Đồ án Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền - Võ Xuân Đức

Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 3 I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1. Chọn động cơ điện Động cơ điện được chọn phải tận dụng được toàn bộ công suất động cơ. Khi làm việc không quá nóng, có khả năng quá tải trong thời gian ngắn, có momen mở máy ban đầu đủ lớn để thắng momen cản ban đầu của phụ tải. Công suất động cơ được xác định theo công thức   N N CT Trong đó: - NCT: Công suất cần thiết. - N : Công suất trên băng tải. Với P là lực kéo băng tải, v là vận tốc băng tải thì công suất trên băng tải là: 66,2 1000 25,1.2125 1000 v.P N  (kW) - η : Hiệu suất truyền động, bằng tích số hiệu suất các bộ truyền và của các cặp ổ trong thiết bị, tra theo Bảng 2-1 (TKCTM – NXBGD – 1998). KNOXBRTBRN ....  ηBRN = 0,96 – hiệu suất bộ truyền bánh răng nón. ηBRT = 0,97 – hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ. ηX = 0,96 – hiệu suất bộ truyền xích. ηO = 0,99 – hiệu suất của một cặp ổ lăn. ηKN = 1 – hiệu suất của khớp nối. Suy ra: 86,01.99,0.96,0.97,0.96,0 4  Vậy công suất cần thiết: 1,3 86,0 66,2 N CT  (kW) Cần phải chọn công suất động cơ lớn hơn công suất cần thiết. Chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió. Tra bảng 2P (TKCTM – NXBGD – 1998), chọn động cơ kí hiệu AO2 - 41 – 4. - Công suất động cơ Nđc = 4 (kW) - Số vòng quay của động cơ nđc = 1450 (vòng/phút) 2. Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền động chung: t đc n n i  Với nt là số vòng quay của tang: 5,41 575.14,3 25,1.1000.60 D. v.1000.60 n t    (vòng/phút) 35 5,41 1450 i  Mặt khác: i = iRN.iRT.iX = ih.iX. - iRN : tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nón răng thẳng. - iRT : tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng. Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 4 - ix : tỉ số truyền của bộ truyền xích. - ih : tỉ số truyền bên trong hộp giảm tốc. Chọn iRN = 0,25ih (0,220,28) iRT = 4. Từ đó 75,8 4 35 i.i xRN  , chọn iRN = 3,5 và ix = 2,5. Kiểm tra lại: i = 3,5.4.2,5 = 35 thỏa mãn yêu cầu. a. Tính công suất trên các trục: Trục I : 07,399,0.1.1,3.NN OKNCT1  (kW) Trục II : 92,299,0.96,0.07,3.NN OBRN12  (kW) Trục III: 8,299,0.97,0.92,2.NN OBRT23  (kW) Trục IV: 66,299,0.96,0.8,2.NN OX34  (kW) b. Tính số vòng quay mỗi trục: Trục I : 1450nn đc1  (vòng/phút) Trục II : 29,414 5,3 1450 i n n RN 1 2  (vòng/phút) Trục III: 57,103 4 29,414 i n n RT 2 3  (vòng/phút) Trục IV: 43,41 5,2 57,103 i n n x 3 4  (vòng/phút) c. Tính momen xoắn cho mỗi trục: 20417 1450 1,3 .10.55,9 n N .10.55,9T 6 đc CT6 đc  (N.mm) 20220 1450 07,3 .10.55,9 n N .10.55,9T 6 1 16 1  (N.mm) 67310 29,414 92,2 .10.55,9 n N .10.55,9T 6 2 26 2  (N.mm) 258183 57,103 8,2 .10.55,9 n N .10.55,9T 6 3 36 3  ( .mm) 613155 43,41 66,2 .10.55,9 n N .10.55,9T 6 4 46 4  (N.mm) Bảng hệ thống các thông số tính được: Trục Thông số Trục động cơ Trục I Trục II Trục III Trục IV Tỉ số truyền i iRN = 3,5 iRT = 4 ix = 2,5 Số vòng quay n (v/p) 1450 1450 414,29 103,57 41,43 Công suất N (kW) 3,1 3,07 2,92 2,8 2,66 Momen xoắn T (N.mm) 20417 20220 67310 258103 613155 Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 5 II. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN 1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH Bộ truyền xích có thể truyền mômen xoắn và chuyển động từ hộp giảm tốc đến trục tang của băng tải cách xa nhau, có hiệu suất cao và không trượt. Tuy nhiên làm việc không êm, vận tốc tức thời không ổn định, giá thành tương đối cao so với bộ truyền đai… 1.1 Chọn loại xích So với xích răng, xích con lăn có độ bền mòn cao hơn; chế tạo không phức tạp và đắt bằng xích răng. Nên với bộ truyền không yêu cầu làm việc êm, vận tốc làm việc không cao, dùng xích ống con lăn, trước hết dùng một dãy xích. 1.2 Định số răng đĩa xích Số răng đĩa xích càng ít thì xích càng nhanh mòn, va đập của mắt xích vào răng đĩa xích càng tăng, xích làm việc càng ồn; nhưng số răng đĩa xích lớn thì tăng kích thước đĩa xích và dễ gây tuột xích. Do đó tối ưu chọn số răng đĩa xích nhỏ theo bảng 6-3 (TKCTM) với tỉ số truyền i = 2,5 là Z1 = 26 răng. Số răng đĩa xích lớn Z2 = Z1.i = 26.2,5 = 65 răng. 1.3 Định bước xích Bước xích p được chọn theo điều kiện áp suất sinh ra trên bản lề và số vòng quay trong một phút của đĩa xích phải nhỏ hơn số vòng quay giới hạn. Hệ số điều kiện sử dụng cbđcoAđ K.K.K.K.K.KK  Trong đó: Kđ = 1,2 vì tải trọng va đập (rung động nhẹ). KA = 1 – Chọn khoảng cách trục A = (3050)t. Ko = 1 – Chọn cách bố trí bộ truyền nằm ngang. Kđc = 1,25 – Trục không không điều chỉnh được và cũng không có đĩa hoặc con lăn căng xích. Kb = 1,5 – Bôi trơn định kì. Kc = 1,25 – Bộ truyền làm việc 2 ca (do mỗi ngày làm việc 16 giờ, mà mỗi ca làm việc 4 + 4 = 8 giờ). Vậy 813,225,1.5,1.25,1.1.1.2,1K  . Hệ số răng đĩa dẫn 962,0 26 25 Z Z K 1 01 z  . Hệ số vòng quay của đĩa dẫn (chọn số vòng quay cơ sở n01 = 200 v/p) 93,1 57,103 200 n n K 1 01 n  . Công suất tính toán Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 6 6,1493,1.962,0.813,2.8,2K.K.K.NN nz  (kW). Tra bảng 6-4 (TKCTM) với n01 = 200 vòng/phút và N=14,6kW chọn được xích ống con lăn một dãy có bước xích  64-10497 OCT mm75,31t  , diện tích bản lề F = 262,2 mm2, có công suất cho phép [N] = 20,1kW. Với loại xích này theo bảng 6-1 (TKCTM) tìm được kích thước chủ yếu của xích tải, tải trọng phá hỏng Q = 70000N, khối lượng 1 mét xích q = 3,73kg. Kiểm nghiệm số vòng quay của đĩa dẫn theo điều kiện n1 ≤ ngh. Với ngh là số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn, tra bảng 6-5 (TKCTM) với t = 31,75mm và số răng đĩa dẫn Z1 = 26, số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn ngh có thể đến 760v/p. Như vậy, điều kiện trên được thỏa mãn (n1 = 103,57v/p). 1.4 Định khoảng cách trục A và số mắt xích X a. Tính số mắt xích Chọn 40 t A t40A  , số mắt xích tính theo công thức TKCTM) 4-6 (CT A t 2 ZZ t A 2 2 ZZ X 2 1221            46,126 40 1 . 2 2665 40.2 2 6526 X 2            . Lấy số mắt xích X = 126. Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây: 42,1 126.15 57,103.26 X15 nZ L v4 u 11  . Theo bảng 6-7 (TKCTM), số lần va đập cho phép trong một giây là [u] = 25, cho nên điều kiện u ≤ [u] được thỏa mãn. b. Tính chính xác khoảng cách trục A theo số mắt xích đã chọn                           2 12 2 2121 2 ZZ 8 2 ZZ X 2 ZZ X 4 t A mm1263 2 2665 8 2 6526 126 2 6526 126 4 75,31 A 22                            . Để đảm bảo độ võng bình thường, tránh cho xích khỏi bị căng quá, giảm khoảng cách trục A một khoảng mm4A003,0A  . Cuối cùng lấy A = 1259mm. 1.5 Tính đường kính vòng chia đĩa xích Đĩa dẫn: mm263 26 180 sin 75,31 Z 180 sin t d o 1 o1c  . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 7 Đĩa bị dẫn: mm657 65 180 sin 75,31 Z 180 sin t d o 2 o2c  . 1.6 Tính lực tác dụng lên trục Lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức N2260 57,103.75,31.26 8,2.15,1.10.6 Ztn Nk10.6 PkR 7 t 7 1  . Trong đó hệ số k1 = 1,15 vì bộ truyền nằm ngang. Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 8 2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NÓN RĂNG THẲNG Bộ truyền bánh răng nón răng thẳng có ưu điểm là có thể truyền momen xoắn với hai trục chéo nhau, làm việc êm. Tuy nhiên, bộ truyền chế tạo phức tạp, lắp ráp khó khăn và kích thước lớn cũng như không gian bố trí rộng trong hộp giảm tốc. 2.1. Chọn vật liệu, cách chế tạo và nhiệt luyện Bộ truyền chịu tải trọng trung bình nên cả bánh lớn và nhỏ đều sử dụng thép thường hóa. - Bánh nhỏ: Thép 45. - Bánh lớn: Thép 35. Cơ tính của hai loại thép này theo bảng 3-8 (TKCTM): - Thép 45: 200HB;mm/N300;mm/N600 2 ch 2 bk  . (Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi dưới 100mm) - Thép 35: 170HB;mm/N260;mm/N500 2 ch 2 bk  . (Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi 100÷300mm) 2.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép a. Ứng suất tiếp xúc cho phép Bộ truyền chịu tải trọng thay đổi, rung động nhẹ nên số chu kì làm việc của bánh lớn được tính theo công thức:          n 1i ii 3 max i tđ tn. T T .c.60N . Dựa vào đồ thị tải trọng, thấy có 2 chế độ làm việc với thời gian như nhau nên số chu kì làm việc của bánh lớn là:   733 2tđ 10.77,758.315.2.4.29,414.8,01.1.60N  . Số chu kì làm việc của bánh nhỏ là: 77 2tđRN1tđ 10.2,26510.77,75.5,3N.iN  . Do sử dụng thép 35 và 45 thường hóa nên số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc theo bảng 3-9 (TKCTM) là N0 = 10 7 chu kì và   HB.6,2Notx  . Thấy Ntđ1 và Ntđ2 đều lớn hơn N0 nên đối với cả hai bánh đều lấy kN ’ = 1. Ứng suất cho phép của bánh lớn:     442170.6,2HB.2Notx2tx   N/mm 2 . Ứng suất cho phép của bánh nhỏ:     520200.6,2HB.1Notx1tx  N/mm 2 . Để tính sức bền ta chọn trị số nhỏ là   4422tx  N/mm 2 . b. Ứng suất uốn cho phép Số chu kì tương đương của bánh lớn và bánh nhỏ:   666 2tđ 10.5,6328.315.2.4.29,414.8,01.1.60N  . 66 2tđRN1tđ 10.8,221310.5,623.5,3N.iN  . 1÷3s 4h4h t M 1 ,5 M M 0 ,8 M Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 9 Cả Ntđ1 và Ntđ2 đều lớn hơn N0 = 0,5.10 6 nên cả hai bánh lấy kN ’’ = 1. Giới hạn mỏi uốn của thép 45: 258600.43,0 1  (N/mm 2 ); Giới hạn mỏi uốn của thép 35: 215500.43,0 1  (N/mm 2 ). Đối với bánh răng lớn làm bằng thép đúc lấy hệ số an toàn n = 1,8 còn đối với bánh nhỏ làm bằng thép rèn lấy hệ số an toàn n = 1,5. Cả hai bánh đều làm bằng thép thường hóa nên lấy hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K = 1,8. Do bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức          nK k5,1 nK k '' N1 '' no u . Với bánh nhỏ:   3,143 8,1.5,1 1.258.5,1 1u  N/mm 2 . Với bánh lớn:   5,99 8,1.8,1 1.215.5,1 2u  N/mm 2 . 2.3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,4. 2.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng 3,0 L b L  . 2.5. Tính chiều dài nón L Đối với bộ truyền bánh răng nón răng thẳng áp dụng công thức (3-11 TKCTM)     3 2L 2 2 txRNL 6 2 RN n..85,0 KN i5,01 10.05,1 1iL            108 29,414.3,0.85,0 07,3.4,1 442.5,3.3,0.5,01 10.05,1 15,3L 3 2 6 2         mm. 2.6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng: (công thức 3-18 TKCTM)     76,3 15,3.1000.60 1450.3,0.5,01106..2 1i.1000.60 n5,01L2 v 22 RN 1L        m/s. Với vận tốc này, tra bảng 3-11 (TKCTM) ta chọn cấp chính xác của bánh răng là 7. 2.7. Định chính xác hệ số tải trọng K và chiều dài nón L Hệ số tải trọng K được xác định theo công thức đtt K.KK  . Bộ truyền chịu tải trọng thay đổi, nên Ktt được tính theo công thức gần đúng 2 1K K ttb tt   . Cần xác định d :   64,0 3,0.5,012 15,33,0 )5,01(2 1i 2 L 2 RNL d        . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 10 Tra bảng hệ số tập trung tải trọng Ktt(Bảng 3-12 TKCTM) với trục ít cứng được Ktt = 1,16. Vậy 08,1 2 116,1 K tt    . Các bánh răng có độ rắn HB<350, theo bảng hệ số tải trọng động (Bảng 3- 13 TKCTM) tìm được Kđ = 1,55. Vậy hệ số tải trọng 67,155,1.08,1K  chênh lệch khá nhiều với hệ số đã chọn sơ bộ (19%). Tính lại chiều dài nón L: 5,114 4,1 67,1 .108L 3  mm. Lấy L = 115mm. 2.8. Xác định môđun và số răng Môđun     45,33,211503,002,0L03,002,0m s  . Chọn ms=3mm. Ta có số răng bánh dẫn: 06,21 15,33 115.2 Z 21    . Lấy Z1 = 21 răng. Z2 = 3,5.21= 74 răng. Tính chính xác chiều dài nón: mm4,1157421.3.5,0ZZm5,0L 2222 1s  . Chiều dài răng: 62,344,115.3,0L.b L  . Lấy b = 35mm. Môđun trung bình     mm55,2 4,115 35.5,04,1153 L b5,0Lm m s tb      . 2.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Góc mặt nón lăn bánh nhỏ: '57152857,0 5,3 1 i 1 tg o 11  . Góc mặt nón lăn bánh lớn: '03745,3itg o 22  . Số răng tương đương: Bánh nhỏ: 22 '5715cos 21 cos Z Z o 1 1 1tđ    răng. Bánh lớn: 269 '0374cos 74 cos Z Z o 2 2 2tđ    răng. Tra bảng 3-18 (TKCTM) có hệ số dạng răng: Bánh nhỏ y1 = 0,41; Bánh lớn y2 = 0,517. Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ:   21u 2 2 6 1u mmN3,143mmN5,40 35.1450.21.55,2.41,0.85,0 07,3.67,1.10.1,19  . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 11 Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn:   22u 2 2 1 1u2u mmN5,99mmN1,32 517,0 41,0 5,40 y  . 2.10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột Trong quá trình làm việc, bộ truyền bị quá tải đột ngột lúc mở máy với hệ số quá tải 5,1 M M k qt qt  do đó ta cần kiểm nghiệm sức bền khi quá tải. Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: Bánh nhỏ:   21txqt mmN1300520.5,2  . Bánh lớn:   22txqt mmN1105442.5,2  . Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: Bánh nhỏ:   21uqt mmN240300.8,0  . Bánh lớn:   22uqt mmN208260.8,0  . Chỉ cần kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn, có []txqt nhỏ hơn :     2 2/326 tx mmN436 29,414.35.85,0 07,3.67,1.15,3 5,335.5,0115 10.05,1     .   2 2txqt 2 qttxtxqt mmN1105mmN5345,1.436k.  . Kiểm nghiệm sức bền uốn Bánh nhỏ:   1uqt 2 qt1u1uqt mmN8,605,1.5,40k.  . Bánh lớn:   2uqt 2 qt2u2uqt mmN2,485,1.1,32k.  . Vậy bộ truyền thỏa mãn các điều kiện sức bền. 2.11. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền Môđun mặt nón lớn: ms = 3 mm. Số răng: Z1 = 21 ; Z2 = 74. Chiều dài răng: b = 35 mm. Chiều dài nón: L = 115,4 mm. Góc ăn khớp: o20 . Góc mặt nón lăn: '5715o 1  ; '0374o 2  . Đường kính vòng lăn (vòng chia): d1 = ms.Z1 = 3.21 = 63 mm. d2 = ms.Z2 = 3.74 = 222 mm. Đường kính vòng đỉnh:     mm8,68'5715cos2213cos2ZmD o 11s1e  .     mm6,223'0374cos2743cos2ZmD o 22s2e  . Đường kính vòng lăn (vòng chia) trung bình: mm4,53 115 35 5,0163 L b 5,01dd 11tb              . mm2,188 113 35 5,01222 L b 5,01dd 22tb              . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 12 2.12. Tính lực tác dụng (công thức 3-51 TKCTM) Đối với bánh nón nhỏ: Lực vòng: N4,634 25.55,2 20220.2 n.Z.m M2 P 1tb 1x 1  ; Lực hướng tâm: N1,222962,0.364,0.4,634cos.tg.PP 111r  ; Lực dọc trục: N5,63275,0.364,0.4,634sin.tg.PP 121a  . Đối với bánh nón lớn: Lực vòng: P2 = P1 = 634,4N ; Lực hướng tâm: Pr2 = Pa1 = 63,5N ; Lực dọc trục: Pa2 = Pr1 = 222,1N . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 13 3. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng là bộ truyền cấp chậm, nó thực hiện truyền chuyển động hay biến đổi chuyển động nhờ sự ăn khớp giữa các răng trên bánh răng. Bộ truyền này có nhiều ưu điểm nổi bật như: Khả năng tải lớn, kích thước nhỏ gọn, hiệu suất cao. Tuổi thọ cao, làm việc tin cậy. Tuy nhiên cũng có nhược điểm là công nghệ cắt răng phức tạp, yêu cầu cao về độ chính xác chế tạo cũng như lắp ráp và có nhiều tiếng ồn khi vận tốc lớn. 3.1. Chọn vật liệu, cách chế tạo và nhiệt luyện Bộ truyền chịu tải trọng trung bình nên cả bánh lớn và nhỏ đều sử dụng thép thường hóa. - Bánh nhỏ: Thép 45. - Bánh lớn: Thép 35. Cơ tính của hai loại thép này theo bảng 3-8 (TKCTM): - Thép 45: 200HB;mm/N300;mm/N600 2 ch 2 bk  . (Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi dưới 100mm) - Thép 35: 170HB;mm/N260;mm/N500 2 ch 2 bk  . (Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi 100÷300mm) 3.2. Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép a. Ứng suất tiếp xúc cho phép Bộ truyền chịu tải trọng thay đổi, rung động nhẹ nên số chu kì làm việc của bánh lớn được tính theo công thức:          n 1i ii 3 max i tđ tn. T T .c.60N Số chu kì làm việc của bánh lớn là:   733 2tđ 10.9,188.315.2.4.57,103.8,01.1.60N  . Số chu kì làm việc của bánh nhỏ là: 77 2tđRT1tđ 10.6,7510.94,18.4N.iN  . Do sử dụng thép 35 và 45 thường hóa nên số chu kì cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc theo bảng 3-9 (TKCTM) là N0 = 10 7 chu kì và   HB.6,2Notx  . Thấy Ntđ1 và Ntđ2 đều lớn hơn N0 nên đối với cả hai bánh đều lấy kN ’ = 1. Ứng suất cho phép của bánh lớn:     442170.6,2HB.2Notx2tx  N/mm 2 . Ứng suất cho phép của bánh nhỏ:     520200.6,2HB.1Notx1tx  N/mm 2 . Để tính sức bền ta chọn trị số nhỏ là   4422tx  N/mm 2 . b. Ứng suất uốn cho phép Số chu kì tương đương của bánh lớn và bánh nhỏ:   666 2tđ 10.1,1588.315.2.4.57,103.8,01.1.60N  . 66 2tđRT1tđ 10.4,63210.1,158.4N.iN  . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 14 Cả Ntđ1 và Ntđ2 đều lớn hơn N0 = 0,5.10 6 nên cả hai bánh lấy kN ’’ = 1. Giới hạn mỏi uốn của thép 45: 258600.43,0 1  (N/mm 2); Giới hạn mỏi uốn của thép 35: 215500.43,0 1  (N/mm 2 ). Cả hai bánh răng đều làm bằng phôi đúc, thép thường hóa nên lấy hệ số an toàn n = 1,8 và lấy hệ số tập trung ứng suất ở chân răng K = 1,8. Do bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức          nK k5,1 nK k '' N1 '' no u Với bánh nhỏ:   4,119 8,1.8,1 1.258.5,1 1u  N/mm 2 . Với bánh lớn:   5,99 8,1.8,1 1.215.5,1 2u  N/mm 2 . 3.3. Chọn sơ bộ hệ số tải trọng K = 1,3. 3.4. Chọn hệ số chiều rộng bánh răng 3,0 A b A  . 3.5. Tính khoảng cách trục A Đối với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng thẳng áp dụng công thức (3-9 TKCTM)     3 2A 2 2 RTtx 6 RT n KN i 10.05,1 1iA          3,175 57,103.3,0 92,2.3,1 4.442 10.05,1 14A 3 2 6        mm. 3.6. Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng Vận tốc vòng: (công thức 3-17 TKCTM)     52,1 14.1000.60 29,414.3,175..2 1i.1000.60 An2 v RT 1        m/s. Với vận tốc này, tra bảng 3-11 (TKCTM) ta chọn cấp chính xác của bánh răng là 9. 3.7. Định chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A Hệ số tải trọng K được xác định theo công thức đtt K.KK  Bộ truyền chịu tải trọng thay đổi, nên Ktt được tính theo công thức gần đúng 2 1K K ttb tt   . Cần xác định d : 75,0 2 14 3,0 2 1i d b RT A 1 d      . Tra bảng hệ số tập trung tải trọng Ktt(Bảng 3-12 TKCTM) với trục ít cứng được Ktt = 1,22. Vậy 11,1 2 122,1 K tt    . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 15 Các bánh răng có độ rắn HB<350, theo bảng hệ số tải trọng động (Bảng 3- 13 TKCTM) tìm được Kđ = 1,45. Vậy hệ số tải trọng 6,145,1.11,1K  chênh lệch khá nhiều với hệ số đã chọn sơ bộ (23%). Tính lại khoảng cách trục A: 9,187 3,1 6,1 .3,175A 3  mm. Lấy A = 188mm. 3.8. Xác định môđun, số răng và chiều rộng bánh răng Môđun     76,388,118802,001,0A02,001,0m n  . Chọn mn=2,5mm. Ta có số răng bánh dẫn:   1,30 145,2 188.2 Z 1    . Lấy Z1 = 30 răng. Z2 = 4.30= 120 răng. Chiều rộng bánh răng: 4,56188.3,0A.b A  . Lấy chiều rộng bánh răng lớn là 55mm, còn chiều rộng bánh răng nhỏ là 60mm để bánh răng ăn khớp êm. 3.9. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, ta có Ztđ = Z nên Ztđ1 = 30 ; Ztđ2 = 120. Tra bảng 3-18 (TKCTM) có hệ số dạng răng: Bánh nhỏ y1 = 0,451; Bánh lớn y2 = 0,517. Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ:   21u 2 2 6 1u mmN4,119mmN3,46 55.29,414.30.5,2.451,0 92,2.6,1.10.1,19  . Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn:   22u 2 2 1 1u2u mmN5,99mmN4,40 517,0 451, 3,46 y  . 3.10. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột Trong quá trình làm việc, bộ truyền bị quá tải đột ngột lúc mở máy với hệ số quá tải 5,1k qt  do đó ta cần kiểm nghiệm sức bền khi quá tải. Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: Bánh nhỏ:   21txqt mmN1300520.5,2  . Bánh lớn:   22txqt mmN1105442.5,2  . Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: Bánh nhỏ:   21uqt mmN240300.8,0  . Bánh lớn:   22uqt mmN208260.8,0  . Chỉ cần kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc đối với bánh lớn, có []txqt nhỏ hơn : Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 16   236 tx mmN447 57,103.55 92,2.6,1.14 4.188 10.05,1    .   2 2txqt 2 qttxtxqt mmN1105mmN5485,1.447k.  . Kiểm nghiệm sức bền uốn Bánh nhỏ:   1uqt 2 qt1u1uqt mmN5,695,1.3,46k.  . Bánh lớn:   2uqt 2 qt2u2uqt mmN6,605,1.4,40k.  . Vậy bộ truyền thỏa mãn các điều kiện sức bền. 3.11. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền Môđun : mn = 2,5 mm. Số răng: Z1 = 30 ; Z2 = 120. Góc ăn khớp: o20 . Đường kính vòng lăn (vòng chia): mm7530.5,2mZdd 11c1  . mm300120.5,2mZdd 22c2  . Khoảng cách trục A = 188mm. Chiều rộng bánh răng: b1 = 60mm ; b2 = 55mm. Đường kính vòng chân răng: mm8,685.2.5,275m.5,2dD 1c1f  . mm8,2935.2.5,2300m.5,2dD 2c2f  . Đường kính vòng đỉnh răng: mm805.2.275m.2dD 1c1e  . mm3055.2.2300m.2dD 2c2e  . 3.12. Tính lực tác dụng (công thức 3-50 TKCTM) Lực vòng: N1795 75 67310.2 d M2 P 1 1x  . Lực hướng tâm: N653364,0.1795tg.PP r   . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 17 III. THIẾT KẾ TRỤC VÀ TÍNH THEN l ix b 5l 4l 3l 2l c 1l l7 l7l 2B l3 l ' a a Sơ đồ bộ truyền hai cấp nón trụ. R P rP Pr P Pr2P2 a2 r1P P1 a1P Các lực tác dụng trong hộp giảm tốc. ∆ Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 18 1. TÍNH CHỌN TRỤC Trục là chi tiết dùng để đỡ các chi tiết máy quay hoặc truyền chuyển động và mômen từ các chi tiết khác, hoặc làm cả hai nhiệm vụ trên. 1.1 Chọn vật liệu Dùng thép 45. 1.2 Tính sức bền trục 1.2.1. Tính sơ bộ trục Ta tính sơ bộ đường kính trục theo công thức: 3 n N Cd  (mm) (Công thức 7-1 TKCTM) Trong đó: d: đường kính trục; N: công suất truyền, kW; n: số vòng quay trong một phút của trục; C: hệ số tính toán, phụ thuộc x ][ . Vật liệu chế tạo là thép 45, nên đường kính đầu trục vào của hộp giảm tốc và trục truyền chung lấy C = 120. - Đối với trục I: n1 = 1450 vòng/phút; N1 = 3,07 kW; 4,15 1450 07,3 120d 3 1  mm. - Đối với trục II: n2 = 414,29 vòng/phút; N2 = 2,92 kW; 23 29,414 92,2 120d 3 2  mm. - Đối với trục III: n3 = 103,57 vòng/phút; N3 = 2,8 kW; 36 57,103 8,3 120d 3 3  mm. Để chuẩn bị cho các bước tính gần đúng tiếp theo, ta có thể lấy đường kính trục II là d2 = 23 mm để chọn loại ổ bi đỡ chặn trung bình B = 17mm (Bảng 17P TKCTM). 1.2.2. Tính gần đúng Định kính thước dài của trục dựa vào các số liệu: - Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp mm10a  . - Khoảng cách giữa các chi tiết quay mm10c  . - Khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp mm10 . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 19 - Khoảng cách giữa các gối đỡ trục bánh nón nhỏ mm4639l  , chọn mm42l  . - Khoảng cách từ cạnh ổ đến thành trong của hộp mm10l 2  . - Chiều rộng ổ lăn: chọn loại ổ bi đỡ chặn B = 17 mm. - Chiều rộng bánh nón nhỏ mm35b  . - Chiều rộng bánh răng lớn mm55b  . - Chiều cao bulông ghép nắp ổ bi và chiều dày nắp mm17l 3  . - Khoảng cách từ nắp ổ đến khớp nối mm15l 4  . - Chiều dài khớp nối mm82l 5  (xem thêm phần chọn khớp nối). a. Tính trục I Khoảng cách giữa gối đỡ trục đến điểm đặt lực của khớp nối: mm5,81 2 17 1715 2 82 2 B ll 2 l l 34 5 1  . Khoảng cách giữa gối đỡ trục đến điểm đặt lực bánh nón nhỏ: mm5,47 2 35 1010 2 20 2 b al 2 B l 21  . Lực tác dụng của bánh nón nhỏ: P1 = 634,4N; Pa1 = 63,5N; Pr1 = 222,1N. Đường kính trung bình của bánh nón nhỏ: dtb1 = 53,4mm. Để đơn giản ta bỏ lực vòng do khớp nối gây ra. Tính phản lực ở các gối trục:   0 2 d .Pll.Pl.RmA 1tb 1a11rByy      N9,432 42 2 4,53 .5,635,4742.1,222 l 2 D .Pll.P R 1tb 1a11r By       N8,2101,2229,432PRR 1rByAy  .   0ll.Pl.RmA 11Bxx    N9,1351 42 )5,4742(4,634 l ll.P R 11 Bx       . N5,7174,6349,1351PRR 1BxAx  . Tính mômen uốn ở tại tiết diện chịu tải lớn nhất b – b: 2 ux 2 uybbu MMM  Trong đó Nmm6,886242.8,210l.RM Ayuy  . Nmm3013542.5,717l.RM Axux  . Nmm31411301356,8862MMM 222 ux 2 uybbu  . Tính đường kính trục ở tiết diện chịu tải lớn nhất b – b theo công thức:   3 tđ 1,0 M d   , mm. Với Nmm3596220220.75,031411M75,0MM 222 x 2 utđ  . [σ] = 63N/mm (thép 45, lắp ép theo bảng 7-2 TKCTM). Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 20 mm18 63.1,0 35962 d 3 bb  . Đường kính ở tiết diện b – b được lấy bằng 20mm để làm ngõng trục lắp ổ. Riêng đối với phần lắp bánh nón nhỏ lấy 18mm thay vì 15,4mm vì trục có rãnh then. 1 a1P r1PR Ay R By R Ax R Bx b b A B l1 'l 1l ' 8862,6Nmm 30135Nmm 20220Nmm M uy M ux M x y zx O C P b. Tính trục II mm5,3423.5,1d5,1x 21  . mm635,341010 2 17 xal 2 B h 121  . mm40 2 60 10 2 b ch 2  . mm5,58 2 17 1010 2 60 2 B la 2 b h 23  . Lực tác dụng của bánh nón lớn: P2 = 634,4N; Pa2 = 222,1N; Pr2 = 63,5N. Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 21 Lực tác dụng của bánh răng nhỏ: P =1795N; Pr = 653N; Đường kính các bánh răng: Nón dtb2 = 188,2mm; Nhỏ d1 = 75mm. Tính phản lực ở các gối trục:     0hhh.Rhh.P 2 d .Ph.PmA 321Dy21r 2tb 2a12ry    321 21r 2tb 2a12r Dy hhh hh.P 2 d .Ph.P R      N1,521 5,584063 4063.653 2 2,188 .1,22263.5,63     . N4,681,5215,63653RPPR Dy2rrAy  .     0hhh.Rhh.Ph.PmA 321Dx2112x      N3,1392 5,584063 4063.179563.4,634 hhh hh.P.P R 321 2112 Dx        . N1,10373,139217954,634RPPR Dx2Ax  . Tính mômen uốn ở những tiết diện nguy hiểm. Tại tiết diện b – b: 2 ux 2 uybbu MMM  Trong đó Nmm25209 2 2,188 1,22263.4,68 2 d Ph.RM 2tb 2a1Ayuy  . Nmm6533763.1,1037h.RM 1Axux  . Nmm700326533725209MMM 222 ux 2 uybbu  . Tại tiết diện c – c: 2 ux 2 uyccu MMM  Trong đó Nmm304845,58.1,521h.RM 3Dyuy  . Nmm814508,58.3,1392h.RM 3Dxux  . Nmm869688145030484MMM 222 ux 2 uyccu  . Tính đường kính trục ở hai tiết diện b – b và c – c theo công thức:   3 tđ 1,0 M d   , mm. Đường kính trục ở tiết diện b – b: Nmm9111867310.75,070032M75,0MM 222 x 2 utđ  . [σ] = 63N/mm (thép 45, lắp ép theo bảng 7-2 TKCTM). mm4,24 63.1,0 91118 d 3 bb  . Đường kính trục ở tiết diện c – c: Nmm10055867310.75,086968M75,0MM 222 x 2 utđ  . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 22 mm2,25 63.1,0 139987 d 3 cc  . Ở hai đoạn trục này đều có làm rãnh then để cố định bánh răng, vì vậy đường kính trục lấy lớn hơn so với tính toán một ít: mm28dd mmnn   . Còn ngõng trục lắp ổ lăn lấy d = 25mm. P2 Pa2 Pr2 P Pr RAy A RAx D DyR DxR c c b b O x z y xM uxM uyM 67310Nmm 81450Nmm 30484Nmm 1h h2 h3 25209Nmm 65337Nmm CB 4309Nmm b. Tính trục III Khoảng cách giữa hai gối đỡ trục: mm5,1615,584063hhhl 321  . Chiều dài phần mayơ lắp với trục:     mm542,4336.5,12,1d5,12,1l 35  , chọn l5 = 50mm. Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 23 Khoảng cách giữa gối đỡ trục đến điểm đặt lực của đĩa xích: mm5,65 2 17 1715 2 50 2 B ll 2 l l 34 5 1  . mm5,58hh 32  . mm1035,585,161hlh 31  . Lực tác dụng của bánh răng lớn: P =1795N; Pr = 653N. Lực tác dụng của đĩa xích nhỏ lên trục: R = 2260N. Đường kính bánh răng lớn: d2 = 300mm. Tính phản lực ở các gối trục:     0lhh.Rhh.Rh.PmA 111Cy1ry        hh lhhRh.P R 1 111r Cy   N3593 5,58103 5,655,581032260103.653     . N68022606533593RPRR rCyAy  .   0hh.Rh.PmA 21Cx1x  N1145 5,58103 103.1795 hh h.P R 21 1 Cx      . N65011451795RPR CxAx  . Tính mômen uốn ở những tiết diện nguy hiểm. Tại tiết diện b – b: 2 ux 2 uybbu MMM  Trong đó Nmm70040103.680h.RM 1Ayuy  . Nmm66950103.650h.RM 1Axux  Nmm968916695070040MMM 222 ux 2 uybbu  . Tại tiết diện c – c: Nmm1480305,65.2260l.RM 1ccu  Tính đường kính trục ở hai tiết diện b – b và c – c theo công thức:   3 tđ 1,0 M d   , mm. Đường kính trục ở tiết diện b – b: Nmm243620258103.75,096891M75,0MM 222 x 2 utđ  . [σ] = 50N/mm (thép 45, lắp ép theo bảng 7-2 TKCTM). mm5,36 50.1,0 243620 d 3 bb  . Đường kính trục ở tiết diện c – c: Nmm268097258103.75,0148030M75,0MM 222 x 2 utđ  . mm7,37 50.1,0 268097 d 3 cc  . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 24 Đường kính ở tiết diện c – c lấy bằng 40mm (ngõng trục lắp ổ) và đường kính ở tiết diện b – b lấy lớn hơn vì có lắp rãnh then, bằng 45mm để dễ tháo lắp bánh răng lớn (giữa hai ngõng trục lắp ổ lăn). 25209Nmm 2hh1 148030Nmm 66950Nmm 258103Nmm M uy M ux M x y zx O b b RCx RCy C AxR A AyR rP P 1l R B D c c' ' Với những kích thước chủ yếu đã tìm được, chúng ta tiến hành vẽ cấu tạo các trục, sau đó kiểm nghiệm về hệ số an toàn của trục (tính chính xác trục). 1.2.3. Tính chính xác trục Kiểm nghiệm theo công thức tính hệ số an toàn (7-5 TKCTM) tại các tiết diện nguy hiểm ]n[ nn nn n 22      Hệ số an toàn cho phép [n] thường lấy bằng 1,5  2,5. Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng: W M u minmaxa   ; 0 m  . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 25 Vậy a 1 k n        . Bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất tiếp (xoắn) thay đổi theo chu kỳ mạch động: 0 xmax ma W2 M 2   . Vậy ma 1 k n           . Giới hạn uốn và xoắn (trục bằng thép 45 có σ b = 600N/mm 2 ) 2 b1 mm/N270600.45,045,0   . 2 b1 mm/N150600.25,025,0   . a. Kiểm nghiệm trục I Trục I có mặt cắt b – b là tiết diện nguy hiểm nhất, nên tính hệ số an toàn tại mặt cắt này như sau: Nmm31411M u  . Nmm20220M x  . 3 33 mm785 32 20 32 d W   . 3 33 0 mm1571 16 20 16 d W   . 2u a mm/N40 785 31411 W M  . 2 0 x ma mm/N4,6 1571.2 20220 W2 M  . Chọn hệ số  và  theo vật liệu, đối với thép cácbon trung bình   0,1 và   0,05. Hệ số tăng bền  = 1. Chọn các hệ số k, k, ,  : Theo bảng 7-4 TKCTM chọn được  = 0,92 và  = 0,83. Theo bảng 7-6, tập trung ứng suất do cung lượn của trục (với 11,1 18 20 d D  và 06,0 18 1 d r  ) được k = 1,71 và k = 1,3. Ta có tỷ số: 89,1 92,0 71,1k     ; 57,1 83,0 3,1k     . Tập trung ứng suất do vòng trong của ổ lăn tác dụng lên trục, với kiểu lắp ta chọn T3, tra bảng 7-12 TKCTM áp suất sinh ra trên bề mặt ghép > 30 N/mm2, tra tiếp bảng 7-10 ta có: 35,2 k     . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 26   81,1135,26,011 k 6,01 k             . Thay các trị số tìm được: 87,2 40.35,2 270 k n a 1         . 6,12 4,6.05,04,6.81,1 150 k n ma 1             . Kiểm nghiệm hệ số an toàn: ]n[8,2 6,1287,2 6,12.87,2 n 22    . Vậy chọn đường kính trục là 18mm với chỗ lắp ổ lăn là 20mm. b. Kiểm nghiệm trục II Trục II có hai tiết diện nguy hiểm là mặt cắt b – b và c – c, hai đoạn này đều có đường kính trục là 28mm. Trước hết tính cho mặt cắt b – b: Nmm70032M u  . Nmm67310M x  . 3 0 3 mm4010W mm1885W   (trục có rãnh then tra theo bảng 7-3b TKCTM). 2u a mm/N2,37 1885 70032 W M  . 2 ma mm/N4,8 4010.2 67310  . Chọn hệ số  và : với thép cácbon trung bình   0,1 và   0,05. Hệ số tăng bền  = 1. Chọn các hệ số k, k, ,  : Theo bảng 7-4 TKCTM chọn được  = 0,88 và  = 0,77. Theo bảng 7-8, hệ số tập trung ứng suất do rãnh then (rãnh kiểu 1) được k = 1,63 và k = 1,5. Ta có tỷ số: 85,1 88,0 63,1k     ; 95,1 77,0 5,1k     . Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp ta chọn T3, tra bảng 7-11 TKCTM áp suất sinh ra trên bề mặt ghép  30 N/mm2, tra tiếp bảng 7-10 ta có: 6,2 k     .   96,116,26,011 k 6,01 k             . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 27 Thay các trị số tìm được: 79,2 2,37.6,2 270 k n a 1         . 88,8 4,8.05,04,8.96,1 150 k n ma 1             . Kiểm nghiệm hệ số an toàn: ]n[66,2 88,879,2 88,8.79,2 n 22    Tính cho mặt cắt c – c: Nmm86968M u  . Nmm67310M x  . 3 0 3 mm4010W mm1885W   (trục có rãnh then tra theo bảng 7-3b TKCTM). 2u a mm/N1,46 1885 86968 W M  . 2 ma mm/N4,8 4010.2 67310  . Chọn hệ số  và : với thép cácbon trung bình   0,1 và   0,05. Hệ số tăng bền  = 1. Chọn các hệ số k, k, ,  : Theo bảng 7-4 TKCTM chọn được  = 0,88 và  = 0,77. Theo bảng 7-8, hệ số tập trung ứng suất do rãnh then (rãnh kiểu 1) được k = 1,63 và k = 1,5. Ta có tỷ số: 85,1 88,0 63,1k     ; 95,1 77,0 5,1k     . Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp ta chọn T3, tra bảng 7-11 TKCTM áp suất sinh ra trên bề mặt ghép  30 N/mm2, tra tiếp bảng 7-10 ta có: 6,2 k     .   96,116,26,011 k 6,01 k             . Thay các trị số tìm được: 25,2 1,46.6,2 270 k n a 1         . 88,8 4,8.05,04,8.96,1 150 k n ma 1             . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 28 Kiểm nghiệm hệ số an toàn: ]n[18,2 88,825,2 88,8.25,2 n 22    Ta thấy tại hai mặt cắt trên, hệ số an toàn vẫn đảm bảo. Do đó giữ nguyên đường kính trục đã chọn là d = 28mm. c. Kiểm nghiệm trục III Trục III có hai tiết diện nguy hiểm là mặt cắt b – b và c – c, với đường kính đoạn trục tương ứng là 45mm và 40mm. Trước hết tính cho mặt cắt b – b: Nmm96891M u  . Nmm258103M x  . 3 0 3 mm16740W mm7800W   (trục có rãnh then tra theo bảng 7-3b TKCTM). 2u a mm/N4,12 7800 96891 W M  . 2 ma mm/N7,7 16740.2 258103  . Chọn hệ số  và : với thép cácbon trung bình   0,1 và   0,05. Hệ số tăng bền  = 1. Chọn các hệ số k, k, ,  : Theo bảng 7-4 TKCTM chọn được  = 0,83 và  = 0,71. Theo bảng 7-8, hệ số tập trung ứng suất do rãnh then (rãnh kiểu 1) được k = 1,63 và k = 1,5. Ta có tỷ số: 96,1 83,0 63,1k     ; 11,2 71,0 5,1k     . Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp ta chọn T3, tra bảng 7-11 TKCTM áp suất sinh ra trên bề mặt ghép < 30 N/mm2, tra tiếp bảng 7-10 rồi nhân thêm hệ số hiệu chỉnh 94,0 ta có: 1,394,0.3,3 k     .   26,211,36,011 k 6,01 k             . Thay các trị số tìm được: 02,7 4,12.1,3 270 k n a 1         . 43,8 7,7.05,07,7.26,2 150 k n ma 1             . Kiểm nghiệm hệ số an toàn: ]n[39,5 43,802,7 43,8.02,7 n 22    . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 29 Tính cho mặt cắt c – c: Nmm148030M u  . Nmm258103M x  . 3 0 3 mm11790W mm5510W   (trục có rãnh then tra theo bảng 7-3b TKCTM). 2u a mm/N9,26 5510 148030 W M  . 2 ma mm/N9,10 11790.2 258103  . Chọn hệ số  và : với thép cácbon trung bình   0,1 và   0,05. Hệ số tăng bền  = 1. Chọn các hệ số k, k, ,  : Theo bảng 7-4 TKCTM chọn được  = 0,85 và  = 0,73. Theo bảng 7-8, hệ số tập trung ứng suất do rãnh then (rãnh kiểu 1) được k = 1,63 và k = 1,5. Ta có tỷ số: 92,1 85,0 63,1k     ; 05,2 73,0 5,1k     . Tập trung ứng suất do lắp căng, với kiểu lắp ta chọn T3, tra bảng 7-12 TKCTM áp suất sinh ra trên bề mặt ghép > 30 N/mm2, tra tiếp bảng 7-10 ta có: 7,2 k     .   02,217,26,011 k 6,01 k             . Thay các trị số tìm được: 72,3 9,26.7,2 270 k n a 1         . 55,6 9,10.05,09,10.05,2 150 k n ma 1             . Kiểm nghiệm hệ số an toàn: ]n[23,3 55,668,5 55,6.72,3 n 22    Ta thấy hệ số an toàn khá lớn, đặc biệt là ở tiết diện b – b. Tuy nhiên vì để dễ lắp bánh răng vào trục, ta vẫn giữ nguyên đường kính các đoạn trục là hợp lí. Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 30 2. TÍNH THEN Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến, nói một cách khác là để truyền mômen và chuyển động từ trục đến bánh răng hoặc ngược lại ta dùng then. 2.1 Tính cho trục I Theo đường kính của trục I để lắp then là 18mm, tra bảng 7-23 chọn then bằng kiểu I có b = 6; h = 6; t = 3,5; t1 = 2,6; k = 2,9. Chiều dài làm việc của then lấy bằng 0,8  0,9 chiều dài mayơ. Do nón đường kính nhỏ nên làm liền khối với mayơ, mà chiều dài răng là 35mm nên lấy lm = 35mm thay vì .mm6,2118.2,1d2,1l m  Vậy     5,312835.9,08,0l.9,08,0l m  , chọn chiều dài then là 28mm dể hợp dãy số tiêu chuẩn. Kiểm nghiệm về sức bền dập theo công thức (7-11)  dxd l.k.d M2   N/mm 2 . Với Nmm20220M x  . d = 18mm. k = 2,9mm. l = 28mm.   2d mm/N100 (bảng 7-20 TKCTM ứng suất mối ghép cố định, tải trọng va đập nhẹ, vật liệu thép 45)  d 2 d mm/N7,27 28.9,2.18 20220.2   . Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo công thức 7-12 (TKCTM)  cxc l.b.d M2   . Với b = 6mm;   2c mm/N87 (bảng 7-21 TKCTM tải trọng va đập nhẹ, vật liệu thép 45) Với đặc tính tải trọng va đập nhẹ ta có :  c 2 c mm/N37,13 28.6.18 20220.2   . Then thoả mãn điều kiện dập và điều kiện cắt trên mặt tiếp xúc giữa then với mayơ và trục. Vậy chọn then trên đảm bảo yêu cầu. 2.2 Tính cho trục II Trục II có hai then: một lắp trên bánh răng nón lớn, một lắp trên bánh răng trụ nhỏ, cả hai đều có đường kính để lắp then là d = 28mm nên chọn cung loại then chỉ khác chiều dài then. Tra bảng 7-23 chọn then bằng kiểu I có b = 8; h = 7; t = 4; t1 = 3,1; k = 3,5. Chiều dài làm việc của then lấy bằng 0,8  0,9 chiều dài mayơ. Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 31 a. Tại bánh nón lớn Chiều dài phần mayơ lắp trên trục là .mm6,3328.2,1d2,1l m  Vậy chiều dài then     30276,33.9,08,0l.9,08,0l m  , chọn chiều dài then là 28mm. Kiểm nghiệm về sức bền dập theo công thức (7-11)  dxd l.k.d M2   N/mm 2 . Với Nmm65337M x  . d = 28mm. k = 3,5mm. l = 28mm.   2d mm/N100 (bảng 7-20 TKCTM ứng suất mối ghép cố định, tải trọng va đập nhẹ, vật liệu thép 45)  d 2 d mm/N6,47 28.5,3.28 65337.2   . Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo công thức 7-12 (TKCTM)  cxc l.b.d M2   . Với b = 8mm;   2c mm/N87 (bảng 7-21 TKCTM tải trọng va đập nhẹ, vật liệu thép 45) Với đặc tính tải trọng va đập nhẹ ta có :  c 2 c mm/N8,20 28.8.28 65337.2   . Then trên thoả mãn yêu cầu. b. Tại bánh răng nhỏ Do bánh răng đường kính nhỏ nên làm liền khối với mayơ, nên chiều dài mayơ bằng chiều dài răng là 60mm nên lấy lm = 60mm. Vậy chiều dài then     544860.9,08,0l.9,08,0l m  , chọn chiều dài then là 50mm. Kiểm nghiệm về sức bền dập theo công thức (7-11)  dxd l.k.d M2   N/mm 2 . Với Nmm65337M x  . d = 28mm. k = 3,5mm. l = 50mm.   2d mm/N100 (bảng 7-20 TKCTM ứng suất mối ghép cố định, tải trọng va đập nhẹ, vật liệu thép 45)  d 2 d mm/N7,26 50.5,3.28 65337.2   . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 32 Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo công thức 7-12 (TKCTM)  cxc l.b.d M2   . Với b = 8mm;   2c mm/N87 (bảng 7-21 TKCTM tải trọng va đập nhẹ, vật liệu thép 45) Với đặc tính tải trọng va đập nhẹ ta có :  c 2 c mm/N7,11 50.8.28 65337.2   . Then trên cũng thoả mãn yêu cầu. Vậy ta chọn loại các then này làm then lắp bánh răng vào trục. 2.3 Tính cho trục III Trục III cũng có hai then: một lắp trên bánh răng trụ lớn, một lắp trên mayơ đĩa xích nhỏ, có đường kính tương ứng là 45mm và 40mm gần bằng nhau nên ưu tiên chọn hai then cùng kích thước, chỉ khác nhau về chiều dài then. Tra bảng 7-23 chọn then bằng kiểu I có b = 12; h = 8; t = 4,5; t1 = 3,6; k = 4,4. Chiều dài làm việc của then lấy bằng 0,8  0,9 chiều dài mayơ. a. Tại bánh răng trụ lớn Chiều dài phần mayơ lắp trên trục là .mm5445.2,1d2,1l m  Vậy chiều dài then     494354.9,08,0l.9,08,0l m  , chọn chiều dài then là 45mm. Kiểm nghiệm về sức bền dập theo công thức (7-11)  dxd l.k.d M2   N/mm 2 . Với Nmm258103M x  . d = 45mm. k = 4,4mm. l = 45mm.   2d mm/N100 (bảng 7-20 TKCTM ứng suất mối ghép cố định, tải trọng va đập nhẹ, vật liệu thép 45)  d 2 d mm/N9,57 45.4,4.45 258103.2   . Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo công thức 7-12 (TKCTM)  cxc l.b.d M2   . Với b = 12mm;   2c mm/N87 (bảng 7-21 TKCTM tải trọng va đập nhẹ, vật liệu thép 45) Với đặc tính tải trọng va đập nhẹ ta có :  c 2 c mm/N2,21 45.12.45 258103.2   . Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 33 Then trên thoả mãn yêu cầu. b. Tại mayơ đĩa xích nhỏ Chiều dài phần mayơ lắp trên trục là .mm4840.2,1d2,1l m  Vậy chiều dài then     433848.9,08,0l.9,08,0l m  , chọn chiều dài then là 40mm. Kiểm nghiệm về sức bền dập theo công thức (7-11)  dxd l.k.d M2   N/mm 2 . Với Nmm258103M x  . d = 40mm. k = 4,4mm. l = 40mm.   2d mm/N100 (bảng 7-20 TKCTM ứng suất mối ghép cố định, tải trọng va đập nhẹ, vật liệu thép 45)  d 2 d mm/N3,73 40.4,4.40 258103.2   . Kiểm nghiệm về sức bền cắt theo công thức 7-12 (TKCTM)  cxc l.b.d M2   . Với b = 12mm;   2c mm/N87 (bảng 7-21 TKCTM tải trọng va đập nhẹ, vật liệu thép 45) Với đặc tính tải trọng va đập nhẹ ta có :  c 2 c mm/N9,26 45.12.45 258103.2   . Then trên cũng đảm bảo độ bền. Vậy chọn các then này. Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 34 IV. THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 1. CHỌN Ổ LĂN Trục I và II có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ chặn, còn trục III không có lực dọc trục nên chọn ổ bi đỡ thông thường. 1.1 Chọn ổ cho trục I Dự kiến chọn trước góc o16 (kiểu 36000), bố trí như sơ đồ sau: S A B S A R R B P a1 A B  Hệ số khả năng làm việc được tính theo công thức 8-1 (TKCTM)    3,0nhQC Cbảng Ở đây n = 1450 vòng/phút. h = 315.16.8 = 40320 giờ làm việc.   tntv KKmARKQ  (công thức 8-6 TKCTM). Hệ số m = 1,5 (bảng 8-2 TKCTM). Kt = 1,3 tải trọng va đập, quá tải ngắn hạn đến 150% (bảng 8-3). Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100C (bảng 8-4). Kv = 1 vòng trong của ổ quay (bảng 8-5). N7488,2105,717RRR 222 Ay 2 AxA  . N14209,4329,1351RRR 222 By 2 BxB  . N2792867,0.748.3,1tgR3,1S AA  . N5292867,0.1420.3,1tgR3,1S BB  . Tổng lực dọc trục: N5,3135295,63279SPSA B1aAt  . Như vậy lực At hướng về gối trục bên trái. Do đó chỉ có gối trục bên trái chịu lực dọc trục, tính tải trọng tương đương cho hai gối:   daN4,158N15843,1.5,313.5,1748Q A  . daN6,184N18463,1.1420Q B  . Ta thấy tải trọng gần bằng nhau, nên ta chỉ tính chọn cho gối bên phải và chọn ổ cho gối trục này, còn gối trục kia lấy ổ cùng loại để dễ chế tạo và lắp ghép.   3,040320:1450.6,184C  Tra bảng 8-7 (TKCTM) cho (1450 : 20000)0,3  178 (nửa thời gian phục vụ tiến hành thay mới ổ) Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 35 32860178.6,184C  . Tra bảng 17P (TKCTM), với ổ đỡ chặn cỡ trung, phải tăng đường kính ổ lên thành d = 25mm, lấy ổ có ký hiệu 36305, Cbảng = 34000, đường kính ngoài của ổ D = 62mm, chiều rộng B = 17mm. 1.2 Chọn ổ cho trục II Dự kiến chọn trước góc o16 (kiểu 36000), bố trí như sơ đồ sau:  BA a2 P B R R A S BA S Hệ số khả năng làm việc được tính theo công thức 8-1 cũng tương tự như trên với n = 414,29 vòng/phút.   tntv KKmARKQ  (công thức 8-6 TKCTM). N10394,681,1037RRR 222 Ay 2 AxA  . N14871,5213,1392RRR 222 By 2 BxB  . N3872867,0.1039.3,1tgR3,1S AA  . N5542867,0.1487.3,1tgR3,1S BB  . Tổng lực dọc trục: N3895541,222387SPSA B2aAt  . Như vậy lực At hướng về gối trục bên trái. Do đó chỉ có gối trục bên trái chịu lực dọc trục, tính tải trọng tương đương cho hai gối:     daN9,210N21093,1.389.5,11039KKmARKQ tntvA  . daN3,193N,19333,1.1487KKRKQ tnBvB  . Ta thấy tải trọng gần bằng nhau, nên ta chỉ tính chọn cho gối bên trái và chọn ổ cho gối trục này, còn gối trục kia lấy ổ cùng loại để dễ chế tạo và lắp ghép.     3,03,0 40320:29,414.9,210nhQC  Tra bảng 8-7 (TKCTM) cho (414,29 : 20000)0,3  120 (nửa thời gian phục vụ tiến hành thay mới ổ) 25310120.9,210C  . Tra bảng 17P (TKCTM) với ổ cỡ trung, chọn đường kính ổ d = 25mm, lấy ổ có ký hiệu 36305, Cbảng = 34000, đường kính ngoài của ổ D = 62mm, chiều rộng B = 17mm (cùng loại ổ với trục I thuận lợi khi chế tạo, sử dụng và bảo dưỡng). Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 36 1.3 Chọn ổ cho trục III Sơ đồ bố trí ổ cho trục này là: A R R B A B Hệ số khả năng làm việc được tính tương tự như trên với n = 103,57 vòng/phút N941680650RRR 222 Ay 2 AxA  . N377135931145RRR 222 By 2 BxB  . Như vậy ta chỉ tính chọn cho gối bên phải (B) và chọn ổ cho gối trục này, còn gối trục kia lấy ổ cùng loại. Tính tải trọng tương đương và hệ số C: daN2,490N49023,1.3771KKRKQ tnBvB  .     3,03,0 B 40320:57,103.2,490nhQC  Tra bảng 8-7 (TKCTM) cho (103,57 : 20000)0,3  78 (nửa thời gian phục vụ tiến hành thay mới ổ) 3824078.2,490C  . Tra bảng 14P (TKCTM) với đường kính ổ d = 40mm, ưu tiên chọn ổ cỡ nhẹ (để giảm giá thành và khối lượng cũng như kích thước hộp giảm tốc) nên chọn ổ có ký hiệu 208, Cbảng = 39000, đường kính ngoài của ổ D = 80mm, chiều rộng B = 18mm. 2. CHỌN KIỂU LẮP Ổ Vòng trong của các ổ quay nên vòng trong chịu tải trọng tuần hoàn còn vòng ngoài chịu tải trọng cục bộ. Tra bảng 8-18 TKCTM ta được kiểu lắp ổ vào trục T1ô. 3. CỐ ĐỊNH TRỤC Tuy trong hộp giảm tốc có bộ truyền bánh răng nón, nhưng lực dọc trục sinh ra không lớn lắm nên có thể cố định trục bằng bằng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của ổ bằng các tấm đệm kim loại giữa nắp ổ và thân hộp giảm tốc. Nắp ổ lắp với thân hộp giảm tốc bằng vít, loại này dễ chế tạo và lắp ghép. Nắp ổ được chế tạo bằng gang CЧ 15-32, gồm có nắp ổ kín và nắp ổ thủng để trục xuyên qua. Nắp ổ thủng có thêm lót kín để bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, phoi kim loại và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ làm ổ chong mòn và hàn gỉ. Nắp ổ lấy đường kính ổ lăn làm trục định tâm theo kiểu lắp L1ô hoặc L3ô. Nắp ổ mặt chuẩn có dạng mặt bích, có trụ định tâm đồng thời để cố định ổ lăn. Lót kín cho hai trục này sử dụng vòng bít: làm bằng da, cao su rắn, hoặc chất dẻo. Có thể làm việc ở nhiệt độ (35  90C), độ đảo hướng kính của trục lắp vòng bít không vượt quá 0,05mm. Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 37 2D D1 b HD D Nắp ổ kín Nắp ổ thủng 3.1 Chọn nắp ổ cho trục I Trục I có gắn khớp nối bên ngoài hộp giảm tốc, nên dùng nắp ổ thủng có lót kín. Cấu tạo nắp ổ tra theo bảng 10-10b TKCTM: - Đường kính D = 62mm. - Đường kính các tâm bắt vít D1 = 78mm. Trục này đỡ bánh răng nón nên sử dụng ống lót để dễ dàng thay đổi khoảng cánh dọc trục khi cần điều chỉnh. Sử dụng ống lót làm bằng gang CЧ 15-32, với chiều dày 6,318.2,0  . Lấy 4 mm để đường kính ống lót quy tròn theo trị số tiêu chuẩn là D = 70 mm. Mà đường kính tâm bắt vít của nắp ổ là 78mm nên tại lỗ khoan vít, thành lỗ sẽ rất mỏng. Do đó có thể dùng chung vít bắt của nắp ổ và ống lót, khi đó kết cấu sẽ gọn hơn và khả năng chịu lực lớn hơn. Vậy chọn kích thước mặt bích của ống lót theo mặt bích của nắp ổ với dường kính D = 70mm. Cũng theo bảng 10-10b tìm được: - Đường kính các tâm bắt vít D1 = 90mm. - Đường kính ngoài của bích D2 = 115mm. - Bulông d3 = M8, số lượng 4 con. Chiều dày của vai ống và chiều dày của bích lấy bằng chiều dày của ống lót là 4mm. Tại các mặt bích ngoài và trong vát 2mm với góc 45º. Chọn kiểu lắp trung gian T1 cấp chính xác 2 vì có sự dịch chuyển ống lót theo chiều dọc trục. Lót kín: tra bảng 8-32 TKCTM chọn loại vòng bít có vỏ có các kích thước sau: - d = 18mm. - DH = 40mm. - d1 = 20mm. - b = 10mm. 3.2 Chọn nắp ổ cho trục II Trục này nằm hoàn toàn trong hộp giảm tốc nên dùng nắp ổ kín. Cấu tạo nắp ổ tra theo bảng 10-10b TKCTM: Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 38 - Đường kính D = 62mm. - Đường kính các tâm bắt vít D1 = 78mm. - Đường kính ngoài của bích D2 = 100mm. - Bulông d3 = M6, số lượng 4 con. 3.3 Chọn nắp ổ cho trục III Trục này đưa ra bên ngoài hộp giảm tốc để gắn đĩa xích, nên dùng nắp ổ kín và nắp ổ thủng có lót kín. Hai loại này có đồng kích thước về cấu tạo, chỉ khác là nắp ổ thủng có thêm lót kín. Cấu tạo nắp ổ tra theo bảng 10-10b TKCTM: - Đường kính D = 80mm. - Đường kính các tâm bắt vít D1 = 100mm. - Đường kính ngoài của bích D2 = 125mm. - Bulông d3 = M8, số lượng 4 con. Lót kín: tra bảng 8-31 TKCTM chọn loại vòng bít không có vỏ có các kích thước sau: - d = 40mm. - D = 65mm. - H = 12mm. - D1 = 56mm. - d1 = 39mm. 4. BÔI TRƠN Ổ LĂN Bộ phận ổ có thể bôi trơn bằng phương pháp bắn tóe để hắt dầu trong hộp vào bôi trơn bộ phận ổ vì trong hộp giảm tốc có bánh răng nón lớn có vận tốc vòng đủ cao v = 3,6m/s, nên lấy bánh răng này làm bánh răng cần thiết để đảm bảo dầu có thể bắn tóe lên thành hộp. Phương pháp này có ưu điểm là sử dụng dầu để bôi trơn trong hộp giảm tốc nên có độ ổn định cao hơn, có thể làm việc ở nhiệt độ cao hay thấp, không cần tháo rời bộ phận máy khi thay dầu và điều kiện thoát nhiệt tốt hơn mỡ. Trên thân hộp giảm tốc phải có các rãnh dẫn dầu dẫn dầu dính ở thành trong của hộp chảy vào các rãnh dầu dẫn vào ổ. Sử dụng dầu máy công nghiệp C 45 với độ nhớt 42 – 58 centistốc hay 5 – 7,5 độ Engle. Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 39 V. KHỚP NỐI Trong hộp giảm tốc của hệ thống dẫn động, thường xảy ra hiện tượng va đập, nên dùng nối trục đàn hồi để giảm bớt tải trọng động. Chọn nối trục vòng đàn hồi nhờ cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo và giá rẻ, được dùng khá rộng rãi. Nối trục vòng đàn hồi có cấu tạo tương tự như nối trục đĩa nhưng bulông được thay bằng các chốt có bọc đàn hồi bằng cao su. Vật liệu làm nối trục: Gang CЧ21-40; vật liệu chế tạo chốt: thép 45 thường hóa. Các kích thước của nối trục vòng đàn hồi: Nối trục: - Đường kính trục d = 18mm. - Đường kính ngoài nối trục D = 80mm. - Đường kính chỗ lắp chốt bọc đàn hồi do = 20mm. - Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt 5010208015dDD oo  mm. - Chiều dài nối trục tối đa l = 41mm. - Khe hở c = 1  4mm. Chốt: - Đường kính chốt dc = 10mm. - Chiều dài chốt lc = 19mm. - Ren M8. - Số chốt Z = 4mm. Vòng đàn hồi: - Đường kính ngoài = 19 mm. - Chiều dài toàn bộ lv = 15mm. Kiểm nghiệm ứng suất dập sinh ra giữa chốt với vòng cao su:     2d 2 cvo x d mm/N32mm/N75,1 10.15.50.4 2022.3,1.2 dlZD KM2   . (K: hệ số tải trọng động lấy bằng 1,3 theo bảng 9-1 TKCTM) Kiểm nghiệm ứng suất uốn trong chốt:     2u 2 3 o 3 c cx u mm/N8060mm/N72,24 50.10.4.1,0 19.20220.3,1 DZd1,0 lKM   . Chốt thỏa mãn các điều kiện bền trên, do đó sử dụng nối trục đã chọn. lc d d l o v Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 40 VI. CẤU TẠO VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC 1. VỎ HỘP Chọn vỏ hộp đúc, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường tâm các trục để việc lắp ghép được dễ dàng. Các phần tử cấu tạo vỏ hộp có kích thước như dưới đây (theo bảng 10-9). Chiều dày thành thân hộp: 7,73188.025,03A025,0  . Lấy mm8 do mm8 . Chiều dày thân nắp hộp: 8,63188.02,03A02,0 1  . Lấy mm5,8 1  do mm5,8 1  . Chiều dày mặt bích dưới của thân hộp: mm128.5,15,1b   . Chiều dày mặt bích trên của thân hộp: mm135,8.5,15,1b 11   . Chiều dày mặt đế không có phần lồi: mm198.35,235,2p   . Chiều dày gân của thân hộp:     mm78185,0185,0m  . Chiều dày gân của nắp hộp:     mm85,8185,0185,0m 11  . Đường kính bulông nền: mm1812188.036,012A036,0d n  . Đường kính các bulông khác: - Ở cạnh ổ mm1318.7,0d7,0d n1  . - Ghép nắp vào thân     mm1018.6,05,0d6,05,0d n2  . - Ghép nắp ổ d3 = M6, M8 (tính ở phần nắp ổ). - Ghép nắp cửa thăm     mm618.4,03,0d4,03,0d n4  . Đường kính bulông vòng d: chọn theo trọng lượng hộp giảm tốc. Với khoảng cách trục của hai cấp nón trụ 115188 tra bảng 10-11a và 10-11b (TKCTM) chọn được bulông M12. Số lượng bulông nền: 300200 BL n    Trong đó L – chiều dài hộp, sơ bộ lấy bằng 550mm. L – chiều rộng hộp, sơ bộ lấy bằng 250mm. 4 300200 250550 n     . Lấy thành 5 để dễ bố trí. Khe hở giữa thành trong của hộp và bánh răng mm108.1,11,1a   . Khe hở giữa đáy hộp và bánh răng là mm408.55  . Nắp và thân hộp ghép bằng bulông, trên mặt ghép dùng hai chốt định vị có kích thước d = 5mm; c = 0,8 và l = 40mm (bảng 10-10c). Mặt ghép được gia công để lắp sít, khi lắp không cần đệm lót. Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 41 Để quan sát các chi tiết máy trọng hộp và rót dầu vào hộp, trên đỉnh nắp hộp có làm cửa thăm. Mặt khác trên cửa thăm có nút thông hơi để diều hòa không khí trong và ngoài hộp. Kích thước cửa thăm (bảng 10-12) A = 100mm; B = 75mm; A1 = 150mm; B1 = 100; C = 125mm; k = 87mm; R = 12mm. Kích thước vít M822; số lượng 4 vít. B B AK C 1 1A Để cố định hộp giảm tốc trên bệ máy, ở chân hộp giảm tốc có làm chân đế, mặt chân đế làm thành hai dãy lồi song song và dùng bulông ghép hộp giảm tốc vào bệ máy. Kích thước của bulông chọn theo bảng 10-13 (TKCTM) Dn = 16mm; số bulông là 6. Trên mặt chân đế có làm thêm đường gân dể tăng độ cứng. Trên hộp có nút tháo dầu để thay dầu mới, đáy hộp thường có độ dốc 1  2 về phía lỗ tháo dầu và ngay lỗ tháo dầu làm lõm xuống một ít. Kích thước nút tháo dầu theo bảng 10-14 (TKCTM) có d : M20; b = 15mm; m = 9mm; a = 4mm; f = 3mm; L = 28mm; c = 2,5mm; q = 17,8mm; D1 = 21mm; D = 30mm; S = 22; l = 25,4mm. S l L d D D c 1 Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 42 2. CẤU TẠO CỦA BÁNH RĂNG 2.1 Bánh răng nón nhỏ Bánh răng được chế tạo liền khối, không khoét lõm. 2.2 Bánh răng nón lớn Bánh răng gồm vành răng, mayơ và đĩa trên đó có khoét lõm để giảm trọng lượng. Bánh răng được đặt lệch một bên và có các gân để chịu lực tốt. 2.3 Bánh răng trụ nhỏ Bánh răng được chế tạo liền khối, không khoét lõm. 2.4 Bánh răng trụ lớn Bánh răng gồm vành răng, mayơ và đĩa trên đó có khoét lõm, có dạng đối xứng. Bánh nón nhỏ Bánh nón lớn Bánh trụ nhỏ Bánh trụ lớn Đồ án môn học Chi tiết máy  GVHD: PGS.TS Phạm Phú Lý SVTH: Võ Xuân Đức - Lớp 06N1 - Nhóm 13A Trang 43 VII. BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC Phương pháp bôi trơn bộ phận ổ đã trình bày ở phần tính chọn gối đỡ, nên ở đây chỉ trình bày việc bôi trơn các bộ truyền bánh răng. Do vận tốc không lớn lắm nên chọn phương pháp ngâm các bánh răng trong dầu. Cho dầu ngập răng bánh bị dẫn thứ nhất (bánh nón lớn), thì bánh bị dẫn thứ hai (bánh trụ lớn) bị ngập trong dầu khoảng 45mm nhưng vận tốc nhỏ (v = 1,5m/s) nên công suất tổn hao để khuấy dầu không đáng kể. Còn hai bánh răng còn lại bôi trơn nhờ sự bắn tóe dầu từ bánh răng lớn mang lên. Tra theo bảng 10-17, chọn độ nhớt ở 50C (bánh răng làm bằng thép và có vận tốc vòng 2,5  5m/s) là 80 centistốc hoặc 11 độ Engle và theo bảng 10-20 chọn loại dầu công nghiệp C 45 với độ nhớt 42 – 58 centistốc hay 5 – 7,5 độ Engle. Ta thấy có cùng loại dầu bôi trơn ổ lăn, nên sử dụng phương pháp bôi trơn bánh răng bằng ngâm dầu và bôi trơn ổ bằng bắn tóe là hoàn toàn phù hợp. Để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc, dùng thiết bị mắt chỉ dầu kiểu đèn ló. Cấu tạo của thiết bị này theo hình 10-45 (TKCTM): d = 32mm; D = 60mm; D1 = 49mm; l = 12mm. Vít M6  15.