Đồ án Vấn đề tính toán động học

MỤC LỤC: Phần 1: tính toán động học I -chọn động cơ…………………………………………………………..3 1 -Chọn động cơ điện một chiều……………………………………….3 2 –điều kiện chọn động cơ……………………………………………..5 II-phân phối tỷ số truyền…………………………………………………5 1-xác định tỷ số truyền chung………………………………………….5 2-tính toán cấc thông số hình học……………………………………...6 Phần 2- thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp……8 I-chọn vật liệu …………………………………………………………..8 II-Xác định ứng suất cho phép…………………………………………..8 III-Tính bộ truyền bánh răng côn thẳng……………………………......10 1-Xác định chiều dài côn ngoài……………………………………..10 2-Xác định thông số ăn khớp……………………………………….10 3-kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc……………………………………..11 4-kiểm nghiệm độ bền uốn………………………………………….13 5-kiểm nghiệm về quá tải…………………………………………...14 6-thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh……………………...15 IV- Tính bộ truyền bánh trụ răng nghiêng……………………………..16 1-chọn vật liệu………………………………………………………16 2-Xác định thông số của bộ truyền………………………………….16 3-kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc……………………………………...17 4-kiểm nghiệm độ bền uốn…………………………………………..19 5-kiểm nghiệm về quá tải……………………………………………20 6-thông số và kích thước bộ truyền cấp nhanh……………………...20 7-điều kiện bôi trơn………………………………………………….20 Phần 3-tính toán thiết kế bộ truyền xích…………………21 I-chọn loại xích…………………………………………………….....21 II- Xác định các thông số của xích trong bộ truyền…………………..21 1-Xác định số răng đĩa xích…………………………………………21 2-Xác định bước răng p …………………………………………….21 3-tính sơ bộ khoảng cách trục:………………………………………22 4-Xác định số mắt xích x……………………………………………22 III- Kiểm nghiệm xích về độ bền……………………………………..23 IV -Tính đường kính đĩa xích………………………………………...23 1-Đường kính vòng chia đĩa xích……………………………………23 2-Xác định đường kính đỉnh đĩa xích……………………………….24 3-Xác định đường kính vòng đáy……………………………………24 V - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc…………………………..24 VI - Các lực tác dụng lên trục………………………………………25 Phần IV: Tính toán thiết kế trục………………………….25 I - Chỉ tiêu tính toán…………………………………………………25 II- Trình tự thiết kế…………………………………………………..25 1-Xác định sơ đồ đặt lực………………………………………….26 2-Tính sơ bộ đường kính trục…………………………………….28 3-Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực………..28 4-Tính toán cụ thể………………………………………………...30 Phần V: Tính chọn ổ lăn…………………………………50 I-Tính ổ theo trục 1…………………………………………………50 1-chọn loại ổ lăn………………………………………………...50 2-chọn kích thước ổ lăn a-chọn ổ lăn theo khả năng tải động ..50 b-chọn ổ lăn theo khả năng tải tĩnh….53 II-Tính ổ theo trục 2…………………………………………………53 1-chọn loại ổ lăn…………………………………………………54 2-chọn kích thước ổ lăn a-chọn ổ theo khả năng tải động…….54 b-chọn ổ theo khả năng tải tĩnh…......56 II-Tính ổ theo trục 3…………………………………………………56 1-chọn loại ổ lăn…………………………………………………56 2-chọn kích thước ổ lăn a-chọn ổ theo khả năng tải động……56 b-chọn ổ theo khả năng tải tĩnh……..58 Phần VI:Kết cấu vỏ hộp………………………………..58 I-Vỏ hộp……………………………………………………………..58 1-Tính kết cấu vỏ hộp……………………………………………58 2-Kết cấu bánh răng …………………………………………….58 3-Kết cấu nắp ổ………………………………………………….58 II-Một số chi tiết khác ………………………………………………60 1-Cửa thăm……………………………………………………...60 2-Nút thông hơi…………………………………………………61 3-Nút tháo dầu…………………………………………………..61 4-Kiểm tra tra mức dầu ………………………………………...61 5-Chốt định vị…………………………………………………...61 6-Ống lót và nắp ổ………………………………………………62 7-bulông vòng…………………………………………………..62 Phần VII:Bôi trơn hộp giảm tốc………………………….63 Phần VIII:Xác định và chọn các kiểu lắp………………..64 Phần IX: Tài liệu tham khảo……………………………..67 Phần1: Tính toán động học chọn động cơ Chọn động cơ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế chi tiết máy. Việc chọn động cơ phù hợp có ảnh hưởng rất nhiều đến các công việc sau này. Đặc biệt là bản vẽ chi tiết. 1* Chọn động cơ điện một chiều aXác định công suất đặt trên trục động cơ : Pđc *Điều kiện để chọn công suất động cơ là: Pđc>Pyc Trong đó Pyc=Ptd= với Pct là công suất trên trục công tác *Do bộ truyền có 2 tải đối xứng và sử dụng bộ truyền xích nên ta có Pct= Do lực kéo băng tải 2F=9200 N vận tốc băng tải v=0.45 m/s Vậy Pct==4.14 kw *Hiệu suất truyền động là Với ot hiệu suất ổ trượt ol hiệu suất ổ lăn x hiệu suất bộ truyền xích kn hiệu suất khớp nối brt hiệu suất bánh răng trụ brc hiệu suất bánh răng côn bảng 1 Hiệu suất Số lượng Giá trị 2 0.985 3 0.993 2 0.93 1 0.99 1 0.97 1 0.96 Vậy ta có: = 0.9852*0.9933*0.932*0.99*0.97*0.96 = 0.76 *Hệ số tải trọng tương đương : = <1 Do P tỉ lệ T nên ta có = = = =0.86 từ đó ta có Pyc=Pct*=4.14*=4.68 kw b Xác định tốc bộ đồng bộ của động cơ: nđc ta có nsb=nct*usb *Xác định nct số vòng quay trên trục công tác nct= Trong đó v: vận tốc của tải v=0.45 m/s D: đường kính tang tải D=350 mm nct==24.58 v/ph *Chọn tỉ số truyền sơ bộ usb usbhệ=usbh*usbng usbng tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài Do bộ truyền ngoài là bộ truyền xích nên ta chọn usbng=3 Chọn sơ bộ tỉ số truyền hộp usbh=19 Vậy usbhệ=3*19=57 Khi đó ta có nsb=nct*usbhệ=24.58*57=1401 v/ph 2*** ĐIỀU KIỆN ĐỂ CHỌN ĐỘNG CƠ LÀ *Pđc >Pyc *nđbnsb *Tk/Tdn >Tmm/T1=1.5 Dựa vào bảng P1-3 trang 236 sách “ tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí” tập 1 (TK1) Ta chọn loại động cơ có nđb=1500 v/ph và pyc=4.68 kw bảng 2 Kí hiệu động cơ 4A112M4Y3 Công suất động cơ (kw) 5.5 kw Số vòng quay của động cơ (v/ph) 1425 v/ph Tỷ số Tk/Tdn=2.0 Do Pđc>Pyc & Tk/Tdn>Tmm/T1=1.5 Nên động cơ 4A112M4Y3 thoả mãn yêu cầu Phân phối tỷ số truyền 1* Xác định tỷ số truyền chung uch= nđc/nct ==57.97 lại có uch=uh*ung chọn trước tỷ số truyền của bộ truyền xích là ung=3 suy ra tỷ số truyền uh==19.3 *xác định u1,u2 với u1 là tỷ số truyền của cặp bánh răng côn (cấp nhanh) u2 là tỷ số truyền của cặp bánh răng trụ (cấp chậm) ta chọn Kbe=0.3 bd2=1.2 [K01]= [K02] Ck=1.1 k===12.9 từ đồ thị h3.21(TK1) ta tìm được ta tính lại Ung== 2*Tính toán các thông số hình học Nguyên tắc Pi :tính từ trục công tác về trục động cơ Ni:tính từ trục động cơ đến trục công tác *Tính công suất trên các trục Ta có: Công suất trên trục công tác Pct=4.14 kw Công suất trên trục III là :P3==4.52 kw Công suất trên trục II là :P2=4.69 k w Công suất trên trục I là :P1=5.04 kw Công suất trên trục động cơ là P’đc=5.13 kw *Tính số vòng quay trên các trục Ta có : Số vòng quay của trục động cơ là:nđc =1425 v/ph Số vòng quay của trục I là: n1=nđc=1425 v/ph Số vòng quay của trục II là: n2=303.2 v/ph Số vòng quay của trục III là :n3=73.95 v/ph Số vòng quay của trục công tác là: nct==24.58 v/ph *Tính mômen xoắn trên từng trục Ta có: Trên trục động cơ: Tđc=9.55*106* N.mm Trên trục I là: T1=9.55*106* N.mm Trên trục II là: T2=9.55*106* N.mm Trên trục III là: T3=9.55*106* N.mm Trên trục công tác: Tct=9.55*106* N.mm Vậy ta có bảng sau: trục trục đc Trục I Trục II Trục III Trục Công tác tỷ số truyền Uk=1 U1=4,7 U2=4,1 Ux=3,01 Công suất P kw 5.13 5.04 4.69 4.52/2 4.14 số vòng n v/ph 1425 1425 303.2 73.95 24.58 Momen xoắn T N.mm 34380 33776.8 147722.6 583718.7/2 1608502.8 Phần II: Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp *Số liệu đầu vào P1=5.04 kw P2=4.69 kw n1=1425 v/ph n2=303.2 v/ph uh=19.3 ta đã tìm được u1=4.7 u2=4.1 lh=18000 giờ tải trọng thay đổi theo sơ đồ I - Chọn vật liệu Do không có yêu cầu gì đặc biệt nên theo 6.1 (tr90 TK1) Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=241…285 Có b1=850 Mpa ch1=580 Mpa Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB=192…240 Có b1=750 Mpa ch1=450 Mpa II - Xác định ứng suất cho phép Theo bảng 6.2(tr94 TK1) với thép tôi cải thiện đạt độ rắn HB=180…350 ta có Chọn dộ rắn bánh nhỏ HB1 =245 Chọn dộ rắn bánh nhỏ HB2 =230 Khi đó & lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NHO1=30*HB2.4 =30*2452.4 =1.6*107 NHO2=30*HB2.4 =30*2302.4 =1.39*107 số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE =60c* NHE2 =60c** =60*1*1425/4.7*18000*(13*4/8+0.73*4/8) =21.99*107 >NHO2 Do đó hệ số tuổi thọ KKL2=1 Do NHE2 < NHE1(u2<u1) Suy ra NHE1 > NHO1 do đó KHL1=1 chọn sơ bộ ZR ZV Zxl=1 theo 6.1a ta có [H1]=oHlim1*KHL1/H=560/1.1=109 Mpa [H2]=oHlim2*KHL2/H=530/1.1=481.8 Mpa *với cấp nhanh sử dụng răng thẳng & NHE1 > NHO1 => KHL=1 do đó [H]’=min([H1]; [H2])= [H2]=481.8 Mpa *với cấp chậm sử dụng răng nghiêng Theo 6.12 ta có [H]=1/2*([H1]; [H2])=(509+481.8)/2=495.4 <1.25[H2] Tính ứng suất uốn cho phép Ta có NFE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE =60c* Trong đó mf=6 là bậc của đường cong mỏi ( do HB<350Mpa ) NFE2=60*1*1425/4.7*18000(164/8+0.764/8) =18.3*107 Do NFO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO=4*106 với mọi loại thép NFE2 > NFO => KFL2=1 Do u2 NFE2 NFE1> NFO =>KFL1=1 ứng uốn cho phép : -là hệ số an toàn khi tính về uốn. Theo bảng 6.2[1]/92: =1,75 -là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng -là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất -là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn chọn sơ bộ YR.YS.KxF=1 [F]= oFlim*KFC*KFL/SF với KFC hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải do tải quay 1 chiều nên KFC=1 [F1]=441*1*1/1.75=252 Mpa [F1]=414*1*1/1.75=236.5 Mpa *ứng suất quá tải cho phép [H]max =2.8min (ch1;ch2)=2.8ch2=2.8*450=1260 Mpa [F1]max=0.8ch1=0.8*580=464 Mpa [F1]max=0.8ch2=0.8*450=360 Mpa III – Tính bộ truyền bánh răng côn thẳng 1/ Xác định chiều dài côn ngoài Công thức thiết kế -Theo CT6.52a[1]/110: Trong đó: + là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Với truyền động bánh răng côn răng thẳng có: =0,5.100=50(MPa1/3) + là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng + là hệ số chiều rộng vành răng: .7,chọn =0,25=> +Theo bảng 6.21[1]/111, trục lắp trên ổ đũa ,tra truy hồi ta có: =1,14 Re=50*=137.69 mm 2/ Xác định các thông số ăn khớp: -Số răng bánh nhỏ: de1=2*Re/= tra bảng 6.22[1]/112=>Z1p=15. Với HB<350, Z1=1,6Z1p=1,6.15=24 răng -Đường kính trung bình và mô đun trung bình dm1=(1-0.5Kbe)de1=(1-0.5*0.25)*57.30 =50.14 mm mtm=dm1/Z1=50.14/24=2.09 mm -Xác định mô đun: mte=mtm/(1-0.5Kbe)=2.09/(1-0.5*0.25)=2.39 mm Theo bảng 6.8 lấy theo tiêu chuẩn , do đó: -Ta tính lại dm1 & mtm mtm=mte*(1-0.5Kbe)=2.5(1-0.5*0.25)=2.19 mm vậy Z1=dm1/mtm=50.14/2.19=22.89 lấy Z1=23 răng -Xác định số răng bánh 2 và góc côn chia Z2 = uZ1=4.7*23=108.1 răng chọn Z2=108 răng =arctg(Z1/Z2)= arctg(23/108)=12o1’20” =90o-=77o58’40” Theo bảng 6.20[1]/110, chọn hệ số dịch chỉnh đều x1=0.4,x2= -0,4 -Đường kính trung bình của bánh nhỏ: dm1=Z1*mtm=23*2.19=50.37 mm Chiều dài côn ngoài : Re=0.5*mte*=0.5*2.5*=138.03 mm 3/ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo CT6.58[1]/113: Trong đó: -là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5[1]/94: =274(Mpa1/3) -là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Do xt=x1+x2=0 va do =0 Tra bảng 6.12[1]/104:=1,76 -là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. hệ số trùng khớp ngang =[1.88-3.2(1/23+1/108)]*cos =1.71 Theo 6.59a[1]/113: -là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo CT 6.61[1]/114: +=1,14(theo tính toán phần trên) +=1(bánh răng côn răng thẳng) +=1+ Vận tốc vòng : v= m/s -Theo bảng 6.13[1]/106, chọn cấp chính xác 8. -Theo (6.64) Với =0,006(tra bảng 6.15 trang107 TK1) =56(bảng 6.16) => vậy KHv=1+ =1.22 Trong đó b=Kbe*Re=0.25*138.03=34.51 mm chọn sơ bộ b=35 mm => KH=1.14*1*1.22=1.39 Do đó ta có =476.50 Mpa Ta có - Trong đó : v =3.76m/s<5m/s =1 hệ số ảnh hưởng của vận tốc vòng; chọn cấp chính xác tiếp xúc 7, Ra=0.63…1,25 =1;da <700mm=1 -Như vậy nhưng chênh lệch không nhiều o/o Nên thỏa mãn 4/ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo CT6.66[1]/114: Trong đó: -T1 là mô men xoắn trên bánh chủ động -KF là hệ số tải trọng khi tính về uốn. Theo CT6.67[1]/115: với Kbe = tỉ số -Tra nội suy theo bảng 6.21 trang 133 TK1 ta có: -=1(bánh răng thẳng) -(CT6.68[1]/115) với (6.68a) Tra bảng 6.15[trang 107 TK1] : 6.16[trang 107 TK1] : 56 Thay số Theo trên ta có - là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng =1 -là hệ số dạng răng Với Zv1 =Z1/cos=23/0.978 = 23.5 răng Zv2 =Z2/cos=100/0.208 = 518,5 răng Và x1=0,4, x2=-0,4 Tra bảng 6.18[1]/107=> YF1=3,45; YF2=3,63 Thay số Ta thấy và Như vậy độ bền uốn được đảm bảo. 5/ kiêm nghiệm về quá tải Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kqt==1,5 để tránh biến dạng dư hoặc gẫy giòn lớp bề mặt Theo CT6.48[1]/108: Theo CT6.49[1]/108: Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải. 6/ CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH. Thông số Kí hiệu Công thức Kết quả Chiều dài côn ngoài Chiều rộng vành răng Chiều dài côn trung bình Số răng bánh răng Góc nghiêng bánh răng Hệ số dịch chỉnh Đường kính chia ngoài Góc côn chia Chiều cao răng ngoài Chiều cao đầu răng ngoài Chiều cao chân răng ngoài Đường kính đỉnh răng ngoài Môđun vòng ngoài Tỉ số truyền Re b Rm Z1,Z2 x1,x2 de Re=0,5mte b=KbeRe Rm=Re - 0,5b de1=mteZ1; de2=mteZ2 , với, 138,03(mm) 35(mm) 120,53(mm) Z1=23;Z2=108 00 x1,2=0,4;-0,4(mm) 57,5&270(mm) 12o1’20’’ 77o58’40’’ 5,5mm 3,5mm 1,5mm 2 mm 4 mm 64,35mm 270.62 mm 2,5mm 4,7 IV- Tính bộ truyền bánh răng trụ cấp chậm răng nghiêng 1.Chọn vật liệu Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế nên ta chọn vật liệu của bộ truyền cấp chậm như bộ truyền cấp nhanh. 2.XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN -Theo CT6.15a[1]/94: Trong đó: + là hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5[TK1]/94 được = 43(MPa)1/3 do răng nghiêng + T2 là mô men xoắn trên bánh chủ động, T2 = 147722,6 Nmm + Theo bảng 6.6 [TK1]/95 chọn (bộ truyền không đối xứng) +Theo bảng 6.16[TK1]/95: +Theo bảng 6.7[TK1]/96: theo sơ đồ 5 =1,08 tra theo truy hồi Thay số ta có: Lấy sơ bộ (mm) Xác định các thông số ăn khớp: Theo CT 6.17 [1]/97: Theo bảng tiêu chuẩn 6.8 chọn m = 2,5(mm) Chọn sơ bộ , do đó cos =0,9848. Theo CT6.31[1] số răng bánh nhỏ: . Lấy Z1 = 26 răng Số răng bánh lớn : Z2 = uZ1=4,1.26 = 106,6. Lấy Z2 = 106 răng Tỉ số truyền thực : -Đường kính vòng chia: -Chiều rộng vành răng : -Đường kính đỉnh răng: - Đường kính đáy răng: 3.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN TIẾP XÚC Theo CT6.33[1]/103, ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: Trong đó: -là hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5[1]/94: =274(Mpa1/3) -là hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Theo CT6.34[1]: Theo CT6.35[1]: =13o12’18” Với Do đó : -là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Theo 6.37[1]/103, hệ số trùng khớp d -là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo CT 6.61[1]/114: +=1,08( tính ở trên) + đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw2= Vận tốc vòng : V < 4m/s, tra bảng 6.13[1] chọn cấp chính xác động học là 9 = 1,13 + Với Tra bảng 6.15[TK1]/105 6.16 Thay số : -Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo CT6.1 với v=1,06m/s < 5m/s -với cấp chính xác động học là 9 Ra: 2.5…1.25 nên do đó: ta có o/o Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo. Vậy ta chọn bw=70 mm 4.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ ĐỘ BỀN UỐN (6.43) (6.44) Trong đó: Theo bảng 6.7 với ta có Với v = 1,06(m/s) < 2,5(m/s), tra bảng 6.14[1], cấp chính xác 9 thì . Tra bảng 6.15 6.16 Với Số răng tương đương : Zv1 =Z1/cos3 =26/0,973 =28.49 Zv2 =Z2/cos3 =106/0,973 = 116,14 Với Zv1 = 28 ,Zv2 =116 và hệ số dịch chỉnh x1 = x2 =0, tra bảng 6.18 ta có Ứng suất uốn : Vậy độ bền uốn được thỏa mãn. 5.KIỂM NGHIỆM RĂNG VỀ QUÁ TẢI Theo đầu bài, ta có hệ số quá tải : kqt=1,5 Theo CT6.48[1]/108: Theo CT6.49[1]/108: Như vậy răng thỏa mãn điều kiện về quá tải. 6.CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN Thông số Kết quả Khoảng cách trục Môđun pháp Chiều rộng vành răng Tỉ số truyền Góc nghiêng của răng Số răng bánh răng Hệ số dịch chỉnh Đường kính chia Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng aw = 170mm m = 2,5 mm bw = 70 mm u2 = 4,1 m/s β = 14,07 0 Z1 = 26 , Z2 = 106 x1 = x2 = 0 d1 = 67mm ; d2 = 273mm da1 = 72mm; da2 = 278mm df1 = 60,75mm; df2 = 266,75mm 7-Điều kiện bôi trơn vậy đã thỏa mãn điều kiện bôi trơn PhầnIII: Thiết kế bộ truyền xích Số liệu đầu vào : tỷ số truyền: Ux=3.01 công suất :P3’=P3/2=4.52/2=2.26 kw số vòng quay: n3=73.95 v/ph I - Chọn loại xích Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên ta chọn xích con lăn II - Xác định các thông số của xích trong bộ truyền 1*Xác định số răng đĩa xích Chọn số răng đĩa xích nhỏ: Z1=29 – 2*u=29-2*3.01=22.98 Vậy ta chọn Z1=23 răng Suy ra số răng đĩa xích lớn là Z2=3.01*Z1=3.01*23=69 răng Tỷ số truyền thực Ux=69/23=3 2*Xác định bước răng p *Công suất tính toán: Pt= [P] Ta có với Z1=23 kz=25/Z1=25/23=1.09 hệ số số răng với n01=50 v/ph kn=n01/n1=50/73.95=0.68 hệ số số vòng quay lại có k=ko*ka*kđc*kb*kđ*kc *ko hệ số ảnh hưởng đến cách bố trí bộ truyền do đường nối tâm 2đĩa xích làm với đường ngang 1 góc 30o<60o vậy ko=1 *ka hệ số xét đến chiều dài xích ka=1( do chọn a=40p) *kđc hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích Do xích có dịch chỉnh nên kđc =1 *kb hệ số xét đến điều kiện bôi trơn Bôi trơn định kì trong môi trường có bụi kb=1.3 *kđ hệ số tải trọng động Do có va đập nhẹ nên kđ=1.2 *kc=1.25 tra theo bảng 5.6(tr82 TK1) bộ truyền làm 2 ca *kx hệ số xét đến ảnh hưởng của số dãy xích Có 1 dãy nên kx=1 Vậy k=1*1*1*1.3*1.2*1.25=1.95 Khi đó công suất tính toán Pt=2.26*1.95*1.09*0.68=3.27 kw **TỪ ĐÓ TA CÓ với theo bảng 5.5(tr81 TK1) ta có chọn : bước xích p=31.75 mm công suất cho phép [P]=5.83 kw đường kính chốt dc=9.55 mm chiều dày ống B=24.46 mm ta thấy Pt<[P] nên thoả mãn theo bảng 5.8(tr83 TK1) ta thấy bước xích p<pmax 3*tính sơ bộ khoảng cách trục: a=40p=40*31.75=1270 4*Xác định số mắt xích x Số mắt xích x xác định theo công thức X= =2*40+ + =127.34 Lấy số mắt xích chẵn : x=128 Tính lại khoảng cách trục theo công thức a= 0.25*p*[ x-0.5(Z2+Z1) + a=0.25*31.75*{ 128-0.5(23+69)+ =1280.63 mm Để xích không phải chịu 1 lực căng quá lớn a cần giảm 1 lượng =(0.0020.004)a Ở đây chọn a=0.004a=5.12 mm Vậy ta chọn a=1276 mm Số lần va đập của xích i= ==1 [i]=25 vậy i<[i] nên số liệu đã thoả mãn III - Kiểm nghiệm xích về độ bền Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải va đập trong quá trình làm việc Cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn S S=[S] *Q :tải trọng phá huỷ Tra bảng 5.2(tr 78 TK1) Q=88.5 kN *Kđ hệ số tải trọng động Do Tmm/T1=1.5 nên ta có Kđ=1.2 *Ft lực vòng Ft= với v=Z1*p*n3/60000==0.9 m/s Ft==2511.11 N *Fv lực căng do lực li tâm gây ra Fv=q*v2 q khối lượng 1 met xích(tra bảng 5.2) q=3.8 kg => Fv=3.8*0.92=3.1 N *Fo lực căng do trọng lượng nhánh xích bị dẫn gây ra Fo=9.81*kf*q*a Kf hệ số phụ thuộc độ võng f của xích & vị trí bộ truyền Do bộ truyền nghiêng góc 30o => kf=4 => Fo=9.81*4*3.8*1.276=190.27 N => S==27.6 Theo bảng 5.10 (tr86 TK1) ta có n01=50 v/ph => [S]=7 vậy S>[S] bộ truyền xích đảm bảo đủ bền IV - Tính đường kính đĩa xích 1*Đường kính vòng chia đĩa xích d1=p/sin(/Z1)=31.75/sin(/23)=233.17 mm d2=p/sin(/Z2)=31.75/sin(/69)=697.59 mm 2*Xác định đường kính đỉnh đĩa xích da1=P(0.5+cotg(/Z1))=31.75(0.5+cotg180/23)=246.87 mm da2=P(0.5+cotg(/Z2))=31.75(0.5+cotg180/69)=712.73 mm 3*Xác định đường kính vòng đáy df1=d1-2*r với r = 0.5025d1+0.05 d1 đường kính con lăn: tra theo bảng 5.2 (tr 78 TK1) d1=18.05 mm r =0.5025*d1+0.05=0.5025*19.05+0.05=9.623 mm df1=d1-2*r=233.17-2*9.623=213.92 mm df2=d2-2*r=697.59-2*9.623=678.34 mm V - Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện sau: H=0.47*<[H] [H] ứng suất tiếp xúc cho phép Ft =2511.11 N Fvd lực va đập trên m dãy xích: m=1 Fvđ=13*10-7n3*p3*m=13*10-7*73.95*31.953*1=2.37 N Kr hệ số ảnh hưởng đến số răng đĩa xích Kr1=0.44(do Z1=23 tra theo trang 59 TK1) Kr2=0.20(do Z1=69 tra theo trang 59 TK1) Kđ =1.2 E modun đàn hồi E=2.1*105 (Mpa) A diện chiếu của bản lề Tra bảng 5.12 TK1 => A=262 mm2 => H1=0.47=442.5 Mpa H2=0.47=298.3 Mpa với H1=442.5 Mpa tra bảng 5.11 ta thấy thép tôi cải thiện đạt HB210 sẽ đạt ứng suất tiếp xúc cho phép [H1]=600 Mpa đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa 1 với H2 =298.3Mpa dung thép tôi cải thiện đạt HB170 đạt [H2]=500 Mpa để chế tạo đĩa xích lớn thoả mãn độ bền uốn VI - Các lực tác dụng lên trục Do không có yêu cầu lực căng ban đầu do đó lực căng trên nhánh chủ động F1 & bị động F2 chỉ bằng F1=Ft+F2 F2=F0+Fv Trong đó Fv lực căng do lực li tâm gây ra Fv=q*v2 Do có thẻ bỏ qua F0 &Fv lực tác dụng lên trục được tính theo Fr=kx*Ft Có Ft=2511.11 N kx hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích kx=1.15 do bộ truyền nghiêng góc 30o <40o Fr=1.15*2511.11=2887.78 (N) phần IV: Tính toán thiết kế trục I - Chỉ tiêu tính toán Chỉ tiêu tính toán trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi II- Trình tự thiết kế 1Xác định sơ đồ đặt lực bản vẽ phác thảo hộp giảm tốc 2-TÍNH SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH TRỤC Theo công thức 10.9[1]/186 ta có . Trong đó: T là momen xoắn, Nmm [τ] là ứng suất xoắn cho phép, Mpa. Chọn [τ] = 15 Mpa Đối với động cơ 4A112M4Y3 tra phụ lục P1.7 ta có dđc = 32(mm) Đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động cơ thì đường kính này tối thiểu phải bằng (0,8...1,2)dđc -Trục 1: chọn d1= 30(mm) Tra bảng 10.2[1]/187, chiều rộng ổ lăn b01 = 19(mm) -Trục 2 : .Chọn d2 = 40(mm) Tra bảng 10.2[1]/187, chiều rộng ổ lăn b02 = 23(mm) -Trục 3 : . Chọn d3 = 50(mm) Tra bảng 10.2, b03 = 27(mm) 3.XÁC ĐỊNH KHOẢNG CÁCH GIỮA CÁC GỐI ĐỠ VÀ ĐIỂM ĐẶT LỰC Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ , khe hở cần thiết và các yếu tố khác. -Chiều rộng mayơ ở nửa khớp nối, ở đây là nối trục đàn hồi nên: l= (1,42,5) d1= (1,42,5).30 (mm) Chọn lm12 = 50mm -Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn: l=(1,21,4)d=(1,21,4).40 (mm) Chọn l = 65mm -Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ: lm13=(1,21,4)d1 = (1,21,4).35 (mm) Chọn lm13 = 50mm -Chiều dài mayơ bánh răng nghiêng nhỏ: lm22=(1,21,5)d2 = (1,21,5).40 = 4860 (mm) Chọn lm22 = 50mm -Chiều dài mayơ bánh răng nghiêng lớn: lm32 =(1,21,5)d3 = (1,21,5).50 = 6090 (mm) Chọn lm32 = 70mm -Chiều dài mayơ đĩa xích : lm33 =(1,21,5)d3 = (1,21,5).50 = 6090 (mm) Chọn lm33 = 70mm +Tra bảng 10.3 k1 = 12; k2 = 8 +k3 là khoảng cách từ mặt cạnh của các chi tiết quay đến nắp ổ. Tra bảng 10.3[TK1]/187 : k3 =15mm Khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục: Theo các CT[1]/189 – bảng 10.4 ta có: -Trục 1: Lấy l11 = 80mm -Trong đó: hn là chiều cao nắp ổ và đầu bulông. Tra bảng 10.3 :hn = 18mm +lc12 là khoảng cách côngsôn lc12 = 0,5(50+19)+ 15 +15=64,5 l12 = lc12 = -64.5(mm) l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 +0,5(b0 – b13.cosδ1) -Trong đó: +b13 = bw =35(mm) là chiều rộng vành răng l13 = 80 +12 +8 + 50 + 0,5(19 – 35cos1201’20”) = 142.4 mm -Trục 2: -Trục 3: l32=0.5(lm32+b03)+20=68,5 mm l33=l31+lc33=210+78.5=288.5 mm 4 TÍNH TOÁN CỤ THỂ a.LỰC TÁC DỤNG LÊN BÁNH RĂNG CÔN Trong đó: -dm1 là đường kính trung bình của bánh nhỏ - là góc ăn khớp : - là góc côn chia bánh nhỏ b.LỰC TÁC DỤNG LÊN BÁNH RĂNG NGHIÊNG Theo CT10.1[1]/182 ta có: c.LỰC TỪ KHỚP NỐI TÁC DỤNG LÊN TRỤC Trong đó Dt là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt (nối trục vòng đàn hồi). Tra bảng 15.10[TK2]/67 : Dt = 65 d.LỨC TÁC DỤNG TỪ BỘ TRUYỀN XÍCH Trong đó Fr = Fxích = 2887,78(đã tính ở bộ truyền xích) là góc nghiêng của đường nối tâm bộ truyền ngoài = 300 Đối với trục I 1-Tính lực *Mômen uốn tại các mặt cắt nguy hiểm mặt cắt 1_1: Mx=0 My=Fk.l12=260.64,5=16770 N.mm mặt cắt 2_2:Mx=Y1.l11=338,8.80=27104 N.mm My=Ft1.(l13-l11) =1341,15(142,4-80)=83687.76 N.mm mặt cắt 3_3:Mx=Fa1.dm1/2=2687,24 N.mm My=0 ** ta có biểu đồ mômen 2-Tính chính xác trục Kiểm tra tại các mặt cắt nguy hiểm Theo các CT10.15 và 10.16[1]/192 ta có: Tại tiết diện 1_1: Tại tiết diện2_2: tại mặt lắp bánh răng côn M3n=M3x2+M3y2=2687.242 Mtd= Vậy mặt cắt nguy hiểm nhất là mặt cắt 2_2 Nên ta tính đường kính trục theo tiết diện đó d1= []=63 tra bảng10.5(TK1)/195 vậy chọn theo tiêu chuẩn d1=25 mm 3- KiÓm nghiÖm trôc theo hÖ sè an toµn Ta kiÓm nghiÖm theo c«ng thøc : trong ®ã: , S_ HÖ sè an toµn chØ xÐt riªng øng suÊt ph¸p vµ øng suÊt tiÕp, ®­îc x¸c ®Þnh theo c«ng thøc : ThÐp c¸c bon => -1 = 0,436.b = 0,436.600 = 261,6(MPa) -1 = 0,25.b = 0,25.600 = 150(MPa) a,m, a, m _Biªn ®é vµ gi¸ trÞ trung b×nh cña c¸c øng suÊt. ta cã: max = u = trôc quay => min = - max => Trôc lµm viÖc 1 chiÒu => => k, k _HÖ sè tËp trung øn suÊt thùc tÕ, tra b¶ng , víi trôc cã r·nh then, dao phay ngãn ta cã: k = 1,76; k = 1,54. _ hÖ sè ¶nh h­ëng cña kÝch th­íc trôc, tra b¶ng ta ®­îc: Tra b¶ng , víi kiÓu l¾p k6 ta ®­îc: => ta chän ®Ó tÝnh to¸n. _ HÖ sè xÐt ®Õn c«ng nghÖ t¨ng bÒn bÒ mÆt, do bÒ mÆt kh«ng ®­îc t¨ng bÒn => = 1 _ HÖ sè kÓ ®Õn ¶nh h­ëng cña trÞ sã øng suÊt trung b×nh ®Õn®é bÒn mái, thÐp c¸c bon => Tõ ®ã ta cã: Vµ: Nh­ vËy hÖ sè an toµn t¹i tiÕt diÖn nguy hiÓm nhÊt lín h¬n tri sè cho phÐp. Ta chän ®­êng kÝnh trôc t¹i chç l¾p æ bi lµ: do1 = 25 mm T¹i chç l¾p B¸nh r¨ng c«n lµ: d1 = 20 mm T¹i khíp nèi lµ: dkn = 20 mm. 4- Chän then l¾p ghÐp gi÷a trôc víi b¸nh r¨ng vµ khíp nèi Víi ®­êng kÝnh trôc d = 20 mm, ta chon then b»ng cã: b = 6; h = 6; t1 = 3,5; t2 = 2,8 - ChiÒu dµi then: lt = 0,8.lm13 = 0,8.50 = 40(mm) - KiÓm tra ®iÒu khiÖn bÒn dËp vµ c¾t theo c«ng thøc : Ta cã: tra b¶ng => [d] = 150(MPa) => Tho¶ m·n ®iÒu khiÖn bÒn dËp. [c] = (60 ¸ 90) MPa => c §iÒu kiÖn bÒn c¾t ®­îc ®¶m b¶o. 5-Ta cã biÓu ®å m«men nh­ sau: *Đối với trục 2 1/ TÍNH CÁC PHẢN LỰC VÀ VẼ BIỂU ĐỒ MÔ MEN Thay số vào ta có **Mômen uốn tại các mặt cắt nguy hiểm -mặt cắt 1_1: mặt cắt bánh răng côn do X3 &Y3 gây nên M« men tËp trung: + MÆt c¾t 2-2: T¹i chæ l¾p BR trô - M« men xo¾n trªn trôc: T2 = 147722,6 N.mm 2. TÝnh chÝnh x¸c trôc - KiÓm tra c¸c tiÕt diÖn nguy hiÓm: + T¹i mÆt c¾t 1-1: + T¹i mÆt c¾t 2-2: => MÆt c¾t nguy hiÓm nhÊt lµ m¸t c¾t 2-2(chç l¾p BR trô), ®­êng kÝnh trôc t¹i ®ã lµ: Theo tiªu chuÈn ta chän: d1 = 35(mm) ®­êng kÝnh t¹i chç l¾p æ l¨n lµ dol=30 mm 3. KiÓm nghiÖm trôc theo hÖ sè an toµn Ta kiÓm nghiÖm theo c«ng thøc : trong ®ã: s, s _ HÖ sè an toµn chØ xÐt riªng øng suÊt ph¸p vµ øng suÊt tiÕp, ®­îc x¸c ®Þnh theo c«ng thøc : ThÐp c¸c bon => -1 = 0,43. b = 0,43.600 = 258(MPa) -1 = 0,25. b = 0,25.600 = 150(MPa) a, m, a, m _Biªn ®é vµ gi¸ trÞ trung b×nh cña c¸c øng suÊt. ta cã: max = u = trôc quay => min = - max => Trôc lµm viÖc 1 chiÒu => => k, k _HÖ sè tËp trung øn suÊt thùc tÕ, tra b¶ng , víi trôc cã r·nh then, dao phay ngãn ta cã: k = 1,46; k = 1,54. _ hÖ sè ¶nh h­ëng cña kÝch th­íc trôc, tra b¶ng ta ®­îc: Tra b¶ng , víi kiÓu l¾p k6 ta ®­îc: => ta chän ®Ó tÝnh to¸n. _ HÖ sè xÐt ®Õn c«ng nghÖ t¨ng bÒn bÒ mÆt, do bÒ mÆt kh«ng ®­îc t¨ng bÒn => = 1 _ HÖ sè kÓ ®Õn ¶nh h­ëng cña trÞ sã øng suÊt trung b×nh ®Õn®é bÒn mái, thÐp c¸c bon => Tõ ®ã ta cã: Vµ: Nh­ vËy hÖ sè an toµn t¹i tiÕt diÖn nguy hiÓm nhÊt lín h¬n tri sè cho phÐp. Ta chän ®­êng kÝnh trôc t¹i chç l¾p b¸nh r¨ng lµ: d2 = 35mm T¹i chç l¾p æ bi lµ: d02 = 30 mm. 4/ Chän then l¾p ghÐp gi÷a trôc víi b¸nh r¨ng Víi ®­êng kÝnh trôc d = 35mm, ta chon then b»ng cã: b = 10; h = 8; t1 = 5; t2 = 3,3 - ChiÒu dµi then: T¹i chç l¾p BR c«n: lt = 0,8.lm23 = 0,8.65 =52(mm) T¹i chç l¾p BR trô: lt = 0,8.lm22 = 0,8.50 =40(mm) - KiÓm tra ®iÒu khiÖn bÒn dËp vµ c¾t theo c«ng thøc : T¹i chç l¾p BR c«n: Ta cã: tra b¶ng => [d] = 150(MPa) => Tho¶ m·n ®iÒu khiÖn bÒn dËp. [c] = (60 ¸ 90) MPa => c < [c] => §iÒu kiÖn bÒn c¾t ®­îc ®¶m b¶o. T¹i chç l¾p BR trô: Ta cã: tra b¶ng => [d] = 150(MPa) => Tho¶ m·n ®iÒu khiÖn bÒn dËp. [c] = (60 ¸ 90) MPa => c §iÒu kiÖn bÒn c¾t ®­îc ®¶m b¶o. 5-Ta cã biÓu ®å m«men nh­ sau: *tÝnh trôc III 1-ta cã ph­¬ng tr×nh sau ó - M« men uèn t¹i c¸c mÆt c¾t nguy hiÓm: + MÆt c¾t 1-1: + MÆt c¾t 2-2: T¹i chæ l¾p BR trô + MÆt c¾t 3-3: - M« men xo¾n trªn trôc: T3 =583718,7 N.mm 2. TÝnh chÝnh x¸c trôc - KiÓm tra c¸c tiÕt diÖn nguy hiÓm: + T¹i mÆt c¾t 1-1: + T¹i mÆt c¾t 2-2: + T¹i mÆt c¾t 3-3: => MÆt c¾t nguy hiÓm nhÊt lµ m¸t c¾t 2-2(chç l¾p BR), ®­êng kÝnh trôc t¹i ®ã lµ: Theo tiªu chuÈn ta chän: d1 = 50(mm) 3. KiÓm nghiÖm trôc theo hÖ sè an toµn Ta kiÓm nghiÖm theo c«ng thøc : trong ®ã: s, s_ HÖ sè an toµn chØ xÐt riªng øng suÊt ph¸p vµ øng suÊt tiÕp, ®­îc x¸c ®Þnh theo c«ng thøc : ThÐp c¸c bon => -1 = 0,43. b = 0,43.600 = 258(MPa) -1 = 0,25. b = 0,25.600 = 150(MPa) a, m, a, m _Biªn ®é vµ gi¸ trÞ trung b×nh cña c¸c øng suÊt. ta cã: max = u = trôc quay => min = - max => Trôc lµm viÖc 1 chiÒu => => k, k _HÖ sè tËp trung øn suÊt thùc tÕ, tra b¶ng , víi trôc cã r·nh then, dao phay ngãn ta cã: k = 1,46; k = 1,54. _ hÖ sè ¶nh h­ëng cña kÝch th­íc trôc, tra b¶ng ta ®­îc: Tra b¶ng , víi kiÓu l¾p k6 ta ®­îc: => ta chän ®Ó tÝnh to¸n. _ HÖ sè xÐt ®Õn c«ng nghÖ t¨ng bÒn bÒ mÆt, do bÒ mÆt kh«ng ®­îc t¨ng bÒn => = 1 _ HÖ sè kÓ ®Õn ¶nh h­ëng cña trÞ sã øng suÊt trung b×nh ®Õn®é bÒn mái, thÐp c¸c bon => Tõ ®ã ta cã: Vµ: Nh­ vËy hÖ sè an toµn t¹i tiÕt diÖn nguy hiÓm nhÊt tuy lín h¬n tri sè cho phÐp nh­ng nÕu chän d=45 mm th× do bé truyÒn ra chÞu 2 xÝch t¶i cã m«men rÊt lín vµ kh«ng tháa m·n ®iÒu kiÖn vÒ hÖ sè an toµn VËy Ta chän ®­êng kÝnh trôc t¹i chç l¾p b¸nh r¨ng lµ: d3 = 50 mm T¹i chç l¾p æ bi lµ: d02 = 45 mm. T¹i chç l¾p ®Üa xÝch lµ: dx = 40 mm. 4. Chän then l¾p ghÐp gi÷a trôc víi b¸nh r¨ng vµ ®Üa xÝch + T¹i chç l¾p B¸nh r¨ng: Víi ®­êng kÝnh trôc d = 50m, ta chän then b»ng cã: b = 14; h = 9; t1 = 5,5; t2 = 3,8 - ChiÒu dµi then: lt = 0,8.lm32 = 0,8.70= 56(mm) - KiÓm tra ®iÒu khiÖn bÒn dËp vµ c¾t theo c«ng thøc : Ta cã: tra b¶ng => [d] = 150(MPa) => Tho¶ m·n ®iÒu khiÖn bÒn dËp. [c] = (60 ¸ 90) MPa => c §iÒu kiÖn bÒn c¾t ®­îc ®¶m b¶o. + T¹i chç l¾p ®Üa xÝch:Víi ®­êng kÝnh trôc d = 40mm, ta chän then b»ng cã: b = 12; h = 8; t1 = 5; t2 = 3,3 - ChiÒu dµi then: lt = 0,8.lm33 = 0,8.70 = 56(mm) - KiÓm tra ®iÒu khiÖn bÒn dËp vµ c¾t theo c«ng thøc : Ta cã: tra b¶ng => [d] = 150(MPa) do ®ã ®Ó tháa m·n diÒu kiÖn bÒn dËp ta lµm 2 then ®èi xøng nhau khi ®ã mçi then chÞu 1 m«men xo¾n la 0,75T3=437789 Nmm khi ®ã : VËy ®· tháa m·n ®iÒu kiÖn bÒn dËp [c] = (60 ¸ 90) MPa => c §iÒu kiÖn bÒn c¾t ®­îc ®¶m b¶o. Vậy ta có sơ đồ mô men sau: phần V – Tính chọn ổ lăn Vì ổ lăn có nhiều ưu điểm như: mô men ma sát nhỏ, mô men mở máy nhỏ, chăm sóc và bôi trơn đơn giản, thuận tiện sửa chữa và thay thế(ổ lăn là chi tiết được tiêu chuẩn) nên ổ lăn được dùng khá phổ biến. I.TÍNH Ổ THEO TRỤC 1 1.CHỌN LOẠI Ổ LĂN -Ta chọn loại ổ đũa côn cho các gối đỡ 0 và 1. -Vì hệ thống các ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường(0) và có độ đảo hướng tâm 20, giá thành tương đối 1. 2.CHỌN KÍCH THƯỚC Ổ LĂN Kích thước ổ lăn được chọn theo 2 chỉ tiêu: -Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ bề mặt làm việc -Khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư a.CHỌN Ổ THEO KHẢ NĂNG TẢI ĐỘNG **ta tính khi đảo chiều Fk ta có hệ phương trình sau: Fr1= Fr2= Ta thấy so với trường hợp trên thì Fr1 Fr2 nhỏ hơn Nên ta chọn Fk chiều như cũ *chọn loại ổ Do trục1 lắp bánh răng côn: nên trục cần thẳng không được nghiêng vì nếu không sẽ lam lệch đỉnh côn chia => không ăn khớp được để tăng cường độ cứng vũng cho bánh răng côn ta chọn ổ đũa côn do đường kính dol=25 mm theo bảng P2.11(tr 261 TK1) ta chọn ổ đũa côn 1 dãy cơ trung có kí hiệu 7305 ta có C=29,60 kN Co=20,9kN =13,5o C= Q Trong đó : Q là tải trọng quy ước,kN L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ổ đũa: m=10/3 Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, suy ra từ CT11.2[1]/211 ta có : (triệu vòng) Với Lh =18000(h) n= 1425(vg/ph) là số vòng quay của trục 1. Xác định tải trọng động quy ước Theo CT11.3[1]/212 : Trong đó: -và là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục,kN -V là hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V=1 -Kt là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, Kt =1(to <100o) -Kd là hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3 với đặc tính làm việc êm : Kd =1 -X là hệ số tải trọng hướng tâm -Y là hệ số tải trọng dọc trục Phản lực hướng tâm trên các ổ là : e :hệ số thực nghiệm e=1.5 tg=0,36 Lực dọc trục(theo CT11.7[1]/215): Dựa vào bảng 11.5 và theo sơ đồ trục 1 như trên ta có: = 813,41 +106,7 = 920,11(N) = 464,11 – 106,7 = 357,41(N) Vì 813,41(N) Tính tỉ số : Tra bảng 11.4[1]/214 Tải trọng quy ước trên ổ 0 và ổ 1 là: chọn Kd=1.1 do va đập nhẹ va nhiệt độ <105o nên kt=1 = (0,4.1.1553,25 + 1,67.920,11).1,1.1 =2373,7(N) = (1.1.2722,25 + 0).1,1.1 = 2994,5(N) Như vậy chỉ cần tính cho ổ 1 là ổ chịu lực lớn hơn :Q1 = 2994,5(N) Tải trọng tương đương: QE = = (N) ≈24 (kN) Như vậy ổ lăn đã chọn thỏa mãn khả năng tải động b.CHỌN Ổ THEO KHẢ NĂNG TẢI TĨNH Nhằm tránh biến dạng dư ta tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh. Theo CT11.18[1]/219 : Tra bảng 11.6[1]/219, với ổ đũa côn : X0 = 0,5 ; Theo CT11.19 và CT11.20 ta có: Với ổ 0 ta có : = 0,5. 1553,25 + 0,916.920,11 = 1619,78 > < Co = 20,9(kN) Với ổ 1 ta có : = 0,5.2722,25 + 0,916.813,41 = 2106,21< < Co = 20,9(kN) Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. II.TÍNH Ổ THEO TRỤC 2 1.CHỌN LOẠI Ổ LĂN -Ta chọn loại ổ đũa côn cho các gối đỡ 0 và 1. -Vì hệ thống các ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường(0) và có độ đảo hướng tâm 20, giá thành tương đối 1. 2.CHỌN KÍCH THƯỚC Ổ LĂN a.CHỌN Ổ THEO KHẢ NĂNG TẢI ĐỘNG -Đường kính dol=30(mm), -Tra bảng phụ lục P2.11[1]/256, với cỡ trung ta chọn được ổ đũa côn 1dãy có kí hiệu 7306 có: Co = 29,9(kN); C = 40,0(kN); Số vòng quay của trục 2 : n = 303,2(vg/ph) C= Q Tuổi thọ : (triệu vòng) Tải trọng động quy ước : Với V=1; Kt =1; Kd=1,1; Ta xác định X,Y : Lực hướng tâm: Lực dọc trục do lực hướng tâm gây ra: Theo các CT trong bảng 11.5: Vì: Tính tỉ số : Tra bảng 11.4[1]/214 Tải trọng quy ước trên ổ 0 và ổ 1 là: = (0,4.1.2112,27+ 1,67.2744,5).1,1.1 = 5971(N) = (1.1.3870,36 + 0).1,1.1 = 4257,40(N) Như vậy chỉ cần tính cho ổ 0 là ổ chịu lực lớn hơn :Q0 = 5971 (N) Tải trọng tương đương: QE = = (N) Cd < C, nhưng chênh lệch không nhiều (<50o/o)nên ổ đã chọn là thỏa mãn b.CHỌN Ổ THEO KHẢ NĂNG TẢI TĨNH Theo CT11.18[1]/219 : Tra bảng 11.6[1]/219, với ổ đũa côn : X0 = 0,5 ; Theo CT11.19 và CT11.20 ta có: Với ổ 0 ta có : = 0,5. 2112,27 + 0,916.2744,5 = 2571,1> < Co = 29,9(kN) Với ổ 1 ta có : = 0,5.3870,36 + 0,916.1156,46 = 2994,5< < Co = 29,9(kN) Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. III.TÍNH Ổ THEO TRỤC 3 1.CHỌN LOẠI Ổ LĂN Lực hướng tâm tại ổ lăn: Trục 3 chịu tải trọng dọc trục Fa4 = 1110,6(N) có dol=45mm vậy ta chọn ổ bi đỡchặn cỡ nhẹ hẹp có kí hiệu 36209 có C=32.3kN Co=25.0kN =12o 2.CHỌN KÍCH THƯỚC Ổ LĂN a.CHỌN Ổ THEO KHẢ NĂNG TẢI ĐỘNG Số vòng quay của trục 3 : n = 73.95(vg/ph) C= Q Tuổi thọ : (triệu vòng) Tải trọng động quy ước : Với V=1; Kt =1; Kd=1,1; Ta xác định X,Y : Ta có lực dọc trục Fa4 = 1110,6(N) Tra bảng 11.4[1]/213 ta được e = 0,37 lực dọc trục Fa0=Fs1-Fat=2295,45-1110,6=1184,8N<Fso Nên Fa0=1371,42N Fa1=Fs0+Fat=1371,42+1110,6=2482,02N>Fs1 Do đó Fa1 =2482,02N Tỉ số : X1=1; Y1=0 (bảng 11.4[1]/213) Tải trọng quy ước trên ổ 0 và ổ 1 là: = (1.1.3706,55+0).1,1.1 = 4077,21(N) = (0,45.1.6203,93 + 1,46.1110,6).1,1.1 = 4854,57(N) Như vậy chỉ cần tính cho ổ 1 là ổ chịu lực lớn hơn :Q1 = 4854,57(N) Tải trọng tương đương: QE = = => Như vậy ổ lăn đã chọn thỏa mãn khả năng tải động b.CHỌN Ổ THEO KHẢ NĂNG TẢI TĨNH Theo CT11.18[1]/219 : Tra bảng 11.6[1]/221, với ổ bi đỡ chăn :v à =12 X0 = 0,5 ; Y0 =0,47 Theo CT11.19 và CT11.20 ta có: Với ổ 0 ta có : = 0,5. 3706,55 + 0,47.1110,6 = 2375,26< < Co = 25,0(kN) Với ổ 1 ta có : = 0,5.6203,93+ 0,47.1110,6= 3623,95 < < Co = 25,0(kN) Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. PHẦN 5: KẾT CẤU VỎ HỘP I.VỎ HỘP 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 có kí hiệu là GX15-32. Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục. 2.KẾT CẤU BÁNH RĂNG Chọn phương pháp rèn hoặc dập để chế tạo phôi bánh răng, vật liệu là thép C45. 3.KẾT CẤU NẮP Ổ Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32. Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày:-Thân hộp d Nắp hộp d1 Chọn d = 8mm Chọn δ1 = 8mm Gân: Chiều dày gân e Chiều cao gân h Độ dốc Chọn e = 7mm (mm), chọn h= 50mm Khoảng 20 Đường kính : Bulông nền, d1 Bulông cạnh ổ,d2 Bulông ghép bích nắp và thân,d3 Vít ghép nắp ổ, d4 Vít ghép nắp cửa thăm, d5 =0,04.170 + 10 = 16,8>12 Chọn d1 =16mm, chọn bulông M16. d2=0,8d1 = 0,8.16= 12,8(mm), chọn d2=12mm và chọn bulông M12 d3 = (0,8¸ 0,9).d2 =9,6-10,8(mm) Þ chọn d3 = 10 và chọn bulông M10 d4 = (0,6 ¸ 0,7)d2=(0,6 ¸ 0,7)12 = 7,2-8,4(mm) Chọn d4 = 8mm và chọn vít M8 d5 =( 0,5 ¸ 0,6)d2=( 0,5 ¸ 0,6)12= 6-7,2(mm) Chọn d5 = 8mm và chọn vít M8 Mặt bích ghép nắp và thân: -Chiều dày bích thân hộp, S3 -Chiều dày bích nắp hộp, S4 -Bề rộng bích nắp hộp, K3 S3 =(1,4-1,8)d3 = (1,4-1,8)10 = 14 – 18(mm) Chọn S3 = 16mm S4 = ( 0,9 ¸ 1) S3 =( 0,9 ¸ 1)15 = 13,5-15(mm) Chọn S4 = 16mm = (22+18 + 4) – 4 = 35(mm) Với =37.8->39.8 Mặt đế: -Chiều dày khi không có phần lồi S1 -Bề rộng mặt đế hộp và q S1 = (1,3 ¸ 1,5) d1=(1,3 ¸ 1,5)16 = 20,8-24(mm) Chọn S1 = 23mm K1 » 3.d1»3.16 = 48(mm) q³ k1 + 2.d = 48 +2.8 = 64 mm Khe hở giữa các chi tiết -Giữa bánh răng và thành trong hộp -Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp -Giữa mặt bên các bánh răng với nhau D ³ ( 1..1,2).d = (1..1,2)8 = 8..9,6 mm Chọn D = 9mm D1 = (3…5). d = (3…5).8 = 24…40 mm Chọn D1 = 25 [mm] D2 > d =8, lấy D2 =9 mm Số lượng bu lông trên nền, Z Z = ( L + B ) / ( 200 ¸ 300) » 600+200/ 200; chọn Z = 6 Sơ bộ chọn L=600, B=200(L,B:chiều dài và rộng của hộp. II.MỘT SỐ CHI TIẾT KHÁC 1.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 lắp cửa thăm. Dựa vào bảng 17-5[2]/90 ta chọn kích thước của cửa thăm như hình vẽ: 2.NÚT THÔNG HƠI Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm(hình vẽ nắp cửa thăm). Theo bảng 17-6[2]/91 ta chọn các kích thước của nút thông hơi như sau: A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 3.NÚT THÁO DẦU Sau 1 thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất, do đó phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu. Lúc làm việc lỗ được bít kín bằng nút tháo dầu. Dựa vào bảng 17-7[2] ta chọn nút tháo dầu có kích thước như hình vẽ. 23 12 11 19,6 M16 17 26 4.KIỂM TRA MỨC DẦU Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu, que thăm dầu có kết cấu và kích thước như hình vẽ. 30 F18 F12 F6 6 12 5.CHỐT ĐỊNH VỊ Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các 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. 6.ỐNG LÓT VÀ NẮP Ổ Ống lót được dùng để đỡ ổ lăn, để thuận tiện khi lắp ghép và điều chỉnh bộ phận ổ, đồng thời tránh cho ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, ống lót làm bằng vật liệu GX15-32, ta chọn kích thước của ống lót như sau: -Chiều dày d = 6…8 mm, ta chọn d = 8mm. -Chiều dày vai d1 và chiều dày bích d2. d1 = d2 = d - Đường kính lỗ lắp ống lót: D’ = D +2. d = 67 +16 = 83 [mm]. -Theo bảng 18-2[2] chọn vít M8 số lượng 6 chiếc. 7.BU LÔNG VÒNG Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng. Kích thước bulông vòng được chọn theo khối lượng hộp giảm tốc.Với Re = 138,03 tra bảng 18-3b[2] ta có Q = 271,6(kG), do đó theo bảng 18-3a[2] ta dùng bulông vòng M12 4 D1:50 m 8 8 8 D2 D3 PHẦN 6: BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC I.BÔI TRƠN TRONG HỘP GIẢM TỐC Do các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều có v < 12m/s nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu.Với vận tốc vòng của bánh răng côn v = 3,76m/s, tra bảng 18-11[2] ta được độ nhớt 80/11 ứng với 1000C Theo bảng 18-15 ta chọn được loại dầu bôi trơn là AK-15 có độ nhớt là 20Centistoc. II.BÔI TRƠN NGOÀI HỘP Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị che đậy, hay bị bụi bặm bám vào, ta chọn bôi trơn định kì bằng mỡ. Bảng thống kê giành cho bôi trơn Tên dầu hoặc mỡ Thiết bị cần bôi trơn Lượng dầu hoặc mỡ Thời gian thay dầu hoặc mỡ Dầu ô tô máy kéo AK- 15 Bộ truyền trong hộp 0,6 lít/Kw 5 tháng Mỡ T Tất cả các ổ và bộ truyền ngoài 2/3chỗ rỗng bộ phận ổ 1 năm PHẦN 7: XÁC ĐỊNH VÀ CHỌN CÁC KIỂU LẮP Thứ tự Tên mối ghép Kiểu lắp Sai lệch giới hạn của lỗ và trục Ghi chú 1 Bánh răng côn và trục 1 và khớp nối F20 + 21 mm 0 mm +15mm +2mm 2 Bánh răng côn và bánh răng trụ của trục 2 F35 + 25 mm 0 mm Bánh răng côn và bánh răng trụ có đường kính trục bằng nhau. + 18 mm + 2 mm 3 Vòng trong ổ lăn với trục 1 F25k6 +15mm +2mm 4 Vòng ngoài ổ lăn lắp với ống lót F62H7 +30 mm 0 mm 5 Then và trục 1 6 + 50 mm +20mm bxh=6x6 0 mm -22 mm 6 Trục 1 và vòng trong bạc chặn F20 + 21 mm 0 mm Nằm giữa bánh răng và ổ lăn(khớp nối) +15 mm +2 mm 7 Vỏ hộp với ống lót F76 + 30 mm 0 mm -100 mm -290 mm 8 Vòng trong ổ lăn với trục 2 F30k6 +15mm +2mm 9 Vòng ngoài ổ lăn lắp với vỏ hộp trục 2 F71H7 + 30 mm 0 mm 10 Bạc chặn và trục2 F30 + 21 mm - 13 mm Dùng khống chế bánh răng -36 mm 0 mm 11 Then và trục 2 10 -36 mm 2 then giống nhau -36 mm 0 mm 12 Bánh răng trụ và trục 2 F35 +25mm + 18 mm +2mm 13 Bánh răng trụ và trục 3 F50 +25 mm 0 mm +18mm +2 mm 14 Vòng trong ổ lăn và trục 3 F45k6 +18 mm +2 mm 15 Nối trục đàn hồi và trục 1 F20 +92 mm +40mm +15 mm +2mm 16 Vòng ngoài ổ lăn với vỏ hộp trục 3 F85H7 +35mm 0 mm 17 Then và trục 3 14 +75mm +32mm 0 mm -27mm 18 Bạc và trục 3 F40 +39 mm 0 mm +18 mm +2 mm Tài liệu tham khảo: 1-Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1[TK1], tập 2[TK2] – Trịnh Chất – Lê Văn Uyển Nhà xuất bản giáo dục – 1999 2-Chi tiết máy, tập 1, tập 2[3] – Nguyễn Trọng Hiệp, nhà xuất bản giáo dục 3-Hướng dẫn làm bài tập dung sai – Ninh Đức Tốn – Nguyễn Trọng Hùng Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội, năm 2000 4-Bài tập kĩ thuật đo Ninh Đức Tốn, Nguyễn Trọng Hùng, Nguyễn Thị Cẩm Tú Nhà xuất bản giáo dục Hà nội ngày 30 tháng 3 năm 2007 Sinh viên thực hiện Kiều Đại Dương