MỤC LỤC
I. Số liệu thiết kế
II. Chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền
2.1. Xácđịnh công suất động cơ
2.2. Phân phối tỉ sô truyền
2.3. Công suất đặt lên các trụcvà số vòng quay
2.3.1. Công suất
2.3.2. Số vòng quay
2.3.3. Mô men xoắn
2.3.4. Bảng kết quả tính toán
III. Thiếtkế bộ truyền xích
3.1. Chọn loại xích
3.2. Xácđịnh thong số của xích và bộ truyền
3.2.1. Số răng đĩa xích dẫn
3.2.2. Công suất tính toán
3.2.3. Tính kiểm nghiệm xíchvề độ bền
3.2.4. Đường kính đĩa xích
3.2.5. Xác định lực tácdụng lên trục
IV. Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm
4.1. Chọn vật liệu làm bánh răng
4.2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép
4.3. Xácđịnh ứng suất uốn cho phép
4.4. Kết luận
4.5. Xácđịnh sơ bộ khoảng cách trục
4.6. Xácđịnh thong số ăn khớp
4.7. Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền tiếp xúc
4.8. Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền uốn
4.9. Kiểm nghiệm bánh răngvề độ bền quá tải
V. Thiết kế bộ truyền bánh răng nghiêng cấp nhanh
5.1. Vật liệu làm bánh răng
5.2. Xác định ứng suất tiếp xúccho phép
5.3. Xác định ứng suất uốn cho phép
5.4. Xác định sơ bộ khoảng cách trục
5.5. Xác định thong số ăn khớp
5.6. Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền tiếp xúc
5.7. Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền uốn
5.8. Kiểm nghiệm bánh răngvề quá tải
VI. Thiết kế trục
6.1. Trục II
6.1.1. Chọn vật liệu
6.1.2. Tính toán sơ bộ trục II
6.1.3. Kiểm nghiệm trụcvề độ bền mỏi
6.2. Trục I
6.2.1. Chọn vật liệu
6.2.2. Tính toán sơ bộ trục II
6.2.3. Kiểm nghiệm trụcvề độ bền mỏi
6.1. Trục III
6.3.1. Chọn vật liệu
6.3.2. Tính toán sơ bộ trục II
6.3.3. Kiểm nghiệm trụcvề độ bền mỏi
VII. Mối ghép then
7.1. Trục II
7.2. Trục III
VIII. Tính toán chọn ổ lăn
8.1. Trục I
8.1.1. Chọn ổ
8.1.2. Kiểm nghiệm
8.2. Trục II
8.2.1. Chọn ổ
8.2.2. Kiểm nghiệm
8.3. Trục III
8.3.1. Chọn ổ
8.3.2. Kiểm nghiệm
IX. Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ
9.1. Thiếtkế vỏ hộp
9.1.1. Chiều dày
9.1.2. Đường kính bulông
9.1.3. Mặt bích chiều dài nắp than
9.1.4. Kích thước gối trục
9.1.5. Mặ đế hộp
9.1.6. Khe hở giữa các chi tiết
9.2. Các chi tiết phụ khác
X. Chọn dung sai lắp ghép
Kết luận
Tài liệu tham khảo
LỜI MỞ ĐẦU
Đồ án môn học Thiết kế chi tiết máy là một môn học rất cần thiết cho sinh viên nghành cơ khí nói chung để giải quyết một vấn đề tổng hợp về công nghệ cơ khí, chế tạo máy. Mục đích là giúp sinh viên hệ thống lại những kiến thức đã học, nghiên cứu và làm quen với công việc thiết kế chế tạo trong thực tế sản xuất cơ khí hiện nay.
Trong chương trình đào tạo cho sinh viên, nhà trường đã tạo điều kiện cho chúng em được tiếp xúc và làm quen với việc nghiên cứu: “Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải”. Do lần đầu tiên làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, còn có những mảng chưa nắm vững cho nên dù đã rất cố gắng nhưng bài làm của em không thể tránh khỏi những sai sót. Em rất mong nhận được sự đóng góp ý kiến của thầy cô, giúp em có được những kiến thức cần thiết để bổ sung vào những thiếu sót đó và sau này ra trường có thể ứng dụng trong công việc sản xuất.
Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy, các cô trong bộ môn và đặc biệt là thầy …………… đã tận tình giúp đỡ em hoàn thành bài đồ án này.
Em xin chân thành cảm ơn !
......., ngày ….. tháng …. năm 20…
Sinh viên thực hiện
…………………
I. SỐ LIỆU THIẾT KẾ
- Công suất trên trục công tác: P= 9,2kW.
- Số vòng quay trên trục công tác: n= 47 vòng/phút.
- Thời gian làm việc :L = 2,5 năm, tương đương 12000 giờ.
- Chế độ làm việc: Quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ, mỗi năm làm việc 300 ngày, mỗi ngày làm việc 2 ca, mỗi ca làm việc 8 giờ.
Sơ đồ động và sơ đồ bố trí chung:
1.Động cơ điện không đồng bộ 3 pha.
2.Nối trục vòng đàn hồi.
3.Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển.
4. Bộ truyền xích ống con lăn.
5. Băng tải.
II.CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.
2.1. Xác định công suất động cơ:
Công suất cần thiết được xác định theo công thức
Trong đó:
Pct:Là công suất cần thiết trên trục động cơ (kW).
Pt: Công suất tính toán trên trục công tác (kW)
h: Là hiệu suất của bộ truyền
- Công suất tính toán trên trục công tác: (1)
P1 = 1P: Công suất tác dụng trong thời gian t1.
P2 = 0,8P: Công suất tác dụng trong thời gian t2.
t1 = 0,7tck.t2 = 0,3tck.
Vậy Pt =8,689 kW
- Hiệu suất :
Tra bảng 2.3 (Trang 19_Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí_Tập 1) và chọn các giá trị, ta có:
hol = 0,99: Hiệu suất 1 cặp ổ lăn.
hkn= 1: Hiệu suất khớp nối.
hbrt = 0,98: Hiệu suất bộ truyền bánh răng thẳng.
hbrn = 0,97: Hiệu suất bộ truyền bánh răng nghiêng.
hx = 0,95: Hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn.
Vậy h = 0.867
Thay Ptd và hvào (1) thì ta có:
Tra bảng P1.3 (Trang 237_Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí_Tập 1) chọn động cơ có số hiệu 4A132M4Y3
Loại động cơ: Động cơ điện không đồng bộ 3 pha.
Các thông số kỹ thuật cơ bản của động cơ:
- Công suất 11,0 kW.
- Vận tốc 1458 vòng/phút.
- Hiệu suất h= 87,5%.
2.2. Phân phối tỉ số truyền
- Tỉ số truyền động chung. .
Trong đó: n = 1458 vg/phút:số vòng quay của động cơ.
nct= 47 vg/phút :số vòng quay trục công tác.
Gọi unlà tỉ số truyền ngoài của các bộ giảm tốc.
uh là tỉ số truyền của hộp giảm tốc.
Suy ra:
Theo bảng 2.4 (Trang 21 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí_tập 1) ta chọn
như vậy 10
Theo bảng 3.1 (Trang 43_Tính toán thết kế hệ dẫn động cơ khí_Tập 1) thì đây là hộp giảm tốc 2 cấp khai triển nên
Với: là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng nghiêng.
là tỉ số truyền bộ truyền bánh răng thẳng.
Gọi ux: là tỉ số truyền của bộ truyền xích ống con lăn.( )
2.3. Công suất đặt lên các trục và số vòng quay.
2.3.1 Công suất (Kw)
Công suất trên trục động cơ : Pđc = 10,022 Kw.
Công suất trên trục 1:
Công suất trên trục 2:
Công suất trên trục 3:
Công suất trên trục công tác:
2.3.2 Số vòng quay (vòng/phút).
Số vòng quay trục động cơ: nđc = 1458
Số vòng quay trục 1:
Số vòng quay trục 2:
Số vòng quay trục 3:
Số vòng quay trục công tác:
2.3.3 Mô men xoắn (N.mm)
Mô men xoắn trục động cơ:
Mô men xoắn trục 1:
Mô men xoắn trục 2:
Mô men xoắn trục 3:
Mô men xoắn trục công tác :
2.3.4 Bảng kết quả tính toán
|
Trục
Thông số
|
Trục động cơ
|
1
|
2
|
3
|
Công tác
|
|
Bộ truyền
|
Khớp nối
|
Bánh răng nghiêng
|
Bánh răng thẳng
|
Xích ống con lăn
|
|
Tỉ số truyền u
|
u = 1
|
u1 = 3,83
|
u2 = 2,61
|
ux = 3,103
|
|
Công suất P (kW)
|
10,022
|
9,922
|
9,528
|
9,244
|
8,894
|
|
Số vòng quay n (vòng/ phút )
|
1458
|
1458
|
381
|
146
|
47
|
|
Mô men xoắn T (N.mm)
|
65644,8
|
64989,8
|
238825,2
|
604658,9
|
1766546,8
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
|
III.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
3.1. Chọn loại xích.
Do yêu cầu của đề tài nên chọn loại xích ống con lăn một dãy.
3.2. Xác định thông số của xích và bộ truyền.
3.2.1 Số răng đĩa xích dẫn.
Theo bảng 5.4 (Trang 80_Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí_tập 1) thì với
ux=3,103, chọn số răng đĩa nhỏ Z1=25, do đó số răng đĩa lớn:
3.2.2 Công suất tính toán.
Theo công thức 5.3 thì Trong đó:
-
- vòng/phút,
Theo công thức 5.4 và bảng 5.6 (Trang 81, 82)
Với: ko= 1. Đường tâm các đĩa xích hợp với phương nằm ngang một góc < 400.
ka = 1. Chọn a = 40p
kđc= 1. Điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích.
kđ = 1,35.Hệ số tải trọng va đập nhẹ.
kc= 1,25. Bộ truyền làm việc 2 ca.
kbt = 1,3. Môi trường có bụi, chất bôi trơn II_bảng 5.7(Trang 82).
Như vậy:
Theo bảng 5.5 (Trang 81) với n01=200 vòng/phút, chọn bộ truyền xích ống con lăn 1 dãy có bước xích p = 38,1 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn: đồng thời theo bảng 5.8 (Trang 82), thì .
Khoảng cách trục
Theo công thức 5.12 (Trang 85) xác định số mắt xích:
Lấy số mắt xích x=134 tính lại khoảng cách trục a theo công thức 5.13 (Trang 85)
Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a đi một lượng bằng:
, do đó a = 1544mm.
_ Số lần va đập của xích: Theo công thức 5.14 (trang 85).
Theo bảng 5.9 (trang 85).
3.2.3 Tính kiểm nghiệm xích về độ bền.
_Theo công thức 5.15 thì
_Theo bảng 5.2 (Trang 78), tải trọng phá hỏng Q = 127000N.
khối lượng 1 mét xích q = 5.5 kg.
_kđ = 1,7 Tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trọng danh nghĩa.
_
_
_
_
Trong đó kf = 4(bộ truyền nghiêng 1 góc < 40o)
Do đó
Theo bảng 5.10 (Trang 86) với n = 200 vòng/phút, [n]=8,2. Vậy s > [s].Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
3.2.4 Đường kính đĩa xích.
Theo công thưc 5.17 (Trang 86) thì:
mm.
mm.
mm.
mm.
Từ bảng 5.2(Trang 78) ta có mm.
Với mm thì :
mm.
mm.
_Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức 5.18 (Trang 87)
Trong đó:
_ là ứng suất tiếp xúc cho phép.
_ là va đập trên m dây xích, được tính bằng
Suy ra N
_ là lực vòng
_kd = 1 là hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy.
_Kd=1,3là hệ số tải trọng động (Bảng 5.6 trang 82).
_kr=0,42hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào Z(Trang 87).
_ Mpa là mô đung đàn hồi. Với E1 và E2 là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa.
_A= 395 mm2 là diện tích chiếu của bản lề.
Vậy Mpa.
Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [ϬH]=600 Mpa, đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. Tương tự với cùng vật liệu và nhiệt luyện.
3.2.5 Xác định lực tác dụng lên trục:
Theo công thức 5.20 (Trang 88)
Trong đó :
_kx=1,15 do bộ truyền nằm ngang 1 góc nhỏ hơn 40o.
_Ft=3984,5 N là lực vòng.
Suy ra N.
|
Mục
|
Thông số
|
Đơn vị
|
|
Số răng đĩa xích dẫn Z1.
|
25
|
Răng
|
|
Số răng đĩa xích bị dẫn Z2.
|
77
|
Răng
|
|
Đường kính vòng chia đĩa dẫn d1.
|
304
|
mm
|
|
Đường kính vòng chia đĩa bị dẫn d2.
|
934
|
mm
|
|
Khoảng cách trục a.
|
1544
|
mm
|
|
Số mắt xích X.
|
134
|
mắt
|
IV THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM.
4.1.Chọn vật liệu làm bánh răng. (Bảng 6.1 trang 92)
_ Bánh răng nhỏ: Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241÷285 có:
Giới hạn bền sb1= 850 Mpa, giới hạn chảy sch1= 580 Mpa, chọn HB1=260.
Giả thiết đường kính phôi (60¸100) mm.
_Bánh răng lớn: chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192÷240 có:
Giới hạn bền sb2 = 750 Mpa, giới hạn chảy sch2 = 450 Mpa, chọn HB2 = 230.
Giả thiết đường kính phôi (60÷100) mm.
4.2.Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.
Theo công thức 6.1 (Trang 91) thì ứng suất tiếp xúc cho phép là :
Chọn sơ bộ
suy ra
Trong đó thì:
_SH =1,1 là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc.
_ :Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.
Theo bảng 6.2 (Trang 94) thì:
Mpa.
Mpa.
_ Với:
_mH = 6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc.
_NHO là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tiếp xúc.
_ , NHB là độ rắn Brinen.
Suy ra:
_
_
_NHE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
Trong đó:
_ c = 1 là số lần ăn khớp trong một vòng quay.
_Ti, ni, ti lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ I của bánh răng đang xét.
Với N0= 4x106là số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc.
Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:
Suy ra KHL = 1.
Vậy:
Mpa.
Mpa.
Vì bộ tryền là bánh răng trụ răng thẳng phải chọn giá trị nhỏ hơn trong 2 giá trị và nên : Mpa.
4.3 Xác định ứng suất uốn cho phép.
Theo công thức 6.2 (Trang 91) thì ta có :
Trong đó:
_ là ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở.
_YR là hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
_YS là hệ số nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
_KxF là hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn.
Chọn sơ bộ suy ra
Theo bảng 6.2 (Trang 94) thì
Mpa.
Mpa.
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau:
Trong đó:
_NFO = 5x106 xác định có mọi loại thép.
_ Trong đó:
_ c = 1 là số lần ăn khớp trong một vòng quay.
_Ti, ni, ti lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ I của bánh răng đang xét.
_mF = 6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn. Suy ra:
Lại có
Vậy suy ra
Ứng suất uốn cho phép của các bánh răng được tính như sau:
Mpa.
Mpa.
4.4 Kết luận:
_Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
Mpa.
_Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Mpa.
Mpa.
4.5 Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Theo công thức 6.15a thì khoảng cách trục aw của bộ truyền bánh rang trụ răng thẳng được xác định như sau: Trong đó:
_ là hệ số phụ thuốc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại bánh răng (Bảng 6.5 trang 96).
_ là mô men xoắn trên trục bánh chủ động (Trục II).
_ là hệ số chiều rộng bánh răng (Theo bảng 6.6 trang 97).
_ là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.(Bảng 6.7 trang 98)
_ là tỉ số truyền của cặp bánh răng.
Suy ra mm
Vậy ta chọn sơ bộ aw=200 mm
4.6 Xác định thông số ăn khớp.
_Modun
Vậy chọn modun m= 2,5.
_Tính số răng của bánh răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z1 và Z2 ta có:
chọn răng.
Suy ra chọn răng.
Vậy răng.
_Tính lại khoảng cách trục aw.
mm. Lấy mm.
_Hệ số dịch tâm
Theo công thức 6.23 (trang 100) thì
Theo bảng 6.10a trang 101 thì với Ky=3,14 thì Kx = 0,072.
Suy ra công thức 6.24 trang 100.
Theo công thức 6.25 thì tổng hệ số dịch chỉnh là:
mm và theo công thức 6.26 (trang 101) thì hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 và bánh răng 2 là :
mm.
mm.
v Theo công thức 6.27 thì góc ăn khớp được tính như sau: với
Vậy , (vì đây là bánh răng thẳng nên ).
v Đường kính chia:
(mm)
(mm)
v Đường kính đỉnh răng:
(mm)
(mm)
v Đường kính đáy răng:
(mm)
(mm)
v Góc profin gốc: Theo TCVN 1065 – 71 thì
4.7 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền tiếp xúc.
Theo công thức 6.33 (Trang 105) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau :
Trong đó:
_ là mô men xoắn trên trục bánh chủ động (Trục I).
_ mm, là chiều rộng bánh răng.
_ mm.
_ Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu.(Tra bảng 6.5 trang 96).
_ZH là hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc của bề mặt.
Theo bảng 6.12 (Trang 106) với thì ta có
v Theo công thức 6.38b (Trang 105) ta có :
Suy ra : .
Theo công thức 6.37 (Trang 105) thì .
Vì nên theo công thức 6.36a ta có
v Theo công thức 6.39 (Trang 106) thì . Trong đó:
_KH là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
_ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. (Tra bảng 6.7 trang 98 với
).
_ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.(Do đây là ăn khớp răng thẳng nên ).
Theo công thức 6.40 (Trang 106) thì vận tốc vòng được tính như sau:
m/s.
Tra bảng 6.13 (Trang 106) ta thấy nên ta chọn cấp chính xác là 8.
Tra bảng phụ lục P2.3 (Trang 250) ta có Vì có .
Suy ra .
Vậy thay số vào công thức ta được:
Mpa.
Do nên răng thỏa mãn độ bền tiếp xúc.
4.8 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:
v Theo công thức 6.43 và 6.44 (Trang 108) thì:
Trong đó:
_ là mô men xoắn trên trục bánh chủ động (Trục II).
_ mm, là chiều rộng vành răng.
_m = 2,5 là mô đu pháp tuyến.
_ mm là đường kính vòng lăn bánh chủ động.
_ là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với là hệ số trùng khớp ngang được tính theo công thức 6.38b (Trang 105).
Suy ra .
_ là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng thì .
_ là hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc và số lượng răng tương đương và hệ số dịch chỉnh x1 = 0,4mm, x2 = 0,18mm.
Với thì tra bảng 6.18 trang 109 ta có
Với thì tra bảng 6.18 trang 109 ta có .
_ là hệ số tải trọng khi tính về uốn. Trong đó :
* là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn. Tra bảng phụ lục P2.3 trang 250 với cấp chính xác là 8, độ rắn mặt răng là a, vận tốc v = 2 m/s.
* là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Vì đây là bánh răng thẳng nên .
* là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: Theo công thức 6.46, 6.47 trang 109 thì
Với Trong đó
Tra bảng 6.15 trang 107.
Tra bảng 6.16 trang 107.
(mm)
Suy ra .
Vậy .
.
Vậy
Kết luận bánh răng đảm bảo đủ độ bền uốn.
4.9 Kiểm nghiệm bánh răng về quá tải.
Khi làm việc thì bánh răng có thể bị quá tải (Lúc mở máy, hãm máy…).
Hệ số quá tải là Trong đó:
_T là momen xoắn danh nghĩa.
_Tmax là momen xoắn quá tải.
Tra bảng phụ lục P1.3 trang 237, dựa vào số hiệu động cơ 4A132M4Y3 ta chọn được .
*Theo công thức 6.48 trang 110 thì ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép là:
Mpa.
Ta thấy Mpa.
*Theo công thức 6.49 trang 110 thì ứng suất uốn cực đại cho phép là:
Mpa.
Mpa.
Ta thấy
Mpa.
Mpa.
Kết luận: Vậy bánh răng trên đã thỏa mãn các điều kiện đảm bảo cho bộ truyền làm việc an toàn, đúng công suất.
V. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH.
5.1.Chọn vật liệu làm bánh răng. (Bảng 6.1 trang 92)
_ Bánh răng nhỏ: Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241÷285 có:
Giới hạn bền sb1= 850 Mpa, giới hạn chảy sch1= 580 Mpa, chọn HB1=260.
Giả thiết đường kính phôi (60¸100) mm.
_Bánh răng lớn: chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192÷240 có:
Giới hạn bền sb2 = 750 Mpa, giới hạn chảy sch2 = 450 Mpa, chọn HB2 = 230.
Giả thiết đường kính phôi (60÷100) mm.
5.2. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép.
Theo công thức 6.1 (Trang 91) thì ứng suất tiếp xúc cho phép là :
Chọn sơ bộ
suy ra
Trong đó thì:
_SH =1,1 là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc (tra bảng 6.2 trang 94).
_ :Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở.
Theo bảng 6.2 (Trang 94) thì:
Mpa.
Mpa.
_ Với:
_mH = 6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc.
_NHO là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tiếp xúc.
_ , NHB là độ rắn Brinen.
Suy ra:
_
_
_NHE là số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.
Trong đó:
_ c = 1 là số lần ăn khớp trong một vòng quay.
_Ti, ni, ti lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ I của bánh răng đang xét.
Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:
Suy ra KHL = 1.
Vậy:
Mpa.
Mpa.
Vì bộ tryền là bánh răng trụ răng nghiêng nên:
Mpa.
5.3 Xác định ứng suất uốn cho phép.
Theo công thức 6.2 (Trang 91) thì ta có:
Trong đó:
_ là ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở.
_YR là hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
_YS là hệ số nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.
_KxF là hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn.
Chọn sơ bộ suy ra
Theo bảng 6.2 (Trang 94) thì
Mpa.
Mpa.
Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau:
Trong đó:
_NFO = 5x106 xác định có mọi loại thép.
_ Trong đó:
_ c = 1 là số lần ăn khớp trong một vòng quay.
_Ti, ni, ti lần lượt là momen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ I của bánh răng đang xét.
_mF = 6 là bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn. Suy ra:
Lại có
Vậy suy ra
Ứng suất uốn cho phép của các bánh răng được tính như sau:
Mpa.
Mpa.
Kết luận:
_Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
Mpa.
_Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
Mpa.
Mpa.
5.4 Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
Theo công thức 6.15a thì khoảng cách trục aw của bộ truyền bánh rang trụ răng nghiêng được xác định như sau: Trong đó:
_ là hệ số phụ thuốc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại bánh răng (Bảng 6.5 trang 96).
_ là mô men xoắn trên trục bánh chủ động (Trục I).
_ là hệ số chiều rộng bánh răng (Theo bảng 6.6 trang 97).
_ là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.(Tra bảng 6.7 trang 98 với ).
_ là tỉ số truyền của cặp bánh răng.
Suy ra mm
Vậy ta chọn sơ bộ aw=125 mm (Trang 99)
5.5 Xác định thông số ăn khớp.
_Modun
Vậy chọn modun m= 2.
_chọn góc
_Tính số răng của bánh răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z1 và Z2 ta có:
chọn răng.
Suy ra chọn răng.
Vậy răng.
_Tính lại góc . Theo công thức 6.32 trang 103 thì ta có:
Suy ra
_Tính lại khoảng cách trục aw.
(mm)
_Hệ số dịch tâm
v Theo công thức 6.23 (trang 100) thì
v Theo công thức 6.38b (Trang 105) ta có :
Suy ra: .
_Ta có .
Như vậy theo chú thích C trang 103 thì ta dùng dịch chỉnh góc với .
v Theo công thức 6.27 thì góc ăn khớp được tính như sau: với
Vậy
v Đường kính chia:
(mm)
(mm)
v Đường kính đỉnh răng:
(mm)
(mm)
v Đường kính đáy răng:
(mm)
(mm)
v Góc profin gốc: Theo TCVN 1065 – 71 thì
5.6 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền tiếp xúc.
Theo công thức 6.33 (Trang 105) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau :
Trong đó:
_ là mô men xoắn trên trục bánh chủ động (Trục I).
_ mm, là chiều rộng bánh răng.
_ mm.
_ Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu.(Tra bảng 6.5 trang 96).
_ZH là hệ số kể đến hình dạng tiếp xúc của bề mặt.
Theo bảng 6.12 (Trang 106) với thì ta có .
v Theo công thức 6.38b (Trang 105) ta có :
v Suy ra : .
Theo công thức 6.37 (Trang 105) thì .
Vì nên theo công thức 6.36c ta có .
v Theo công thức 6.39 (Trang 106) thì . Trong đó:
_KH là hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc.
_ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. (Tra bảng 6.7 trang 98 với ).
_ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.(Tra bảng 6.14 trang 107)
Theo công thức 6.40 (Trang 106) thì vận tốc vòng được tính như sau:
m/s.
Tra bảng 6.13 (Trang 106) ta thấy nên ta chọn cấp chính xác là 9.
Tra bảng phụ lục P2.3 (Trang 250) ta có Vì có .
Suy ra .
Vậy thay số vào công thức ta được:
Mpa.
Do nên răng thỏa mãn độ bền tiếp xúc.
5.7 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền uốn.
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép:
v Theo công thức 6.43 và 6.44 (Trang 108) thì:
Trong đó:
_ là mô men xoắn trên trục bánh chủ động (Trục I).
_ mm, là chiều rộng vành răng.
_m = 2mm là mô đu pháp tuyến.
_ mm là đường kính vòng lăn bánh chủ động.
_ là hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với là hệ số trùng khớp ngang được tính theo công thức 6.38b (Trang 105).
Suy ra .
_ là hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng nghiêng.
_ là hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 phụ thuộc và số lượng răng tương đương và hệ số dịch chỉnh .
Với thì tra bảng 6.18 trang 109 ta có .
Với thì tra bảng 6.18 trang 109 ta có .
_ là hệ số tải trọng khi tính về uốn. Trong đó:
* là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn. Tra bảng phụ lục P2.3 trang 250 với cấp chính xác là 9, độ rắn mặt răng là a, vận tốc v = 3,44 m/s.
* là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn.
* là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: Theo công thức 6.46, 6.47 trang 109 thì
Với Trong đó
Tra bảng 6.15 trang 107.
Tra bảng 6.16 trang 107.
mm
Suy ra .
Vậy
Vậy
Kết luận bánh răng đảm bảo đủ độ bền uốn.
5.8 Kiểm nghiệm bánh răng về quá tải.
Khi làm việc thì bánh răng có thể bị quá tải (Lúc mở máy, hãm máy…).
Hệ số quá tải là Trong đó:
_T là momen xoắn danh nghĩa.
_Tmax là momen xoắn quá tải.
Tra bảng phụ lục P1.3 trang 237, dựa vào số hiệu động cơ 4A132M4Y3 ta chọn được .
*Theo công thức 6.48 trang 110 thì ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép là:
Mpa.
Ta thấy Mpa.
*Theo công thức 6.49 trang 110 thì ứng suất uốn cực đại cho phép là:
Mpa.
Mpa.
Ta thấy
Mpa.
Mpa.
Kết luận: Vậy bánh răng trên đã thỏa mãn các điều kiện đảm bảo cho bộ truyền làm việc an toàn, đúng công suất.
VI: THIẾT KẾ TRỤC.
6.1. TRỤC II.
6.1.1.Chọn vật liệu :
_Thép 45 – Tôi cải thiện
_Cơ tính: sb = 850 (Mpa) (Tra bảng 10.5 trang 195)
sc = 580 (Mpa)
HB = 245
_Ứng suất xoắn cho phép :
6.1.2. Tính sơ bộ trục II:
a.Tính sơ bộ đường kính trục:
mm
Chọn đường kính sơ bộ của trục là: d = 50mm (Tra bảng 10.2 trang 189)
Chiều rộng ổ lăn: b0=27mm
b.Kích thước các đoạn trục
Chiều dài trục
Chiều dài mayơ bánh răng trụ nghiêng: lm22=60 mm
Chiều dài mayơ bánh răng trụ thẳng: lm23=70 mm
Chọn :
_K1 = 10mm:là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp.
_K2 = 14mm: là khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.
_ mm
_ mm
_ mm
c. Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng.
_ (N)
_ (N)
_ (N)
_ (N)
_ (N)
_ (N)
Phản lực tại các gối đỡ:
_ (N)
_ (N)
_ (N)
_ (N)
+) Moment uốn toàn phần.
_
= (Nmm)
_
= (Nmm)
+) Đường kính trục tại tiết diện C1 và C2:
_ = = 38,06 mm (Công thức 10.17 trang 194)
Vây chọn dc1= 40mm
_ (mm)
Vây chọn dc2=42 mm
6.1.3 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
A) Với đường kính trục dc1= 40 mm
(công thức 10.19 trang 195)
Trong đó: (công thức 10.20 trang 195)
(công thức 10.21 trang 195)
Chọn hệ số an toàn [s]=2,5 để kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn và theo độ cứng
_ (công thức 10.22 trang 196)
_
_ (Nmm)
ð (Mpa)
_Trục làm bằng thép 45 – Tôi cải thiện
_Giới hạn mỏi uốn:
( MPa )
_Giới hạn mỏi xoắn:
( MPa )
_Hệ số tập trung ứng suất thực tế:
Kt = 1,88 (Bảng-10.12 trang 199)
_Hệ số kích thước:
(Bảng-10.10 trang 198)
_Các hệ số:
(Bảng-10.7 trang 197)
_Hệ số an toàn ứng suất pháp:
Chọn = 2,57 theo kiểu lắp h6 (Bảng - 10.11 trang 198)
_Hệ số an toàn ứng suất tiếp:
(công thức 10.23 trang 196)
(công thức 10.21 trang 196)
Chọn 2,57 theo kiểu lắp h6 (Bảng: 10.11 trang 198)
- Hệ số an toàn S:
Thỏa điều kiện:
S [ S] (1,5…2,5)
B) Với đường kính trục dc2= 42 mm
(công thức 10.19 trang 195)
Trong đó: (công thức 10.20 trang 195)
(công thức 10.21 trang 195)
Chọn hệ số an toàn [s]=2,5 để kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn và theo độ cứng
_ (công thức 10.22 trang 196)
_
_ (Nmm)
ð (Mpa)
_Trục làm bằng thép 45 – Tôi cải thiện
_Giới hạn mỏi uốn:
( MPa )
_Giới hạn mỏi xoắn:
( MPa )
_Hệ số tập trung ứng suất thực tế:
Kt = 1,88 (Bảng-10.12 trang 199)
_Hệ số kích thước:
(Bảng-10.10 trang 198)
_Các hệ số:
(Bảng-10.7 trang 197)
_Hệ số an toàn ứng suất pháp:
Chọn = 2,57 theo kiểu lắp h6 (Bảng - 10.11 trang 198)
_Hệ số an toàn ứng suất tiếp:
(Công thức 10.23 trang 196)
(Công thức 10.21 trang 196)
Chọn 2,57 theo kiểu lắp h6 (Bảng: 10.11 trang 198)
- Hệ số an toàn S:
Thỏa điều kiện:S [ S] (1,5…2,5)
6.2. TRỤC I.
6.2.1. Chọn vật liệu:
- Thép 45 – Tôi cải thiện
- Cơ tính : sb = 850 (Mpa) (Tra bảng 10.5 trang 195)
sc = 580 (Mpa)
HB = 245
- Ứng suất xoắn cho phép :
6.2.2. Tính sơ bộ trục I:
a.Tính sơ bộ đường kính trục:
mm
Chọn đường kính sơ bộ của trục là: d = 30mm (Tra bảng 10.2 trang 189)
Chiều rộng ổ lăn: b0=19mm
b.Kích thước các đoạn trục
Chiều dài trục
Chiều dài mayơ bánh răng trụ nghiêng: Lm13= 45 mm
Chiều dài mayơ bánh xích: Lm12= 40 mm
Chọn:
_K1 = 15mm:là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp.
_K2 = 15mm: là khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.
_K3= 10mm: là khoảng cách từ mặt mútcủa chi tiết quay đếnnắp ổ..
_hn= 15mm: là chiều cao nắp ổ trục và đầu bulông.
_ mm
_ mm
_ mm
_ mm
c. Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng.
_ (N)
_ (N)
_ (N)
_ (N)
Phản lực tại các gối đỡ:
_ (N)
_Ray = Fr1 – Rby = 977,6 – 459,7=517,9 (N)
_Rbx = = (N)
_Rax =Fr+ Rbx– Ft1 = 4582,2 + 1909,7–2594,4=3897,5 (N)
+) Moment uốn toàn phần.
_
= (Nmm)
Đường kính trục tại tiết diện b:
db= = = 35,7 mm (Công thức 10.17 trang 194)
Chọn db= 38mm
6.2.3 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
Trong đó:
Chọn hệ số an toàn [s]=2,5 để kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn và theo độ cứng
_ (công thức 10.22 trang 196)
_
_ (Nmm)
ð (MPa)
_Trục làm bằng thép 45 – Tôi cải thiện
_Giới hạn mỏi uốn :
( MPa )
_Giới hạn mỏi xoắn :
( MPa )
_Hệ số tập trung ứng suất thực tế:
Kt = 1,88 (Bảng-10.12 trang 199)
_Hệ số kích thước:
(Bảng-10.10 trang 198)
_Các hệ số:
(Bảng-10.7 trang 197)
_Hệ số an toàn ứng suất pháp:
Chọn = 2,57 theo kiểu lắp h6 (Bảng - 10.11 trang 198)
_Hệ số an toàn ứng suất tiếp:
(Công thức 10.23 trang 196)
(Công thức 10.21 trang 196)
Chọn theo kiểu lắp h6 (Bảng: 10.11 trang 198)
- Hệ số an toàn S:
Thỏa điều kiện:
S [ S] (1,5…2,5)
6.3. TRỤC III.
6.3.1.Chọn vật liệu :
- Thép 45 – Tôi cải thiện
- Cơ tính : sb = 850 ( Mpa ) (Tra bảng 10.5 trang 195)
sc = 580 (Mpa)
HB = 245
- Ứng suất xoắn cho phép :
6.3.2. Tính sơ bộ trục III:
a.Tính sơ bộ đường kính trục:
mm
Chọn đường kính sơ bộ của trục là: d = 60 mm(Tra bảng 10.2 trang 189)
Chiều rộng ổ lăn: b0=31mm
b.Kích thước các đoạn trục
Chiều dài trục
Chiều dài mayơ bánh răng trụ nghiêng: Lm31 = 90 mm
Chọn:
_K1 = 10mm:là khoảng cách từ mặt mútcủa chi tiết quay đến thành trong của hộp.
_K2 = 14mm: là khoảng cách từ mặt mútổ đến thành trong của hộp.
_K3 =10 mm:là khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đếnnắp ổ.
_hn =15 mm: chiều cao nắp ổ và đầu bulông.
_ mm
_ 142,5mm
_ mm
c. Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng.
_ (N)
_ (N)
Phản lực tại các gối đỡ:
Lực vòng tại chốt: Ftk= = = 10993,8(N) (D0 =110 tra bảng 15.9 sách t2).
Lực do xích tác dụng lên trục:
(N)
(N)
(N)
Rex= (N)
Rfx = Ft4 – Rex = – 1346,86 = 9626,98 (N)
+) Moment uốn toàn phần.
_
Đường kính trục tại tiết diện E:
dE= = mm (Công thức 10.17 trang 194)
Chọn dE= 48mm
6.3.3 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
Trong đó:
Chọn hệ số an toàn [s]=2,5 để kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn và theo độ cứng
_ (Công thức 10.22 trang 196)
_
_
ð (Mpa)
_Trục làm bằng thép 45 – Tôi cải thiện
_Giới hạn mỏi uốn:
( MPa )
_Giới hạn mỏi xoắn:
( MPa )
_Hệ số tập trung ứng suất thực tế:
Kt = 1,88 (Bảng-10.12 trang 199)
_Hệ số kích thước:
(Bảng-10.10 trang 198)
_Các hệ số:
(Bảng-10.7 trang 197)
_Hệ số an toàn ứng suất pháp:
Chọn = 2,57theo kiểu lắp h6 (Bảng - 10.11 trang 198)
_Hệ số an toàn ứng suất tiếp:
(Công thức 10.23 trang 196)
(Công thức 10.21 trang 196)
Chọn theo kiểu lắp h6 (Bảng: 10.11 trang 198)
- Hệ số an toàn S:
Thỏa điều kiện:
S [ S] (1,5…2,5)
VII: MỐI GHÉP THEN
7.1.Trục II:
Ø Chi tiết
v Ta có: [tc] = 30 (MPa) (Va đập nhẹ_trang 174_T1)
(mm)
Theo bảng 9.1a trang 173 ta chọn lt = 32 (mm)
(Mpa)
Thỏa điều kiện: tc ≤ [tc]
v Ta có [sd]=100 Mpa (Theo bảng 9.5 trang 178_T1)
(Mpa) (Tra bảng 9.1b trang 174_T1)
Thỏa điều kiện:sd ≤ [sd] = 100 (MPa)
Chọn :( Then bằng)
d = 40mm; b = 12mm; h = 8mm ; t1 = 5mm; t2 = 3,3mm; rmin = 0,25; rmax = 0,4
Ø Chi tiết
v Ta có: [tc] = 30 (MPa) (Va đập nhẹ_trang 174_T1)
(mm)
Theo bảng 9.1a trang 173 ta chọn lt = 32 (mm)
(Mpa)
Thỏa điều kiện: tc ≤ [tc]
v Ta có [sd]=100 Mpa (Theo bảng 9.5 trang 178_T1)
(Mpa) (Tra bảng 9.1b trang 174_T1)
Thỏa điều kiện:sd ≤ [sd] = 100 (MPa)
Chọn :( Then bằng cao)
d = 42mm; b = 12mm; h = 11mm ; t1 = 5,5mm; t2 = 4,4mm; rmin = 0,25;rmax =0,4
7.2.Trục III:
Ta có: [tc] = 30 (MPa) (Va đập nhẹ_trang 174_T1)
_ (Công thức 9.2 trang 173_T1)
Theo tiêu chuẩn chọn lt = 40
(Mpa)
Thỏa điều kiện: tc ≤ [tc]
(Mpa) (Tra bảng 9.1a trang 174_T1)
Thỏa điều kiện:sd ≤ [sd] = 100 (MPa)
Chọn :( Then bằng cao)
d = 60 mm; b = 18mm; h = 16mm; t1 = 10mm; t2 = 6,4mm; rmin = 0,25; rmax = 0,4
VIII: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN
8.1 TRỤC I
8.1.1. Chọn ổ:
_Thông số: Fa = 0,69 (kN) _Fr = = 3,93(kN)
Vì ta chọn ổ bi đỡ chặn.
Tra bảng phụ lục P2.12 (Trang 264_T1) ta chọn ổ lăn có ký hiệu 66407.
_Đường kính ngõng trục: d = 35 mm
_Đường kính ngoài D = 100 mm.
_Khả năng chịu tải động C = 45,4kN
_ Khả năng chịu tải tĩnh Co = 33,7 kN
_Ta chọn cấp chính xác 0 cho ổ lăn trục 1, với cấp chính xác 0 ta có độ đảo hướng tâm: 20 mm.
8.1.2.Kiểm nghiệm:
a.Kiểm nghiệm khả năng tải động:
_ (Ổ bi đỡ chặn, 11.3 trang 214)
Với: _Q: tải trọng động quy ước
_Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng bởi nhiệt độ (kt = 1)
_Kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng (kd=1)
_V: Vòng trong quay V = 1
=> X = 1và Y = 0 (Tra bảng 11.4_T216)
Suy ra: (kN)
LH = KH x Lh = 0,948 x (2,5x300x2x8) = 11376 (Giờ)
(Triệu vòng quay)
Suy ra (kN)
Cd = 39,23 ( kN)
Kết luận: Ổ đảm bảo khả năng tải động.
b.Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh.
Theo công thức 11.19trang 221_T1 thì
Tra bảng 11.6 trang 221 ta có , Suy ra:
(kN)
Mà theo công thức 11.20 thì (kN)
Vậy ta chọn (kN)o = 33,7 (kN)
Kết luận: Ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh.
8.2. TRỤC II
8.2.1. Chọn ổ:
_Thông số: Fa = 0,69 (kN) _Fr = = 3,26 (kN)
Vì nên ta dùng ổ bi đỡ chặn.
Tra bảng phụ lục P2.12 (Trang 264_T1) ta chọn ổ lăn có ký hiệu 66407.
_Đường kính ngõng trục: d = 35 mm
_Đường kính ngoài D = 100 mm.
_Khả năng chịu tải động C = 54,4kN
_ Khả năng chịu tải tĩnh Co = 33,7 kN
_Ta chọn cấp chính xác 0 cho ổ lăn trục 1, với cấp chính xác 0 ta có độ đảo hướng tâm: 20 mm.
8.2.2. Kiểm nghiệm:
a.Kiểm nghiệm khả năng tải động:
_ (Ổ bi đỡ chặn, 11.3 trang 214)
Với: _Q: tải trọng động quy ước
_Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng bởi nhiệt độ (kt = 1)
_Kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng (kd=1)
_V: Vòng trong quay V = 1
=> X = 1 và Y = 0 (Tra bảng 11.4_T215)
Suy ra: (kN)
LH = KH x Lh = 0,948 x (2,5x300x2x8) = 11376 (Giờ)
(Triệu vòng quay)
Suy ra (kN)
Cd = 20,8 ( kN) < C = 45,4 (kN)
Kết luận: Ổ đảm bảo khả năng tải động.
b.Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh.
Theo công thức 11.19 trang 221_T1 thì
Tra bảng 11.6 trang 221 ta có , Suy ra:
(kN)
Mà theo công thức 11.20 thì (kN)
Vậy ta chọn (kN) o = 33,7 (kN)
Kết luận: Ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh.
8.3. TRỤC III
8.3.1. Chọn ổ:
_Thông số: Fa = 0 (kN) _Fr = = 10,2 (kN)
. Vì nên ta dùng ổ bi đỡ chặn.
Tra bảng phụ lục P2.12 (Trang 264_T1) ta chọn ổ lăn có ký hiệu 66409.
_Đường kính ngõng trục: d = 45 mm
_Đường kính ngoài D = 120 mm.
_Khả năng chịu tải động C = 64,0kN
_ Khả năng chịu tải tĩnh Co = 48,2 kN
_Ta chọn cấp chính xác 0 cho ổ lăn trục 1, với cấp chính xác 0 ta có độ đảo hướng tâm: 20 mm.
8.2.2. Kiểm nghiệm:
a.Kiểm nghiệm khả năng tải động:
_ (Ổ bi đỡ chặn, 11.3 trang 214)
Với: _Q: tải trọng động quy ước
_Kt: hệ số kể đến ảnh hưởng bởi nhiệt độ (kt = 1)
_Kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng (kd=1)
_V: Vòng trong quay V = 1
=> X = 1 và Y = 0 (Tra bảng 11.4_T215)
Suy ra: (kN)
LH = KH x Lh = 0,948 x (2,5x300x2x8) = 11376 (Giờ)
(Triệu vòng quay)
Suy ra (kN)
Cd = 47,2 ( kN) < C = 64,0 (kN)
Kết luận: Ổ đảm bảo khả năng tải động.
b.Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh.
Theo công thức 11.19 trang 221_T1 thì
Tra bảng 11.6 trang 221 ta có , Suy ra:
(kN)
Mà theo công thức 11.20 thì (kN)
Vậy ta chọn (kN) o = 48,2 (kN)
Kết luận: Ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh.
Ổ lăn được đảm bảo điều kiện bền khi quá tải.
|
Trục
|
Kí hiệu ổ
|
d, mm
|
D, mm
|
b=T, mm
|
r, mm
|
,mm
|
C, kN
|
Co,kN
|
|
I
|
66407
|
35
|
100
|
25
|
2,5
|
1,2
|
45,4
|
33,7
|
|
II
|
66407
|
35
|
100
|
25
|
2,5
|
1,2
|
45,4
|
33,7
|
|
III
|
66409
|
45
|
120
|
29
|
3,0
|
1,5
|
64,0
|
48,2
|
IX: THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC
9.1 THIẾT KẾ VỎ HỘP
- Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ và độ cứng cao.
- Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, …
- Vật liệu phổ biến: GX15-32
- Chọn bề mặt ghép nắp và thân: song song mặt đế
Các kích thước cơ bản của vỏ hộp:
9.1.1. Chiều dày:
- Thân hộp:
mm
- Nắp hộp: (mm)
- Gân tăng cứng: (mm)
9.1.2. Đường kính bulông:
- Bulông nền: (mm)
- Bulông cạnh ổ: (mm)
- Bulông ghép bích nắp và thân: (mm)
- Vít ghép nắp ổ: (mm)
- Vít ghép nắp cửa thăm: (mm)
9.1.3. Mặt bích chiều dài nắp và thân:
- Chiều dày bích thân hộp: (mm)
- Chiều dày bích nắp hộp : (mm)
- Bề rộng bích nắp và thân: (mm)
9.1.4 Kích thước gối trục:
- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ
(mm)
- Tâm lỗ bulông cạnh ổ: (mm)
(mm)
(mm)
+ Trục 1:
- Đường kính ngoài mm
- Đường kính tâm lỗ vít mm
+ Trục 2:
- Đường kính ngoài mm
- Đường kính tâm lỗ vít mm
+ Trục 3:
- Đường kính ngoài mm
- Đuờng kính tâm tâm lỗ vít mm
9.1.5. Mặt đế hộp:
- Bề rộng mặt đế hộp: mm
9.1.6. Khe hở giữa các chi tiết:
- Bánh răng với thành trong hộp: mm
- Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp: mm
Số lượng bulông nền Z = (L + B)/(200 300) = 4
9.2. CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC
1. Vòng phớt: không cho dầu hoặc mỡ chảy ra ngoài hộp giảm tốc và ngăn không cho bụi từ bên ngoài vào hộp giảm tốc.
2. Vòng chắn dầu: không cho dầu trong hộp giảm tốc bắn vào ổ bi và có tác dụng ngăn cách và cố định các ổ bi với bánh răng.
3. Chốt định vị: dùng định vị chính xác vị trí của nắp hộp và thân hộp giảm tốc, tạo thuận lợi cho việc cố định khi lắp chi tiết.
4. Nút thông hơi: làm giảm áp suất, điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp giảm tốc, và cũng có thể dùng để thay dầu làm việc khi dầu cũ bị dơ.
Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm.
5. Cửa thăm: Có tác dụng để kiểm tra , quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc khi lắp ghép và đổ dầu vào trong hộp , được bố trí trên đỉnh hộp.Cửa thăm được đậy bằng nắp.Trên nắp có lắp thêm nút thông hơi.
6. Nút tháo dầu: có tác dụng để tháo dầu cũ vì sau một thời gian làm việc,dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn do bụi hoặc do hạt mài hoặc bị biến chất.
7. Vít tách nắp và thân: có tác dụng dùng để tác nắp và thân .
8. Que thăm dầu: kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc.
9. Ống lót: nhằm hạn chế các bánh răng trên trục và vai ổ lăn.
Các phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc :
+ Bôi trơn ngâm dầu.
+ Bôi trơn lưu thông.
- Đối với bộ truyền hở của những máy không quan trọng,bôi trơn định kỳ bằng mỡ.
Dầu bôi trơn HGT:
- Dầu công nghiệp được dùng rộng rãi nhất.Bôi trơn lưu thông dùng dầu công nghiệp 45.
-Dầu tuabin dùng bôi trơn các bộ truyền bánh răng quay nhanh.
-Dầu ôtô,máy kéo AK10,AK15 dùng bôi trơn các loại HGT.
10.Thiết kế Bu lông Vòng.
Trọng lượng hộp giảm tốc: Q = 300kg ( tra bảng 18-3b/89 sách Trịnh Chất-Lê Văn Uyển)
Nên ta chọn bu lông vòng M12
11.Bu lông tách nắp: Dùng để tách nắp hộp giảm tốc dễ dàng khi sữa chữa. Chọn bu lông tách nắp M8
X:CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP
- Chọn dầu bôi trơn :
Bôi trơn hộp giảm tốc: Bằng cách ngâm dầu cho bánh răng ở nhiệt độ 500c ứng với vận tốc của bộ truyền v>3 m/s. Dầu có độ nhớt là 57centipois.Tra bảng ta chọn được dầu bôi trơn AK.Dầu AK có thể dùng để bôi trơn các loại hộp giảm tốc.
Vòng trong của ổ lăn lắp lên trục theo hệ lỗ, còn vòng ngoài lắp lên vỏ theo hệ trục.
Mối lắp theo kiểu H7/k6 là mối lắp trung gian được dùng để cố định các chi tiết ghép với nhau và các chi tiết này nhất thiết phải được cố định thêm bằng then, bulông, vít, chốt, vòng hãm …
|
Chi tiết
(1)
|
Mối lắp
(2)
|
es( m)
(3)
|
ei( m)
(4)
|
ES( m)
(5)
|
EI( m)
(6)
|
|
Bánh răng – trục I
|
H7/k6
|
+18
|
+2
|
+25
|
0
|
|
Bánh răng(d=48mm)
Bánh răng(d=52mm)
Trục II
|
H7/k6
|
+18
+21
|
+2
+2
|
+25
+30
|
0
0
|
|
Bánh răng – trục III
|
H7/k6
|
+21
|
+2
|
+30
|
0
|
|
(1)
|
(2)
|
(3)
|
(4)
|
(5)
|
(6)
|
|
Ổ bi đỡ một dãy I với trục
|
k6
|
+18
|
+2
|
|
|
|
Ổ bi đỡ một dãy II với trục
|
k6
|
+18
|
+2
|
|
|
|
Ổ bi đỡ một dãy III với trục
|
k6
|
+21
|
+2
|
|
|
|
Nối trục đàn hồi – trục III
|
H7/k6
|
+21
|
+2
|
+30
|
0
|
|
Vòng chắn dầu – trục I
|
H7/k6
|
+18
|
+2
|
+25
|
0
|
|
Vòng chắn dầu – trục II
|
H7/k6
|
+18
|
+2
|
+25
|
0
|
|
Vòng chắn dầu – trục III
|
H7/k6
|
+21
|
+2
|
+30
|
0
|
|
Nắp ổ lăn –Vỏ Hộp(Trục I)
|
H7/h6
|
0
|
-22
|
+30
|
0
|
|
Nắp ổ lăn –Vỏ Hộp(TrụcII)
|
H7/h6
|
0
|
-22
|
+35
|
0
|
|
Nắp ổ lăn–Vỏ Hộp(TrụcIII)
|
H7/h6
|
0
|
-25
|
+40
|
0
|
|
Then bằng – trục I
|
N9/h9
|
0
|
-62
|
0
|
-62
|
|
Then bằng – trục II
|
N9/h9
|
0
|
-62
|
0
|
-62
|
|
Then bằng – trục III
|
N9/h9
|
0
|
-74
|
0
|
-74
|
|
Then bằng – bánh răng I
|
D10/h9
|
0
|
-62
|
+200
|
+80
|
|
Then bằng – bánh răng II
|
D10/h9
|
0
|
-62
|
+180
|
+80
|
|
Then bằng – bánh răng III
|
D10/h9
|
0
|
-74
|
+220
|
+100
|
|
Then bằng – bánh răng IV
|
D10/h9
|
0
|
-74
|
+220
|
+100
|
|
Chốt định vị – vỏ hộp
|
H7/r6
|
+28
|
+19
|
+15
|
0
|
|
Nắp ổ – vỏ hộp
|
H11/d11
|
-120
|
-340
|
+220
|
0
|
KẾT LUẬN
Sau một thời gian làm việc tập trung, khẩn trương dưới sự hướng dẫn chỉ bảo của các thầy giáo trong bộ môn, đặc biệt là thầy giáo: …………….. đến nay đồ án của em đã hoàn thành đúng thời hạn đảm bảo các nhiệm vụ được giao.
Qua quá trình làm đồ án đã giúp tôi làm quen với những công việc cụ thể của người kỹ sư cơ khí trong tương lai, phương pháp làm việc độc lập, sáng tạo, khoa học, kỷ luật, đồng thời đồ án đã giúp bản thân tôi củng cố thêm các kiến thức đã được học cũng như học hỏi được nhiều kiến thức và kinh nghiệm quý báu.
Cuối cùng em xin cám ơn thầy giáo …………………, cùng các thầy trong bộ môn đã tận tình hướng dẫn cho em hoàn thành đồ án này.
Em xin chân thành cảm ơn !
TÀI LIỆU THAM KHẢO
1. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (tập 1+2).
Trịnh Chất - Lê Văn Uyển.
2. Chi tiết máy (tập 1+2).
Nguyễn Trọng Hiệp.
3. Kỹ Thuật Đo.
Ninh Đức Tốn.
"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"