d4

75 90 8 M6 4 I 62

110 135 12 M8 6 II 90

105

120 150 12 M10 6 III 100

Bảng 5.2: Thông số kích thước gối trục.

Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32.l

Nắp ổ- vòng phớt

4.2.3. Vòng phớt. Để nhằm bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ. Những chất này làm ổ chóng bị mài mòn và bị han rỉ. Ngoài ra còn đề phòng dầu chảy ra ngoài ta dùng vòng phớt. Tra bảng 15-17[2].

d D a b Trục d1 d2 S0

25 26 24 38 6 4,3 9 I

55 56,5 54 74 9 6,5 12 III

Vòng gồm 3 rãnh tiết diện tam giác có góc ở đỉnh là 60 . Khoảng cách

106

4.2.4. Vòng chắn dầu. giữa các đỉnh là 3 mm. Vòng cách mép trong thành hộp 2 mm. Khe hở giữa vỏ với mặt ngoài của vòng ren là 0.4 mm.

Vòng chắn dầu

4.2.5. Nút thông hơi. Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp người ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp. Tra bảng 18.6 [2]

A B C D E G H I K L M N O P Q R S

107

M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32

Hình dạng và kích thước nút thông hơi

4.2.6. Que thăm dầu. Kết cấu đã được tiêu chuẩn hoá và được cho như hình vẽ :

Hình dạng và kích thước que thăm dầu

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi

108

4.2.7. Nút tháo dầu. bặm và do hạt mài), hoặc dị biến chất do đó cần phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu. Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu. Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18.7[2].

d b m f L c q D S Do

M16x1,5 12 8 3 23 2 13,8 26 17 19,6

Hình dạng và kích thước nút tháo dầu

109

4.2.7.Cửa thăm. Để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có nắp cửa thăm. Dựa vào bảng 18-5[2] ta chọn kích thước của cửa thăm như hình vẽ:

Kích thước nắp quan sát

A B C R Vít Số lượng K A1 B1 C1

100 75 150 100 125 12 M8 x 22 4 87

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các

4.2.9. Chốt định vị trục. Lỗ trụ lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ có chốt định vị khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ.

Tra bảng 18.4b[1]

c l d

0,6 16 ÷ 70 4

Kích thước chốt định vị

4.3. Chọn dầu mỡ bôi trơn hộp giảm tốc. Phương pháp bôi trơn : vì vận tốc vòng v <12 m/s  ta dùng phương pháp bôi trơn ngâm dầu chứa trong hộp.

110

Dầu bôi trơn : Tra bảng 18.11[1] chọn độ nhớt để bôi trơn là:

Độ nhớt Centistoc Độ nhớt Engle

Bộ truyền cấp nhanh 80 11

Bộ truyền cấp chậm 160(20) 16(3)

Tra bảng 18.13[1].

Loại dầu bôi trơn

Bộ truyền cấp nhanh Dầu ô tô máy kéo AK-15

Bộ truyền cấp chậm Dầu ô tô máy kéo AK-15

Chọn dầu mỡ bôi trơn cho ổ lăn

Khi ổ lăn được bôi trơn đúng kỹ thuật nó sẽ không bị mài mòn vì chất bôi trơn sẽ giúp tránh không để các chi tiết kim loại tiếp xúc trực tiếp với nhau. Ma sát trong ổ lăn sẽ giảm, khả năng chống mài mòn của ổ tăng lên, khả năng tản nhiệt tốt hơn, giảm được tiếng ồn, bảo vệ bề mặt không bị han rỉ.

Chất bôi trơn được lựa chọn dựa trên nhiệt độ làm việc và số vòng quay của ổ.

Mỡ bôi trơn có nhiều ưu điểm hơn dầu như được giữ trong ổ dễ hơn, làm việc được lâu hơn, độ nhớt ít bị thay đổi vì nhiệt, tránh cho ổ khỏi tạp chất và độ ẩm. Chính vì vậy ta chọn mỡ để bôi trơn ổ lăn.

Tra bảng 15.15.a[1] chọn loại mỡ CLGMT2.Loại này đặc biệt thích hợp cho các loại ổ cỡ nhỏ hoặc trung bình, ngay cả ở điều kiện làm việc cao hơn, CLGMT2 có tính năng chịu nước rất tốt cũng như chống gỉ cao. Để bôi trơn, mỡ được cho vào chiếm 2/3 khoảng trống của bộ phận ổ. Mỡ được đưa vào nhờ 1 vít trên lắp ổ.

111

TÀI LIỆU THAM KHẢO

[1] Trịnh chất, Lê văn uyển , tính toán hệ dẫn động cơ khí tập 1, NXB giáo dục ,1999.

[2] Vu Ngoc Pi, A method for optimal calculation of total transmission ratio of two

step helical gearboxes, Proceedings of The National conference on Engineering

Mechnics, Volume 1, Hanoi, October 12-13, 2001, pp. 133-136.

[3] Vũ Ngọc Pi, Vũ Quý Đạc, Phân phối tỉ số truyền cho hộp giảm tốc trục vít hai

cấp theo chỉ tiêu kết cấu của hộp hợp lý nhất, Tạp chí Khoa học và Công nghệ, Đại

học Thái nguyên, Số 1 (41) 2007, Trang 65-69.

112

[4] Vu Ngoc Pi, Nguyen Dang Binh, Vu Quy Dac, Phan Quang The, Phương pháp phân tách tối ưu Tổng tỷ số truyền của hộp số xoắn đồng trục, Trường Khoa học và Kỹ thuật Tính toán: Lý thuyết và Ứng dụng, Tháng 3 3-5, 2005, Thành phố Hồ Chí Minh, trang 96-99.

Tiểu luận Kỹ thuật cơ khí: Thiết kế đồ án chi tiết máy

ĐẠI HỌC KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP KHOA CƠ KHÍ BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ KHÍ 

Khối lượng yêu cầu

Giáo viên hướng dẫnTS. Nguyễn

Thị Thanh Nga

1. Chọn động cơ điện

3. Tính toán các thông số trên các trục các chỉ số “I”, “II”, “III”, “IV” chỉ trục số I, II, III và IV. 3.1. Tính công suất trên các trục - Công suất danh nghĩa trên trục động cơ :

- Có 3 loại xích:

Nhận xét về chiều nghiêng của cặp bánh răng trên trục 2 ta có :

và

ngược

chiều nhau.

là nhỏ nhất.

=>chiều nghiêng ta chọn là hợp lý.

Có thể bạn quan tâm

Tiểu luận môn học Chi tiết máy: Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

Báo cáo tổng kết đề tài khoa học và công nghệ cấp trường: Tối ưu hóa giá thành để phân phối tối ưu tỉ số truyền cho hệ dẫn động cơ khí dùng hộp giảm tốc trục vít

Báo cáo tổng kết đề tài khoa học và công nghệ cấp trường: Nghiên cứu quan hệ giữa các thông số thiết kế với giá thành hệ dẫn động cơ khí sử dụng hộp giảm tốc bánh răng côn

Báo cáo tổng kết đề tài khoa học và công nghệ cấp trường: Tối ưu hóa giá thành để phân phối tỉ số truyền tối ưu cho hệ dẫn động cơ khí dùng hộp giảm tốc bánh răng côn

Báo cáo tổng kết đề tài khoa học và công nghệ cấp trường: Ảnh hưởng của các thông số thiết kế đến giá thành hệ dẫn động cơ khí-dùng HGT BR trụ nhiều cấp

Báo cáo tổng kết đề tài khoa học và công nghệ cấp trường: Phân phối tỉ số truyền tối ưu cho hệ dẫn động cơ khí dùng hộp giảm tốc bánh răng côn trụ nhiều cấp theo hàm mục tiêu giá thành

Báo cáo tổng kết đề tài khoa học và công nghệ cấp trường: Quan hệ giữa các thông số thiết kế với giá thành hệ dẫn động cơ khí dùng hộp giảm tốc trục vít

Tài liệu Thí nghiệm chi tiết máy - Trường Đại học Bách Khoa Hà Nội

Luận văn Thạc sĩ Cơ học kỹ thuật: Thiết kế tối ưu hệ dẫn động cơ khí dùng hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển và bộ truyền xích

Bài giảng Chi tiết máy (Phần 4): Chương 11 - ThS. Nguyễn Minh Quân

Tiểu luận môn học: Nghiên cứu khả năng hấp phụ đồng của vât liệu chế tạo từ bùn thải mạ

Tiểu luận môn học PLC & Mạng công nghiệp

Tiểu luận môn học Tài chính - Tiền tệ: Thông tin bất cân xứng & cấu trúc tài chính

Tiểu luận môn học Xây dựng hệ thống đất đai phát triển: Thực trạng hệ thống quản lý đất đai tại thị xã Đông Triều và giải pháp đối với hệ thống quản lý đất đai tại địa phương theo hướng phát triển

Tiểu luận môn học Quản lý địa giới hành chính: Điều chỉnh địa giới hành chính thành lập thị trấn Ba Hàng Đồi, xã Thống Nhất, xã Phú Nghĩa và sáp nhập xã Lạc Long vào thị trấn Chi Nê huyện Lạc Thủy, tỉnh Hòa Bình

Tiểu luận môn học Quản trị chiến lược: Vấn đề và quyết định quản trị trong chiến lược kinh doanh của Công Ty TNHH Nước Giải Khát Coca-Cola Việt Nam

Bài tập lớn môn Kho dữ liệu và khai phá dữ liệu: Tìm hiểu và xây dựng thuật toán K-means và KNN

Bài tập lớn Hệ cơ sở dữ liệu đa phương tiện: Tìm hiểu các kỹ thuật xử lý và phân loại ảnh hoa đang hiện hành

Tiểu luận: Tác động của mạng xã hội facebook đối với sinh viên khoa PR - Trường đại học Văn Lang

Tiểu luận Triết học: Vấn đề khoán trong nông nghiệp ở Việt Nam, hiện tại và triển vọng - Đề xuất những chính sách chủ yếu để phát triển nền nông nghiệp bền vững

Tài liêu mới

Bài tập lớn: Nồi hơi - tua bin hơi tàu thủy

Đồ án tốt nghiệp: Tính toán, thiết kế mô phỏng và thi công mô hình xe điện hỗ trợ vận chuyển hàng hóa

Đồ án môn học: Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

Đồ án tốt nghiệp: Thi công mô hình hệ thống phanh đĩa và hệ thống lái thủy lực

Đồ án: Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

Đồ án: Thiết kế hệ thống thiết bị sấy phun cà phê hòa tan

Đồ án môn học: Động cơ xăng GDI

Đồ án: Thiết kế thi công điều khiển máy phay CNC

Đồ án tốt nghiệp: Nghiên cứu và thiết kế mô hình hệ thống phun xăng đánh lửa xe VinFast Fadil 2019

Đồ án môn học: Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp

Đồ án: Thiết kế hệ thống đo lường cơ khí

Đồ án môn học: Thiết kế và điều khiển robot ba bậc tự do

Đồ án: Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

Đồ án môn học: Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp khai triển

Đồ án tốt nghiệp: Thiết kế và tính toán động lực học robot công nghiệp ba bậc tự do

AI tóm tắt

Giới thiệu tài liệu

Đối tượng sử dụng

Từ khoá chính

Nội dung tóm tắt

Giới thiệu

Về chúng tôi

Việc làm

Quảng cáo

Liên hệ

Chính sách

Thoả thuận sử dụng

Chính sách bảo mật

Chính sách hoàn tiền

DMCA

Hỗ trợ

Hướng dẫn sử dụng

Đăng ký tài khoản VIP

093 303 0098

support@tailieu.vn

Phương thức thanh toán

Theo dõi chúng tôi

Facebook

Youtube

TikTok