LỜI NÓI ĐẦU

    Đồ án chi tiết máy là môn học cơ bản của ngành cơ khí, môn học này cho sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn về kiến thức đã học và môn học cũng là cơ sở rất quan trọng cho các môn học chuyên ngành sau này.

    Đề tài của sinh viên được giao là thiết kế hệ dẫn động băng tải, gồm có hộp giảm tốc hai cấp loại phân đôi cấp nhanh và bộ truyền đai thang . Hệ  thống được dẫn động bằng động cơ điện thông qua bộ truyền đai thang , hộp giảm tốc và khớp nối truyền động tới băng tải.

    Trong quá trình tính toán thiết kế đồ án chi tiết máy sinh viên đã dùng và tra cứu các tài liệu sau:

  Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí của PGS.TS.TRỊNHCHẤT-TS.LÊ VĂN UYỂN (Tập 1 và tập 2).

   Dung sai và lắp ghép của GS.TS.NINH ĐỨC TỐN

    Do là lần đầu tiên làm quen với công việc tính toán, thiết kế chi tiết máy cùng với sự hiểu biết còn hạn chế nên dù đã cố gắng kham khảo tài liệu và bài giảng môm học nhưng bài làm của sinh viên không thể tránh những sai sót. Mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cô để sinh viên ngày càng tiến bộ

    Cuối cùng sinh viên xin cảm ơn thầy ……………..  đã trực tiếp hướng  dẫn chỉ  bảo sinh viên giúp sinh viên có thể hoàn thành  tố nhiệm vụ được giao.

                                                                 ….., ngày …. tháng …. năm 20….

                                                                 Sinh viên thực hiện

                                                                …………………

PHẦN 1. CHỌN ĐỘNG CƠ  VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1. Chọn động cơ.

Công suất công tác của bộ truyền

                             P_t = 4,725 (Kw)

Hệ số tải tương đương: 0,816

 => Công suất tương đương:  P_tđ=P_t. =4,725.0,816=3,8556(kW)

 Hiệu suất bộ truyền:  0,99.0,99⁴.0,97.0,96.0,96 = 0,85

          Tra bảng 2.3-T19 (Sách TTTK hệ dẫn động cơ khí)              

Với:  

 =0,99: hiệu suất khớp nối trục

=0,99  :hiệu suất ổ lăn

=0,97 : hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ(yêu cầu được che kín)

 =0,96 :hiệu suất bộ truyền bánh răng côn; (yêu cầu được che kín)

=0,96 : hiệu suất đai truyền.

                   Công suất yêu cầu của động cơ:

                                      P_ct= =4,54(Kw)

                   Số vòng quay trên trục công tác

                                      N_ct= .v= =19,1  (v/ph)

          Trong đó :  

                              D: đường kính của băng tải(D=350mm)

                              v: vận tốc của băng tải(v=0,35m/s)

          Tỉ số truyền sơ bộ : u_t=u_h.u_n

u : tỷ số truyền trong hộp giảm tốc; chọn u =30

                       u : tỷ số truyền bộ truyên ngoài(bộ truyền đai),lấy u =2

                       từ đó  suy ra u =30.2=60

                 Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

                             n =n u =19,1×60=1146(vòng /phút)                                Hệ số quá tải : =1,5

          Với các thông số đã tính ở trên ta chọn động cơ  4A112M4Y3  có:

- Công suất P=5,5 Kw

- Số vòng quay n=1425 v/ph

                                    - Hệ số quá tải =2,0

2. Phân phối tỉ số truyền.

          Tỉ số truyền thực của bộ truyền   u­_t= = =74,6            

                   Với u_n=3 (chọn tỉ số truyền đai)

                   u_h= =9,55    

Tỉ số truyền của hộp giảm tốc côn trụ 2 cấp :u_h=u₁.u

Trong đó :

                 u : tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

                 u : tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

Chọn phân tỉ số truyền hộp giảm tốc côn trụ theo khả năng bôi trơn:

                   Chọn  K_be=0,3;  =1,2;

                             [K₀₁]=[K₀₂]    và

                             c_k = =1,1. Ta có

                   = = =12,9.

                   Từ đó:  =12,9.1,1³=17,1

          Theo đồ thị   3.21- sách TTTK Hệ Dẫn Động Cơ Khí T1)  

Với u_h=16,38 ta tìm được:  u₁=3 u₂=3,2   (=u_h/u₁).

3. Tính toán các thông số.

          Số vòng quay trên các trục :

                             n₁= = =712,5 (v/ph)

                             n₂= = =237,5 (v/ph)

                             n₃= = =74,22 (v/ph)

                             n_ct=n₃.

Công suất động cơ trên các trục :

                   P =4,725(Kw)

                             P₃= = =4,82(Kw)

                             P₂= = =10(Kw)

                             P₁= = =10,56 (Kw)

                             P^’_đc= = =11,12 (Kw)

Vậy momen xoắn trên các trục :

                             T^’_đc=9,55.10⁶.(P_đc/n)=9,55.10⁶.( )=74495,5 (Nmm)

                             T₁=9,55.10⁶.(P₁/n₁)=9,55.10⁶.( )=141541,1 (Nmm)

                             T₂=9,55.10⁶.(P₂/n₂)=9,55.10⁶.( )=402613,8 (Nmm)

                             T₃=9,55.10⁶.(P₃/n₃)=9,55.10⁶.( )=620196,7 (Nmm)

                             T_ct=9,55.10⁶.(P_ct/n_ct)=9,55.10⁶.( )=2362500(Nmm)

          Ta có bảng số liệu :

Trục   Thông số	Động cơ		1		2		3		Công tác
Tỉ số truyền  u		2		3		3,2		1
Công suất      P(Kw)	11,12		10,56		10		4,82		4,725
Số vòng quay     n(v/ph)	1425		712,5		237,5		74,22		74,22
Mômen xoắn     T(Nmm)	74495,5		141541,1		402613,8		620196,7		2362500

 

PHẦN II. TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI

Ở đây ta đi tính toán bô truyền động đai là đai hình thang.

          Chọn loại đai: Momen trên trục quay nhanh trong bộ truyền đai là momen trên trục động cơ ta có:

  T­_đc =74495,5N.mm = 74,5 N.m

Theo bảng 13.5 trang 23 sách chi tiết máy tập 2 ta chọn đai hình thang B         

Tính toán thông số đai B:

-         d_lmin = 125mm ( tra bảng 13.5 tr23 ctm-t2)

-         Đường bánh đai nhỏ d₁=1,2d­_lmin. Lấy theo tiêu chuẩn ta có d­₁ = 160

-         Đường kính bánh đai lớn  d₂=d₁.u.(1-ε)

Trong đó hệ số trượt :

                   ε=0,01; u=2 d₂=160×2×(1-0,01)=316,8 mm

Chọn d₂=315 mm theo tiêu chuẩn.

Tỉ số truyền thực tế:  u_t=d₂/(d₁×(1- ε )) =1,99

          Sai số          =0,57% < 4%

-         Vận tốc đai               v= =11,94(m/s)

-         Khoảng cách trục a:

Điều kiện:   0,55.(d₁+d₂) + h a  2.(d₁+d₂)

274,75 a 950 . (Theo bảng 13.3 tr 22 ctm-t2 ta tra được h=13,5mm).

Chọn a=d₂=315mm.

-         Chiều dài l:

Theo công thức 4.4-[I] ta có:

              l=2a+ +

               =1395,2 mm.

Chọn theo tiêu chuẩn   l=1400 mm.

-         Tính lại khoảng cách trục a:

a=

Trong đó: =653,87

                   =77,5

 a=1270 mm.

Kiểm nghiệm số vòng quay trong 1s theo ct 4.15

    i= v/l=11,94/1,4=8,53<10.

Góc ôm =180-57.(d₂-d₁)/a =173^o41’>120^o.

-         Số đai xác định theo công thức:

z ≥

Dựa vào bảng 4.7 với đặc tính làm việc va đập vừa ;làm việc 3 ca nên chọn hệ số tải trọng động  K_đ=1,45

=1 – 0,003 (180⁰ - α)=0,979

Dựa vào bảng 4.16 chọn hệ số chiều dài đai: C_l=0,95 (l/l_o= =0,82).

Dựa vào bảng 4.17 tr61 TTTKHDĐCKT1 ta có: công suất cho phép

[P₀]=1,85 (kW).

Ta có C_u= 1,13( tra bảng 4.17- tr 61-TTTKHDĐCKT1)

                     C_z: Hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai.

                    Ta có: z’= = =3,14

                   z ≥ =4,82

                    lấy z=5.

          - Từ đó ta có chiều rộng bánh đai   B=(x-1).t+2e.

Đai  B có t=25,5; e=17 B=(5-1).25,5+2.17=136 mm.

-         Lực căng đai ban đầu:

F_o=780.P_đc.K_đ/v. .z + F_v.

Lực căng do lực li tâm  F_v=q_m.v². Với    q_m=0,3

                                                             v = 11,94

                             F_v=42,77 N.

F_o= +42,77=215,18 N.

Lực tác dụng lên trục :

F_r=2F_o.z.sin( )=2.215,18.5.sin(86,64)   =2148,1 N.

Đường kính ngoài bánh đai:

        d_a1=d₁+ =112+ =116mm

        d_a2=d₂+ =250+ =254mm

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

PHẦN III. TÍNH BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

 

1. Các số liệu ban đầu.

Số liệu :                Công suất trên trục P₁=10,56 Kw.

                             Số vòng quay        n₁= 712,5 v/ph.

                             Tỉ số truyền           u₁=3

                             Momen xoắn          T₁=141541,1 N.mm

2.Chọn vật liệu.

                   Theo bảng 6.1-T92-[I]

          Bánh nhỏ: thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB_I= 241…285 có

                             =850 Mpa; =580 Mpa.

          Bánh lớn : thép 50 thường hóa  đạt độ rắn HB_II= 179…228 có

                             =640 Mpa; =350 Mpa.

3. Xác định ứng suất cho phép.

          Theo bảng 6.2-T94-[I]với thép 45 tôi cải thiện,và thép 50 thường hóa  ta có:

                   =2HB+70; S_H=1,1.

                   =1,8HB;    S_F=1,75.

          Chọn độ rắn bánh nhỏ HB₁=245  ;độ rắn bánh lớn HB₂=225 khi đó        

·        =2HB₁+70=2.245+70=560 Mpa.

                                      =1,8HB₁=1,8.245=441 Mpa.

·        =2HB₂+70=2.225+70=520 Mpa.

=1,8HB₂=1,8.225=405 Mpa.

          Theo công thức: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:

                   N_HO=30.  do đó:

                    N_HO1=30.245^2,4=1,626.10 ;

N_HO2=30.225^2,4=1,3254.10⁷

          Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương(đối với thép)

                                      N_HE=60.C.

Ta có : N_HE1=60×712,5×17000×( =42,21.10⁷>N_HO1.

 Do đó     K_HL1=1.

          N_HE2  =60×  =8,764×10⁷>N_HO2.

          Do đó  K_HL2=1.

Như vậy.                        [ ]=

                                      [ ]₁=560× =509,1 Mpa.

                                      [ ]₂=520× =472,7 Mpa.

Để tính bộ truyền răng trụ răng nghiêng ta lấy

 [ ]=([ ]₁+[ ]₂)/2=490,9 Mpa.

[ ] = 490,9 < 1,25[ ]_min (thỏa mãn).

Lại có: N_FE=60.C.

             N_FE1=60×712,5×17000×(

                                                                                                                             =33,2×10⁷>N_FO1=4.10⁶ do đó K_FL1=1

Tương tự N_FE2=N_FE1/u= =11,067×10⁶>N_FO2 =4.10  K_FL2=1.

Bộ truyền quay 1 chiều K_FC=1 ta được

     [ ]=

[ ]=441×1×1/1,75=277,2 Mpa.

               [ ]=405×1×1/1,75=254,57 Mpa.

Ứng suất quá tải cho phép:

                    [ ]_max=2,8× =2,8.350=980 Mpa.

                   [ ]_max=0,8× =0,8.580=464 Mpa.

                   [ ]_max=0,8× =0,8.350=280 Mpa.

      4. Tính toán thông số bộ truyền răng trụ răng nghiêng cấp chậm .

a. Xác định khoảng cách trục theo công thức.

a_w = K_a(u

Trong đó:

 K_a – hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Ta có K_a = 43

T₁ – mô men xoắn trên trục bánh chủ động, Nmm

 

 – hệ số chọn theo bảng 6.6. chọn

 – hệ số khi xét đến sự không đều tải trọng trên vành răng khi tính theo sức bền tiếp xúc.

u – tỉ số truyền, u = 3.

Theo bảng 6.7 ta có (u ) = 0,53.0,4(3+1) = 0,848. Chọn được

Momen xoắn trên trục 1 :T₁=141541,1 Nmm.

a_W = 43(3+1) = 136,89 mm

Chọn a_w = 140mm

Dường kính vòng răng bánh nhỏ : d_w1 = 2.a_w/(u₁+1) = 2.140 /(3+1)= 70 mm.

b. Xác định các thông số ăn khớp:

Theo (6.17)   m = (0,01 0,02)a_w = (0,01 0,02).140 = 1,4  2,8 mm

Theo bảng 6.8 chọn mô đun pháp m = 2,5

Chọn sơ bộ  = 10⁰, do đó cos = 0,9848, theo (6.31) số răng bánh nhỏ

Z₁= 2a_w = 2.140.0,9848/[2,5(3+1)] = 27,57. Lấy Z₁=28

Số răng bánh lớn Z₂=u.Z₁=3.28=84 răng.

Do đó tỉ số truyền thực là:

                                                U_m=  = 3

Góc côn chia :

                                                =arctan( )=arctan( )=18,4⁰

                                                =90^o- =71,6⁰

c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

          Ta có:                                                        

=

Theo bảng 6.5, hệ số ảnh hưởng vật liệu : Z_M=274 Mpa^1/3.

Theo (6.35)

        tan _b = cos _t.tan  = cos(20,98⁰).tan(18,4⁰) = 0,31

với _t = _tw = arctan(tan /cos ) = arctan(tan20/cos18,4) = 20,98⁰

=> _t= 17,25⁰

Do đó theo (6.34) :

Z_H =  =  = 1,69

Theo (6.37),

=  =  = 0,78

: hệ số xét đến sự trùng  khớp của răng

Do ta có : =[1,88 - 3,2( )]cos =[1,88-3,2( )]cos18,4 = 1,64

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ

          d_w1 = 2a_w/(u_m+1) = 2.140/(3+1) = 70

Theo (6.40),         v = d_w1n₁/60 000 = .70.712,5/60 000 = 2,61 m/s

Với v = 2,61 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9. Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v  5 m/s ta chọn  = 1,16.

Theo (6.42), v_H =  = 0,002.73.2,61  = 2,6

Trong đó theo bảng 6.15, _H= 0,002, theo bảng 6.16 g₀= 73. Do đó theo (6.41)

K_Hv= 1 + v_Hb_wd_w1/(2T₁ ) = 1 + 2,6.42.70/(2.141541,1.1,15.1,13) = 1,02

Trong đó :   b_w là bề rộng vành răng, b_w= .a_wl=0,3.140 = 42

                    = 1,15 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên bề mặt bánh răng, tra bảng 6.7.

                    = 1,13 là hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng do các đôi răng cùng ăn khớp, tra bảng 6.14

                    là hệ số kể đến tải trọng động lực tác dụng lên vùng ăn khớp.

Theo (6.39) K_H=  = 1,15.1,13.1,02 = 1,325

Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33) ta được:

          Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

_H=  = 274.1,69.0,78  = 563 Mpa

-        

Theo (6.1) với v = 2,61 m/s < 5 m/s, Z_v = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám 2,5…1,25 , do đó Z_R = 0,95; với d_a< 700 mm, K_xH = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a):

        Theo bảng 6.13-T₁₀₆.[I] chọn cấp chính xác 8.

Có = v. . =0,006×56×2,59× =8,41

                                                                                                                    Trong đó:  Hệ số ảnh hưởng sai số ăn khớp =0,006   (bảng 6.15)

                         Hệ số ảnh hưởng sai lệch bước răng g_o=56  (bảng 6.16)

        Hệ số tải trọng động :

                            K_Hv=1+

                           b=K_be.R_e=0,25.196,87=49,2                                                                        K_Hv =1+ =1,13.

                           K_H=1,13×1×1,13=1,28.

        Vậy:  

                  =450,68 Mpa.

Mặt khác, ứng suất tiếp xúc cho phép:                       

          [ ]’=[ ].Z_v.Z_R.K_XH=472,7.1.0,95.1=449 Mpa.

           Trong đó v< 5 m/s Z_v=1; Ra=2,5…1,25 ; d_a<700; K_XH=1.

           Ta thấy sự chênh lệch giữa  và  [ ]’ không  nhiều(0,37%)

 Ta tính lại chiều rộng vành răng:

     b=K_be.R_e. =0,25×196,87× = 49,6. Chọn  b= 50.

d. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

                   =2.T₁.K_f. /(0,85.b.m_tm.d_m1)≤ [ ]

Ta có tỉ số:           =0,603 (đã tính).

Tra bảng 6.21-T₁₄₃ -[I] được K_Fβ=1,25.

Có:                       υ_F=δ_F.g_o.v.                                                                                       = 0,016.56.2,59. =22,43

Trong đó:   δ_F=0,016(bảng 6.15), g_o=56(bảng 6.16), do đó

          K_Fv=1+ =1+  =1,32

Do đó:  K_F=K_Fβ.K_Fα.K_Fv=1,25.1.1,32=1,65.

Với răng thẳng Y_β=1, với ε_α=1,745, Y_ε=1/ ε_α=0,573

Với Z_v1=Z₁/cos ₁=29/cos12,8=29,74

       Z_v2= Z₂/cos ₂=128/cos77,2=577,75.       x₁=0,33; x₂=-0,33

Tra bảng 6.18 được Y_F1=3,54; Y_F2=3,55.

Thay các giá trị vừa tính được vào ta có:

_F1=2×106520,3×1,65×0,573×1×3,54/(0,85×50×2,625×76,125)

     =83,96 Mpa.<[ ]

_F2=δ _F1.Y /Y =83,96.3,55/3,54=84,197 Mpa.<[ ]

Như vậy độ bền uốn được bảo đảm.

e. Kiểm nghiệm về độ bền quá tải:

Với K_qt=1,4

_Hmax=  _H.K_qt^1/2=450,68× =533,25 Mpa

 _Hmax<[  _H]_max=980 Mpa.

                                                                                                                                      _F1max=  _F1.K_qt=83,96×1,4=177,544<[  _F1]_max=464 Mpa.

                                                                                                                                      _F2max=  _F2.K_qt=84,197.1,4=177,872<[  _F2]_max=280 Mpa.

Răng thỏa mãn điều kiện về quá tải

Kết luận:

                   Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn:

 - Chiều dài côn ngoài   :               Re=196,87 mm

- Modun vòng ngoài:                            m_te=3  mm

- Chiều rộng vành răng :             b_w=50 mm

- Tỉ số truyền:                                       u₁=4,4

- Góc nghiêng răng  :                     β=0

- Số răng bánh răng :                            z₁=29,    z₂=128.

- Hệ số dịch chỉnh chiều cao        x₁=0,33;  x₂=-0,33.

Ngoài ra còn các thông số khác:

v Đường kính chia ngoài :                                                                     d_e1=87 mm; d_e2=384 mm

v Góc côn chia :                           δ₁=12,8   ;δ₂=77,2

v Chiều cao răng ngoài:                                                                                  h_e=2.h .m +0,2.m =6,6 mm  (trong đó h =cos =1)

v Chiều cao đầu răng ngoài                  

h_ae1=(h +x .cos ).m=3,99 mm;     h_ae2=2.h .m -h =2,01 mm  

v Chiều cao chân răng ngoài:     

  h_fe1=h_e-h_ae1=2,61 mm;                   h_fe2=h_e-h_ae2=4,59 mm   

v Đường kính đỉnh răng ngoài :                                                      d_ae1=d_e1+2.h_ae1.cos δ₁=94,78 mm;   d_ae2=d +2.h .cos( )=393,18 mm

5. Tính bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng .

       Số liệu:      Công suất trên trục    P₂=6,9  kW

                      Vòng quay:  n₂=147,93  v/ph

                    Tỉ số truyền   :  u₂=3,72

         Momen         : T₂=445447,17 N.mm

a.Chọn vật liệu.

          Theo bảng 6.1-T92-[I]

          Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB_I= 241…285 có

                             =850 Mpa; =580 Mpa.

          Bánh lớn: thép 50 thường hóa đạt độ rắn HB_II= 179…228 có

                             =640 Mpa; =350 Mpa.

b. Xác định ứng suất cho phép.

          Theo bảng 6.2-T94-[I]

                   =2HB+70; S_H=1,1.

                   =1,8HB;    S_F=1,75.

          Chọn độ rắn bánh nhỏ HB₁=195, độ rắn bánh lớn HB₂=180, khi đó:       

=2HB₁+70=2×245+70=560 Mpa.

=1,8HB₁=1,8×245=441 Mpa.

                        =2HB₂+70=2×225+70=520 Mpa.

                        =1,8HB₂=1,8×225=405 Mpa.

          Theo công thức: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở:

                   N_HO=30.  do đó:

                    N_HO1=30.245^2,4=16,26×10 ;

                   N_HO2=30.225^2,4=13,25.10

          Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương(đối với thép)

                             N_HE=60.C.

Ta có : N_HE1=60×147,93×17000×(1 × +0,85 × )=114,08×10 >N_HO1.

 Do đó     K_HL1=1.

           N_HE2=60×39,77×17000×(1 ×  =30,67×10 >N_HO2.

K_HL2=1

Như vậy.              [ ]=

                             [ ]₁=560. =509,1 Mpa.

                             [ ]₂=520. =472,73 Mpa.

Để tính bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng ta lấy [ ] =472,73 Mpa

Mặt khác   N_FE=60.C.(

Vậy:             N_FE1=60.147,93.17000.(1 . +0,85 . )

                           =95,53.10 >N =4.10 K =1

Tương tự N_FE2=N_FE1/u= =25,68.10 >N =4.10 K =1

Bộ truyền quay 1 chiều K_FC=1 ta được

                    [ ]=

[ ]=441.1.1/1,75=252  Mpa

    [ ]=405.1.1/1,75=231,43 Mpa

Ứng suất quá tải cho phép:

                   [ ]_max=2,8. =2,8.350=980  Mpa.

                   [ ]_max=0,8. =0,8.580=464 Mpa.

                    [ ]_max=0,8. =0,8.350=280 Mpa.

c. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

- Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

a_w1 = K_a . (u₁ + 1) .

+ Theo bảng (6.5) , (6.6) sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tác giả trịnh chất-lê văn uyển ta chọn K_a = 49,5   

 = 0,4

 = 0,53. .(u₁ + 1) = 0,53.0,4.(3 + 1) = 0,848

+ Theo bảng (6.7) ta chọn hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng k_HB = 1,05

+ mô men xoắn truyền trên trục bánh chủ động T₁ =  141541,1 (N.mm)

 a_w1 = 49,5.(3 + 1).  = 162,64 (mm)

Lấy a_w1 = 164 (mm)

- Xác định các thông số ăn khớp.

+ xác định môđun.

m = (0,01…0,02). a_w1 =1,64…3,28 (mm)

Chọn mô đun pháp theo bảng 6.8 ta có: m = 2,5 (mm)

+ xác định số răng.

Z₁ =  = = 32,8

Lấy Z₁ = 13 (răng)

Z₂ =  Z₁ . u₁ =  33.3 = 99

Lấy Z₂ =99 (răng)

Tỷ số truyền thực tế là u₁ = = 3

·        tính lại khoảng cách trục

 a_w1 = = =165(mm)

            lấy a_w1 = 165, góc ăn khớp

cos  =  =  = 0,9397

 = 20⁰

- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

 = Z_M.Z_H.Z .

+ Theo bảng (6.5) ta có hệ số kể đến cơ tính của vật liệu Z_M = 274 (Mpa^1/3)

+ Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Z_H =

 Z_H =  = 1,76

+ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng  =

·        Hệ số trùng khớp ngang  = 1,88 – 3,2.( ) = 1,88 – 3,2.( ) =1,75

 =  = 0,87

+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc  K_H = . .

_·          Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp = 1

·        K_HV = 1 +

·        Đường kính vòng lăn bánh nhỏ d_w1 =  =  = 82,5 (mm)

·         =

V =  = = 3,07 (m/s)

Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác là 9

Theo bảng (6.15) , (6.16) chọn  = 0,006

                                                    g_o = 73

·        Chiều rộng vành răng b_w =  = 0,4 . 165 = 66 (mm)

·         = 0,006 . 73.1,75 .  = 5,68

      .  K_HV = 1 + =1,104

K_H =1,104.1,05.1 = 1,16

 = 274.1,76.1,75.  = 833,16 (MPa)

·        Tính lại ứng suất cho phép

 = .z_v.z_R.K_xH

Với V = 3,07 (m/s), z_v = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác  về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R_z = 10…..40 ( ),do đó z_R = 0,95 ; với d_a<700 (mm), k_xH = 1

 = 833,16.1.0,95.1 = 791,5 (MPa)

Ta có  = 791,5 (MPa) <  = 833,16 (MPa)  thỏa mãn

- Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn.

 =

+ Hệ số tải trọng khi tính về uốn

·        Theo bảng (6.7),  = 1,12

·        Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn  = 1

  K_FV = 1 +

 =

Theo bảng (6.15) , (6.16) chọn  = 0,016

g_o = 73

 = 0,016 . 73.3,07  = 15,35

K_FV = 1 +  = 1,28

 K_F = 1,12 . 1 . 1,28 = 1,43

+ Hệ số trùng khớp răng  =  =  = 0,57

+ Hệ số nghiêng của răng  = 1

+ Số răng tương đương

z_v1 =  =  = 33

z_v2 =  =  = 99

theo bảng (6.18) ta được Y_F1 = 4,03

                                        Y_F2 = 3,55

·        với m = 2,5, Y_s = 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016.

Y_R = 1 (bánh răng phay),K_xF = 1 (d_a<400 mm)

Do đó  = 252.1,016.1.1 = 256,03 (MPa)

 = 236,57.1,016.1.1 = 240,36 (MPa)

 =  = 71,67 (MPa) <  = 256,03 (MPa)

 = 71,67 .  = 63,13 (MPa) <  = 240,36 (MPa)

- Kiểm nghiệm răng về quá tải.

=  với  =  =  = 1,4

=  791,5 . 1,4 =  749,58 (MPa) <  = 1108,1 (MPa).

=  = 71,67 . 1,4 = 100,34(MPa) <  = 464 (MPa)

=  = 63,13 . 1,4 = 88,38 (MPa) <  = 360 (MPa)

- Các thông số khác của bộ truyền.

+ Đường kính vòng chia

d₁ =  =  = 82,5 (mm)

d₂ =  =  = 247,5 (mm)

+ Đường kính đỉnh răng

d_a1 = d₁ + 2.m.(1 + x₁ - ) = 82,5 + 2. 2,5= 87,5 (mm)

d_a2 = d₂ + 2.m.(1 + x₂ - ) = 247,5 + 2. 2,5= 252,5 (mm)

+ Đường kính đáy răng

   d_f1 = d₁ – (2,5 – 2.x₁) . m = 82,5 –2,5 = 80,5 (mm)

   d_f2 = d₂ – (2,5 – 2.x₂) . m = 272,5 – 2,5 = 270 (mm)

+ Đường kính lăn

 = 82,5 + .82,5 = 83,75 (mm)

 = 247,5 + .247,5 = 51,25 (mm)

6.Tính toán cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

- Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

a_w2 = K_a . (u₂ + 1) .

+ Mômen xoắn truyền trên trục bánh chủ động

T =  =  = 201306,9 (Nmm)

+ Theo bảng (6.5) , (6.6) sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tác giả trịnh chất-lê văn uyển ta chọn K_a = 43   

 = 0,3

 = 0,53. .(u₁ + 1) = 0,53.0,3.(3,2 + 1) = 0,67

+ Theo bảng (6.7) ta chọn hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng k_HB = 1,07

 a_w2 = 43.(3,2 + 1).  = 181,13 (mm)

Lấy a_w2 = 186 (mm)

- Xác định các thông số ăn khớp.

+ Xác định môđun.

m = (0,01…0,02). a_w2 =1,86…3,72 (mm)

chọn môđun pháp theo bảng 6.8 ta có m = 2,5 (mm)

+ Xác định số răng.

Chọn sơ bộ  = 35^o

Z₁ =  = = 29,02

Lấy Z₁ = 29 (răng)

Z₂ =  Z₁ . u₂ =  29.3,2 = 92,8

Lấy Z₂ =93 (răng)

Tỷ số truyền thực tế là u₂ = = 3,207

·        Tính lại góc nghiêng  của răng.

 cos  =  =  = 0,819

=

- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

 = Z_M.Z_H.Z .

+Theo bảng (6.5) ta có hệ số kể đến cơ tính của vật liệu Z_M = 274 (Mpa^1/3)

+ Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Z_H =

ở đây  là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

tg  = cos .tg  = cos (23,95).tg(35) = 0,6399

Với  = arctg.( ) = arctg ( ) =

 =

 Z_H =  = 1,507

·        Hệ số trùng khớp dọc  =  =  =  0,3.186.  = 4,077

 Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng  = =  = 0,839

Trong dó hệ số trùng khớp ngang

 = . cos  = .0,819 =1,421

+ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc  K_H = . .

_·          Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp = 1,13

·        K_HV = 1 +

·        đường kính vòng lăn bánh nhỏ d_w2 =  =  = 88,57 (mm)

 =

       V =  = = 1,1(m/s)

Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác là 9

Theo bảng (6.15) , (6.16) chọn  = 0,002

g_o = 73

·        Chiều rộng vành răng b_w =  = 0,3 . 186 = 55,8 (mm)

       Lấy b_w = 56

 = 0,002 . 73.1,1 .  = 1,2

·        .  K_HV = 1 + =1,12

K_H =1,12.1,07.1,13 = 1,35

 = 274.1,507.0,839.  = 441,47 (MPa)

- Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép

 = .z_v.z_R.K_xH

Với V = 1,1 (m/s) < 5 (m/s), z_v = 1; với cấp chính xác động học là 9, chọn            cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R_a = 2,5…1,25 ( ),do đó z_R = 0,95 ; với d_a<700 (mm), k_xH = 1

 = 472,73.1.0,95.1 = 449,1 (MPa)

Như vậy  = 441,47 (MPa) <  = 449,1 (Mpa)  Thỏa mãn

- Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn.

 =

+ Hệ số tải trọng khi tính về uốn

·        Theo bảng (6.7),  = 1,24

·        Theo bảng (6.14),với V < 2,5 (m/s) cấp chính xác là 9,  = 1,37

  K_FV = 1 +

 =

 = 0,006 . 73.1,1 .  = 3,67

K_FV = 1 +   = 1,03

 K_F = 1,07 . 1,37. 1,03= 1,51

+ Hệ số trùng khớp răng  =  =  = 0,7

+ Hệ số trùng nghiêng của răng  = 1 -  = 1 -  = 0,75

+ Số răng tương đương

       z_v1 =  =  = 52,76

      z_v2 =  =  = 169,2

Theo bảng (6.18) ta được Y_F1 = 3,65 , Y_F2 = 3,6

Với m = 2,5, Y_s = 1,08 – 0,0695.ln(2,5) = 1,016.

Y_R = 1 (bánh răng phay),K_xF = 1 (d_a<400 mm)

Do đó  = 252.1,016.1.1 = 256 (MPa)

 = 231,43.1,016.1.1 = 235,13 (MPa)

 =  = 93,95 (MPa) <  = 256 (MPa)

 = 80,47 .  = 92,66 (MPa) <  = 240,35 (MPa)

- Kiểm nghiệm răng về quá tải.

=  với  =  =  = 1,4

=  441,47 .  =  522,35 (MPa) <  = 1260 (MPa).

=  = 93,95 . = 111,16 (MPa) <  = 464 (MPa)

=  = 92,66 . = 109,64 (MPa) <  = 360 (MPa)

- Các thông số khác của bộ truyền.

+ Đường kính vòng chia d₁ =  =  = 88,51 (mm)

d₂ =  =  = 283,83 (mm)

+ Đường kính đỉnh răng d_a1 = d₁ + 2.m = 88,51 + 2. 2,5 = 93,51 (mm)

   d_a2 = d₂ + 2.m = 286,88 + 2. 2,5 = 288,83 (mm)

+ Đường kính đáy răng d_f1 = d₁ – 2,5 . m = 88,51 – 2,5.2,5 = 82,26 (mm)

  d_f2 = d₂ – 2,5 . m = 283,83 – 2,5.2,5 = 277,58 (mm)

+Đường kính lăn

 = 88,51 + .85 = 88,51 (mm)                            

 = 283,83 + .283,83 = 287,1

Bảng số liệu sau khi tính toán:

Các thông số	Bộ truyền bánh răng thẳng		Bộ truyền bánh răng nghiêng
Khoảng cách trục (mm)	165		186
Môđun m	2,5		2,5
Chiều rộng vành răng  (mm)	64		56
Góc nghiêng của răng	0		35
Số răng bánh răng (Z1,Z2)	33	99	29	93
Hệ số dịch chỉnh (x,y)	0	0	0	0
Đường kính vòng chia (d1,d2)	87,5	252,5	88,51	283,83
Đường kính đỉnh răng (da1,da2)	82,5	247,5	88,51	287,1
Đường kính đáy răng (df1,df2)	80,5	270	82,26	277,58

 

 

 

 

PHẦN III : THIẾT KẾ TRỤC

 

1. Chọn vật liệu.

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 thường hóa có:

- Độ cứng HB = 200

- Giới hạn bền  = 600 MPa

- Giới hạn chảy  = 340 MPa

- Ứng suất xoắn cho phép  = 15 30 MPa

2. Xác định sơ bộ đường kính trục.

Đường kính trục được xác định theo công thức: d_k

-  Đường kính trục 1

Chọn  = 15 MPa  

Với  T₁ = 141541,1 N.mm

Ta cód₁ =   =  = 36,13  mm

Lấy  d₁ = 40  mm

- Đường kính trục 2

Chọn  = 20 MPa  

Với  T₂ = 402613,8

Ta cód₂ =   =  = 46,5  mm

Lấy  d₂ = 50  mm

- Đường kính trục 3

Chọn  = 25 MPa  

Với  T₃ = 620196,7

Ta có  d₃ =   =  = 49,87 (mm)

Lấy  d₃ = 50 (mm)

- Theo bảng 10.2 ta chọn chiều rộng ổ lăn là b_o1 = 23 (mm); b_o2 = 27 (mm);

 b_o3 = 27 (mm)

Do lắp bánh đai lên đầu vào của trục 1 nên không cần quan tâm đến đường kính trục động cơ điện.

 

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

a. Chiều dài mayơ bánh đai và bánh răng.

- l_m1 =  (1,2..1,5).d₁ =  (1,2..1,5).40 =  48..60mm

Chọn  l_m11=50mm;    l_m12 = 55mm

- l_m2 =  (1,2..1,5).d₂  =  (1,2..1,5).50 = 60..75  mm

Chọn   l_m23 = 60 mm;    l_m24 = 75mm;   l_m25 = 70 mm

- l_m3 =  (1,2..1,5).d₃  =  (1,2..1,5).50   =60..75  mm

Chọn   l_m36 = 60mm;     l_m37 =  70mm;    l_m38 = 75mm

b. Khoảng cáchsơ bộ giữa các đoạn trục.

Theo bảng 10.3 ta chọn

Tên gọi	Ký hiệu và giá trị
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay	k1 = 10
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp	k2 = 8
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ	k3 = 10
Chiều cao lắp ổ và đầu bulông	hn  = 15

 

- Trục 2

 l₂₂ = 0,5.( l_m23 + b_o2) + k₁ + k₂ = 0,5.(60 +27) + 10 + 8 = 61,5  mm

l₂₃ = l₂₂  + 0,5.( l_m23 + l_m24 ) + k₁ = 61,5 + 0,5.(60 + 75) + 10 = 139  mm

l₂₄ = 2.l₂₃  - l₂₂ = 2.139– 61,5 = 216,5  mm

l₂₁ = 2.l₂₃  = 2.152,5 = 278  mm

 

 

 - Trục 1

 l₁₃ = l₂₃  = 139  mm

l₁₁ = l₂₁  = 278  mm

l₁₂ = 0,5.( l_m11 + b_o1) + k₃ + h_n = 0,5.(50 + 23) + 10+ 15 = 61,5  mm

- Trục 3

l₃₂ = l₂₂  = 61,5  mm

l₃₃ = l₂₄  = 216,5  mm

l₃₄ = l₂₁  = 278  mm

l_C31 =  0,5.( l_m38 + b_o3) + k₃ + h_n = 0,5.( 75 + 27) +10 +15 = 76 mm

l₃₁ = l₃₄  + l_C31 = 278 + 76 = 354  mm

4. Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục.

a.Xác định lực tác dụng lên bộ truyền.

- Lực tác dụng lên bộ truyền cấp nhanh( bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng)

F_t1  = F_t2=

 

F_r1  =

F_a1 = F_a2 = 0

 

 

Bộ truyền cấp nhanh

- Lực tác dụng lên bộ truyền cấp chậm( bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)

 

 

 

b. Tính trục 1

Lực tác dụng lên trục 1

- Lực F_r từ bánh đai tác dụng lên trục 1

Phân tích F_r thành 2 thành phần

F_x11 = F_r . cos50⁰ = 2148.cos50 = 1645,5  N

F_y11 = F_r . sin50⁰ = 2148.sin50 = 1380,7  N

Lực tác dụng lên bánh 2

+ F_x12 = .

Vị trí đặt lực bánh 2 là dương  r₁₂ = =  = 41,25

Bánh 2 là bánh chủ động do đó cb₁₂ = 1

Trục 1 quay ngược chiều kim đồng hồ nên cq₁ = 1

Bánh răng trụ răng thẳng nên h_r12 = 0

 F_t12 =  =  = 3431,3  N

 F_x12 = .1.1.3431,3 = 3431,3  N

+ F_Y12 = . .  = -1.3431,3.  = - 1248,9  N

+ F_Z12 = 0

Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

-Tính lực tác dụng lên các gối đỡ

+ Trong mặt phẳng yOz

Phương trình lực:     +  +  +  =

- F_Y11 + F_Y12 + Fl_Y10 + Fl_Y11 = 0

Phương trình momen:  = F_Y11. l₁₂ + F_Y12. l₁₃ + Fl_Y11. l₁₁ = 0

Thay số ta được:   Fl_Y10 = 1380,7    N

Fl_Y11 = 319  N

+ Trong mặt phẳng xOz

Phương trình lực :  +  +  +  =

 F_x11 + F_x12 – Fl_x10 – Fl_x11 = 0

Phương trình momen :  = F_x11. l₁₂ - F_x12. l₁₃ + Fl_x11. l₁₁ = 0

Thay số ta được:    Fl_x10 = 3431,3   N

Fl_x11 = 1351,6   N

 Lực tổng tại các gối đỡ là

Fl_t10 =  =  = 3697  N

Fl_t11 =  =  =1388,7   N

-Tính momen tại các gối đỡ và bánh răng

+ Trong mặt phẳng yOz

M_X1D = M_X1B = 0

M_X1A = Fl_Y11. l₁₁ + F_Y12. l₁₃ = 319.278 – 1248,9.139 = - 84915  Nmm

M_X1C = Fl_Y11. (l₁₁ - l₁₃) = 319.(278 – 139) = 44341   Nmm

+ Trong mặt phẳng xOz

M_Y1D = M_Y1B = 0

M_Y1A = F_X11. l₁₂ = 1645,5 . 61,5 = 101198   Nmm

M_Y1C = Fl_X11. (l₁₁ - l₁₃) = 1351,6. (278 – 139) = 187872  Nmm

 Momen tương đương tại các tiết diện là

M_td1A =

=  = 180214  Nmm

M_td1C =

= =228664  Nmm

M_td1D = =  = 122578 Nmm

M_td1B = 0

- Đường kính các đoạn trục.

Theo công thức 10.17 ta có:    

- ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

Theo bảng 10.5 ta chọn = 63 MPa

+ Tại tiết diện A-A:    =  = 30,6 (mm)

+ Tại tiết diện D-D:    =  = 26,9 (mm)

+ Tại tiết diện C-C:    =  = 33(mm)

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :

d_1A = 35 (mm);          d_1B =35 (mm)

d_1C = 40 (mm);          d_1D =  28 (mm)

 

c. Tính trục 2

Lực tác dụng lên trục 2

- Tính lực tác dụng lên bánh 4.

+ F_x24 = .

Vị trí đặt lực bánh 4 là âm  r₂₄ = =

Bánh 4 là bánh bị  động do đó cb₂₄ = -1

Trục 2 quay cùng chiều kim đồng hồ nên cq₁ = -1

F_t24 =  =  = 15712   N

 F_x24 = .(-1).(-1).15712 = - 15712  N

+ F_Y24 = . .  = (-1).(- 15712).  = 5719   N

+ F_Z24 = 0

- Lực tác dụng lên bánh 3 và bánh 5.

Vị trí đặt lực bánh 3 bà bánh 5 là dương  r₂₃ =  r₂₅ = =

Bánh 3 và bánh 5 là bánh chủ  động do đó cb₂₃ = cb₂₅ = 1

Hướng răng trên bánh 3 trái,bánh 5 phải nên hr₂₃ = - hr₂₅ = -1

+ F_x23 = F_x25 = .

F_t23 =  =  = 4549   N

F_x23 = F_x25 = .1.1.4549 = - 4549   N

+ F_y23 = F_y25 = . .  = -1.4549.  = -2364   N

 

+ F_Z23 = - F_Z25 = .  = (-1).1.(-1).4549.tg35= 3185   N

- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

Tính lực tác dụng lên các gối đỡ

+ Trong mặt phẳng yOz

Phương trình  lực :  +  + +  +  =

 Fl_Y20 + F_Y23 - F_Y24 + F_Y25 + Fl_Y21 = 0      

Phương trình momen :  = F_Y23. l₂₂ - F_Y24. l₂₃ + F_Y25. l₂₄ + Fl_Y21. l₂₁ = 0

Thay số ta được:  Fl_Y20 = 5223,5   N

Fl_Y21 = 5223,5   N

+ Trong mặt phẳng xOz

Phương trình lực :  +  + +  +  =

 Fl_X20 + F_X23 + F_X24 + F_X25 + Fl_X21 = 0     

Phương trình momen :  = F_X23. l₂₂ + F_X24. l₂₃ + F_X25. l₂₄ + Fl_X21. l₂₁ = 0

Thay số ta được:Fl_x20 = 12405   N

Fl_x21 = 12405    N

 Lực tổng tại các gối đỡ là

Fl_t20 =  =  = 13460   N

Fl_t21 =  =  = 13460   N

Tính momen tại các gối đỡ và bánh răng

 + Trong mặt phẳng yOz

M_Z2C = M_Z2E = F_Z23 . r₂₃ = 3185.44,26 = 140968  Nmm

M_X2A = M_X2B = 0

M^t_X2C = Fl_Y20. l₂₂ = 5223,5.61,5 = 321245   Nmm

M^p_X2C= M^t_X2C + M_Z2C = 321245 + 140968 = 462213   Nmm

M_X2D = Fl_Y20. l₂₃ + F_Y23.(l₂₃ - l₂₂) + M_Z2C

= 5223,5.139– 2364.(139 – 61,5) +140968

 =683825   Nmm

M^p_X2E = Fl_Y21. (l₂₁ - l₂₄ ) = 5223,5. (278 – 216,5) =321245  Nmm

M^t_X2E = M^p_X2E + M_Z2E = 321245 + 140968 = 462213   Nmm

+ Trong mặt phẳng xOz

M_Y2A = M_Y2B = 0

M_Y2C = Fl_X20. l₂₂ = 12405.61,5 = 762908  Nmm

M_Y2D = Fl_X20. l₂₃ + F_X23.(l₂₃ - l₂₂)

= 12405.139–4549.(139 – 61,5) = 1371748  Nmm

M_Y2E = Fl_X21. (l₂₁ - l₂₄ ) = 12405. (278 – 216,5) = 762908   Nmm

 momen tương đương tại các tiết diện là

M_td12A = M_td12B = 0

M_td2C=

= = 578978 Nmm

M_td2D=

=  = 1571904    Nmm

M_td2E=

= = 578978 Nmm

- Đường kính các đoạn trục

Theo công thức 10.17 ta có:     

- ứng suất cho phép của thép chế tạo trục

Theo bảng 10.5 ta chọn = 63 MPa

+ Tại tiết diện C-C:    =  = 45,1  mm

+ Tại tiết diện D-D:    =  = 62,9   mm

+ Tại tiết diện E-E:    =  = 45,1  mm

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :

d_2A = d_2B = 45 (mm);   d_2D = 65 (mm)

d_2C = 50 (mm);   d_2E = 50 (mm)

 

4. Tính trục 3.

Tính lực tác dụng lên trục 3.

- Tính lực tác dụng lên bánh 6 và bánh 7.

+ F_x36 = .

Vị trí đặt lực bánh 6 bà bánh 7 là âm  r₃₆ =  r₃₇ = =

Bánh 6 và bánh 7 là bánh bị  động do đó cb₃₆ = cb₃₇ = -1

Hướng răng trên bánh 6 phải,bánh 7 trái nên hr₃₆ = - hr₃₇ = 1

Trục 3 quay cùng ngược chiều kim động hồ nên cq₃ = 1

F_t36 =  =  = 2231  N

F_x36 = F_x37 = .(-1).1.2231 = 2231  N

+ F_Y36 = F_Y37 = . .  = -1.2231.  = - 991  N

+ F_Z36 = - F_Z37 = .  = 1.(-1).1.2231.tg35= - 1562  N

-  Tính lực khớp nối tác dụng lên trục

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục hướng theo phương x

F_X33 = (0,2…0,3).

Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi D = 350(mm)

 = (0,2..0,3).  = 354..532  N

Chọn F_X33 = 400  N

-Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

Tính lực tác dụng lên các gối đỡ

-Trong mặt phẳng yOz

Phương trình lực :  +  + +  =

 F_Y36 + Fl_Y30 + F_Y37 + Fl_Y31 = 0

Phương trình momen :  = Fl_Y31. l₃₄ + F_Y36. l₃₂ + F_Y37. l₃₃ = 0

Thay số ta được:    Fl_Y30 = 991  N

Fl_Y31 = 991  N

-Trong mặt phẳng xOz

Phương trình lực :  +  +  + +  =

 F_X36 + F_X37 - Fl_X30 – Fl_X31 - F_X33 = 0

Phương trình momen :  = Fl_X31. l₃₄ +F_X33. l₃₁– F_X36. l₃₂ – F_X37.l₃₃ = 0

Thay số ta được:Fl_x30 = 2430  N

Fl_x31 = 1812  N

 Lực tổng tại các gối đỡ là

Fl_t30 =  =  = 2624  N

Fl_t31 =  =  = 2065  N

Tính momen tại các gối đỡ và bánh răng

-Trong mặt phẳng yOz

M_Z3B = M_Z3C = F_Z36 . r₃₆ = (- 1562).(-139) = 217118  Nmm

M_X3A = M_X3D = M_X3E = 0

M^t_X3B = - Fl_Y30. l₃₂ = (- 991).61,5 = - 60947  Nmm

M^p_X3B = M_Z3B - M^t_X3B  = 217118 – (-60947) =  278065   Nmm

M^p_X3C = - Fl_Y31. (l₃₄ – l₃₃ ) = (- 991).(278 – 216,5)  = - 60947   Nmm

M^t_X3C = M_Z3C - M^p_X3C  = 217118 – (-60947) =  278065   Nmm

- Trong mặt phẳng xOz

M_Y3A = M_Y3E = 0

M_Y3B = - Fl_X30. l₃₂ = -2430.61,5 = -149445  Nmm

M_Y3C = - Fl_X30. l₃₃ + F_X36.(l₃₃ – l₃₂)

= -2430.216,5 +2231.(216,5 – 61,5) = 885850  Nmm

M_Y3D = F_X33. (l₃₁ – l₃₄ ) = 400.(354 – 278) = 30400  Nmm

Momen tương đương tại các tiết diện là

M_td13A = 0

M_td3B= =

         = 607882   Nmm

M_td3C= =

= 1072629  Nmm

M_td3D= =

= 537966   Nmm

M_td3E= =

 = 537106  Nmm

- Đường kính các đoạn trục là

Theo công thức 10.17 ta có:    

- ứng suất cho phép của thép chế tạo trục.

Theo bảng 10.5  ta chọn  = 63  MPa

+ Tại tiết diện B-B:    =  = 45,8  mm

+ Tại tiết diện C-C:    =  = 55,4  mm

+ Tại tiết diện D-D:    =  = 44  mm

+ Tại tiết diện E-E:    =  = 44  mm

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau :

d_3A = 45 (mm); d_3B = 60 (mm);

d_3C = 60 (mm);  d_3D = 45 (mm);

d_3E = 45 (mm)

 

5. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

1.Với thép 45 cós_b= 600 MPa, s_-1=0,436.s_b = 0,436.600 =261,6 MPa; t_-1= 0,58.s_-1= 0,58.261,6 = 151,7 Mpa. Theo bảng 10.7  y_s=0,05,y_t= 0.

2.Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đós_aj tính theo công thức (10.22), s_mj= 0 .

s_aj = s_maxj =

Vì trục 1 quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đót_mj=t_aj  tính theo công thức 10.23.

t_aj =

3. Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục.

Dựa theo kết cấu trục ở các hình vẽ và biểu đồ momen tương ứng có thể thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra theo độ bền mỏi: trên trục 1đó là các tiết diện lắp bánh đai( tiết diện 1D), lắp bánh răng ( tiết diện 1C) và tiết diện ổ lăn( tiết diện 1A); trên trục 2 đó là 3 tiết diện lắp bánh răng( tiết diện 2C; 2D; 2E); trên trục 3 là 2 tiết diện lắp bánh răng( tiết diện 3B), lắp ổ lăn( tiết diện 3D) và tiết diện lắp nối trục( 3E)

s_j =

s_sj =  ; s_tj =

4. Chọn kiều lắp ghép

Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then.

Tra bảng 9.1a ta có các thông số b, h, t của then bằng

Theo công thức tính momen cản uốn W_j và momen xoắn W_0j  trong bảng 10.6 ta có kích thước của then, trị số của momen cản uốn, momen cản xoắn ứng với các tiết diện trục như sau:

Tiết diện	Đường kính trục	b x h	t1	W (mm3)	Wo(mm3)
1A 1C 1D 2C 2D 2E 3B 3D 3E	35 40 28 50 65 50 50 45 45	10 x 8 12 x 8 8 x 7 14 x 9 18 x 11 14 x 9 14 x 9 14 x 9 14 x 9	5 5 4 5,5 7 5,5 5,5 5,5 5,5	3566 5364 1825 4813 5364 4813 4813 7611 7611	7776 11647 3979 23019 11647 23019 23019 16557 16557

 

 

5. Xác định các hệ số K_sd và K_td đối với các tiêt diện nguy hiểm theo công thức (10.25) và (10.26):

K_sd =

K_td = .

Trong đó:

-K_x- Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt.

Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt R_a = 0,25..0,63 m, do đó theo bảng 10.8 ta chọn K_x = 1,06

-K_y – Hệ số tăng bền bề mặt, phụ thộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu.

Ở đây không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó K_Y=1

-e_s, e_t- Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước thiết diện trục đến giới hạn mỏi. Tra bảng 10.10

- K_s, K_t - Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn. Tra bảng 10.12

- Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi có thể tra trực tiếp tỉ số   và theo bảng 10.11

- Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay ngón hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có = 600 Mpa là  = 1,76;   = 1,54

- Sau khi tính được tỉ số   và ta dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị của  để tính . Dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị của để tính

Sau khi tính toán và tra bảng ta có các trị số sau

 

Bảng tính hệ số an toàn

Tiết diện	d	Tỉ số Ks/es		Tỉ số Kt/et		Ksd	Ktd	ss	st	s
		Rãnnh then	Lắp căng	Rãnh then	Lắp căng
1A	35	2,03	2,06	1,94	1,64	2,12	2	2,12	9,32	2,1
1C	40	2,07	2,06	1,97	1,64	2,13	2,03	2,28	13,4	2,25
1D	28	1,98	2,06	1,86	1,64	2,12	1,92	2	4,84	1,85
2C	50	2,17	2,17	2,03	2,03	2,23	2,09	2,74	11,9	2,67
2D	65	2,28	2,52	2,09	2,03	2,58	2,15	1,65	4,14	1,53
2E	50	2,17	2,17	2,03	2,03	2,23	2,09	2,74	11,9	2,67
3B 3D 3E	50 45 45	2,17 2,12 2,12	2,17 2,06 2,06	2,03 2,0 2,0	2,03 1,64 1,64	2,23 2,21 2,21	2,09 2,06 2,06	2,74  1,65 1,63	11,9 4,14 4,14	2,67 3,03 3,03

 

Hệ số an toàn cho phép của trục s ≥  = 1,5..2,5

Dựa vào kết quả trong bảng trên cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên cả 3 trục đều đảm bảo an toàn mỏi.

6. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

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

Công thức kiểm nghiệm

=

Trong đó:    =    - ứng suất pháp.

=  - ứng suất tiếp xúc.

- Với thép 45 có =600 MPa; =340 MPa.

Ta có [ ]= 0,8.  = 0,8.340=272 MPa.

d – đường kính đoạn trục.

M_max,T_max  - momen uốn lớn nhất và momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải

- Dựa theo kết cấu trục và biểu đồ momen tương ứng có thể thấy tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm lúc quá tải cần được kiểm tra về độ bền tĩnh

+ Trục 1 : tiết diện C lắp bánh răng

M_max= = 193034   Nmm

T_max=141541 Nmm

Trục 2 : tiết diện Elắp bánh răng

M_max= = 892016  Nmm

T_max=402613,8   Nmm

+ Trục 3: tiết diện B lắp bánh răng

M_max=  = 353433  Nmm

T_max=620196,7  Nmm

Kết quả tính toán được ghi trong bảng sau:

Tiết diện	Đường kính d(mm)	Tmax	Mmax	s	t	std	[s]	Kết luận
C	40	141541	193034	30,2	11,1	32,2	272	bền
E	55	402613,8	892016	53,6	12,1	54,9	272	bền
B	50	620196,7	353433	28,3	24,8	37,6	272	bền

 

7.Tính chọn các then.

Điều kiện bền dập và bền cắt của then được xác định theo công thức:

 = và    =

a.Tính cho trục 1.

Dựa vào tính toán xác định đường kính trục tại các tiết diện lắp bánh răng( tiết diện C)

Tra theo bảng 9.1a ta chọn được thông số của then lắp trên trục 1 như sau:

Kích thước tiết diện then: b₁ = 10  mm;  h₁ = 8  mm

Chiều sâu rãnh then: trên trục t₁₁ = 5  mm;  trên lỗ t₁₂ = 3,3  mm

Xác định điều kiện bền dập:

 =  = 100  Mpa

-Tại tiết diện D-D

Với l_t11 = (0,8…0,9).l_m11 = (0,8…0,9).50 = 40…45 chọn l_t11 = 40  mm

 =  = 53,8  = 100 Mpa

-Tại tiết diện C-C

Với l_t12 = (0,8…0,9).l_m12 = (0,8…0,9).55 = 44…50 chọn l_t12 = 45 mm

 =  = 33,5 = 100 Mpa

Vậy tại các tiết diện có lắp then đều thỏa mãn điều kiện bền dập.

Xác định điều kiện bền cắt

 =

-Tại tiết diện D-D

 = 31,6  Mpa  = 40…60  MPa

+Tại tiết diện C-C

 = 15,7   MPa  = 40…60  Mpa

Vậy tại các tiết diện có lắp then đều thỏa mãn điều kiện bền cắt.

b. Tính cho trục 2.

Dựa vào tính toán xác định đường kính trục tại các tiết diện lắp bánh răng

Tra theo bảng 9.1a ta chọn được thông số của then lắp trên trục 2 như sau:

Kích thước tiết diện then: b₂= 16  mm;  h₂= 10  mm

Chiều sâu rãnh then: trên trục t₂₁ = 6  mm;  trên lỗ t₂₂ = 4,3  mm

Xác định điều kiện bền dập

 =  = 100  Mpa

-Tại tiết diện C-C

Với l_t21 = (0,8…0,9).l_m23 = (0,8…0,9).60 = 48…54 chọn l_t21 = 53 mm

 =  = 86,8  = 100 (MPa)

-Tại tiế t diện D-D

Với l_t22 = (0,8…0,9).l_m24 = (0,8…0,9).75 = 60…67,5 chọn l_t22 = 65 mm

 =  = 47,6  = 100 (MPa)

-Tại tiết diện E-E

Với l_t23 = (0,8…0,9).l_m25 = (0,8…0,9).70 = 56…63 chọn l_t23 = 60 mm

 =  = 86,8  = 100 (MPa)

Vậy tại các tiết diện có lắp then đều đảm bảo điều kiện bền dập.

Xác định điều kiện bền cắt

 =

-Tại tiết diện C-C

 = 21,7 MPa  = 40…60  MPa

-Tại tiết diện D-D

 = 10,6  MPa  = 40…60  Mpa

-Tại tiết diện E-E

 = 21,7  MPa  = 40…60  Mpa

Vậy tại các tiết diện có lắp then đều đảm bảo điều kiện bền cắt.

c. Tính cho trục 3.

Dựa vào tính toán xác định đường kính trục tại các tiết diện lắp bánh răng

Tra theo bảng 9.1a ta chọn được thông số của then lắp trên trục 1 như sau:

- Tại các tiết diện B, C, D, E

Kích thước tiết diện then: b₃ = 14  mm;  h₃ = 9  mm

Chiều sâu rãnh then: trên trục t₃₁ = 5,5  mm;  trên lỗ t₃₂ = 3,8  mm

Xác định điều kiện bền dập:

 =  = 100  Mpa

-Tại tiết diện B-B

Với l_t31 = (0,8…0,9).l_m36 = (0,8…0,9).60 = 48…54  chọn l_t31 = 50  mm

 =  = 58,4  = 100 (MPa)

-Tại tiế t diện C-C

Với l_t32 = (0,8…0,9).l_m37 = (0,8…0,9).70 = 56…63 chọn l_t32 = 60 mm

 =  = 54  = 100 (MPa)

-Tại tiết diện E-E

Với l_t33 = (0,8…0,9).l_m38 = (0,8…0,9).75 = 60…67,5 chọn l_t33 = 65  mm

 =  = 34,5  = 100 (MPa)

Vậy tại các tiết diện có lắp then đều thỏa mãn điều kiện bền dập.

Xác định điều kiện bền cắt

 =

-Tại tiết diện B-B

 = 35,44 MPa  = 40…60  Mpa

-Tại tiết diện C-C

 = 29,5  MPa  = 40…60 (MPa)

-Tại tiết diện E-E

 = 30,3  MPa  = 40…60 (MPa)

Vậy tại các tiết diện có lắp then đều thỏa mãn điều kiện bền cắt

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

PHẦN IV. TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN

                             

1. Tính cho trục 1

a.Chọn loại ổ lăn.

Vì trục  chỉ lắp bánh răng trụ răng thẳng nên ta có F_a =0. Ta chọn loại ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ A₁ va B₁ vì ổ có khả năng chịu lực hướng tâm lớn khi làm việc ở tốc độ cao, giá thành thấp và cấu tạo đơn giản.

b.Chọn sơ bộ kích thước của ổ.

Đường kính trục  d =35 mm

Tra bảng P2.7 phụ lục ta chọn loại ổ có số hiệu 308 có các thông số:

-Đường kính trong d=35 mm, đường kính ngoài D=80 mm

- Chiều rộng của ổ B=21 mm, đường kính bi d_B=14,29 mm.

- Khả năng tải động C= 26,2 kN, khả năng tải tĩnh C₀=17,9 kN

c. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc.

*Khả năng tải động.

Theo công thức 11.1 ta có:   C_d=Q.      

Trong đó: m là bậc của đường cong mỏi; m=3 đối với ổ bi đỡ.

Qlà tải trọng động tương đương (kN).

L là tuổi thọ tính băng triệu vòng .

Mặt khác ta có:  Q =    (với i=1,2)

Trong đó: Q_i tải động quy ước của ổ lăn trên gối thứ i trên trục.

Q_i= (X.V.F_r + Y.F_a).K_t.K_đ=X.V.F_ri.K_t.K_đ    ( vì F_a=0)

         Với:  X hệ số tải trọng hướng tâm. Tra bảng 11.4 ta có X=1.

F_a,F_r : tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm  (kN)

                  V: hệ số ảnh hưởng đến vòng nào quay. Vì vòng trong quay nên V=1

K_đ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa  K_đ=1,3

K_t: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc K_t=1khi =105

Phản lực tại ổ lăn   Fl_x10 = 3431,3  N; Fl_Y10 = 1380,7  N

Fl_x11 = 1351,6 N                      ;  Fl_Y11 = 319  N

- Theo phần trục đã tính ta có:

+ Lực dọc trục  F_at = 0

+ Lực hướng tâm

F_rA1= = = 3431,5  N

F_rB1= = = 1388,7   N

Q = X.V. F_rA1.K_t.K_đ   =1.1.3431,5.1,3.1 = 4461  N

Q_B1= X.V. F_rB1.K_t.K_đ   =1.1.1388,7.1,3.1 = 1805  N

Như vậy chỉ cần tính cho ổ A là ổ chịu lực lớn hơn

 Q = Q= Q .

= 4461.(1­­­ .  + 0,68 . ) = 3722 N = 3,722 (kN)

Tuổi thọ của ổ lăn

L=L_h.n₁.60.10  =14000.712,5.60. 10 = 598,5 (triệu vòng)

Hệ số khả năng tải động:

C_d=3,722.  =24,8  kN < C= 26,2 kN

Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động.

*Khả năng tải tĩnh.

Tra bảng 11.6 ta được: hệ số tải trọng hướng  tâm X_0­=0,6

hệ số tải trọng  dọc   trục    Y₀=0,50

Tải trọng tĩnh tính toán được là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau

Q₀=X₀.F_rA1 = 0,6.3431,5 = 2059 = 2,059 kN

Q₁=F_rA1 =3431,5  N 3,42  kN

Chọn Q =Q₁

Q₁= 3,41  kN0=17,9 kN

Vậy ổ 308 thỏa mãn

2. Tính cho trục 2.

* Chọn loại ổ lăn .

 Ta có: = F_a1+ F_a3 =0

Dựa vào kết quả tính toán  ở trên ta nên chọn ổ bi đũa ngắn đỡ có gân chặn trên vòng trong

 * Chon sơ bộ kích thước của ổ.

Ta có đường kính trục d=45mm. Tra bảng P2.8 phần phụ lục ta chọn loại ổ có số hiệu 2309 có các thông số như sau:

-Đường kính trong d=45, đường kính ngoài D=100 mm

- Chiều rộng của ổ B=25 mm, đường kính bi d_B=14 mm, chiều dài l=14 mm

- Khả năng tải động C= 56,5 kN, khả năng tải tĩnh C₀=40,7 kN

3. Kiệm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc.

*Khả năng tải động.

Theo công thức 11.1 ta có:   C_d=Q.      

Trong đó: m là bậc của đường cong mỏi; m=10/3 đối với ổ đũa.

Qlà tải trọng động tương đương (kN).

L là tuổi thọ tính băng triệu vòng

Mặt khác ta có:  Q =    (với i=1,2)

Trong đó: Q_i tải động quy ước của ổ lăn trên gối thứ i trên trục.

Q_i= (X.V.F_r + Y.F_a).K_t.K_đ=X.V.F_ri.K_t.K_đ    ( vì F_a=0)

         Với:  X hệ số tải trọng hướng tâm. Tra bảng 11.4 ta có X=1.

F_a,F_r : tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm (kN)

                  V: hệ số ảnh hưởng đến vòng nào quay. Vì vòng trong quay nên V=1

K_đ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa  K_đ=1,3

K_t: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc K_t=1khi =105

Phản lực tại ổ lăn   Fl_x20 = 12405   N; Fl_Y20 = 5223,5    N

Fl_x21 = 12405   N                 ;  Fl_Y21 = 5223,5    N

 

Ta có lực hướng tâm

F_rB2=   F_rA2= = = 13460 N

Q_A2 = X.V. F_rA2.K_t.K_đ   =1.1. 13460.1,3.1 = 17498  N

Tải trọng tương đương là

Q = Q= Q_A2.

    = 17498.(1­­­ .  + 0,68 . ) = 10599 N = 14,6 (kN)

Tuổi thọ của ổ lăn

L=L_h.n₂.60.10  =14000.237,5.60. 10 = 199,5 (triệu vòng)

Hệ số khả năng tải động

C_d=14,6.  =52,3 kN< C= 56,5 kN

Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động.    

*Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Tra bảng 11.6 ta được: hệ số tải trọng hướng tâm X_0­=0,6

hệ số tải trọng  dọc trục Y₀=0,50

Tải trọng tĩnh tính toán được là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau

Q₀=X₀.F_rA2 = 0,6. 13460 = 8076 N 8076 kN

Q₁=F_rA2= 13460  N 13,5 kN

Chọn Q =Q₁

Q₁= 13,5 kN 0=40,7 kN

Vậy ổ 2311 thỏa mãn.

3. Tính cho trục 3.

a.Chọn loại ổ lăn.

Vì trục  chỉ lắp bánh răng trụ răng thẳng nên ta có =0 nên ta chọn loại ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ A₃và B₃ vì ổ có khả năng chịu lực hướng tâm lớn làm việc ở tốc độ cao,giá thành thấp và cấu tạo đơn giản .     

b. Chọn sơ bộ kích thước của ổ.

Ta có đường kính trục d=45 mm. Tra bảng P2.7 phần phụ lục ta chọn loại ổ có số hiệu 2309 có các thông số như sau:

-Đường kính trong d=45 mm, đường kính ngoài D=100 mm

- Chiều rộng của ổ B=25 mm, đường kính bi d_B=17,46 mm.

- Khả năng tải động C= 37,8 kN, khả năng tải tĩnh C₀=26,7 kN

c. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc.

*Khả năng tải động.

Theo công thức 11.1 ta có:   C_d=Q.      

Trong đó: m là bậc của đường cong mỏi; m=3 đối với ổ bi đỡ.

Qlà tải trọng động tương đương (kN).

L là tuổi thọ tính băng triệu vòng .

Mặt khác ta có:  Q =    (với i=1,2)

Trong đó: Q_i tải động quy ước của ổ lăn trên gối thứ i trên trục.

Q_i= (X.V.F_r + Y.F_a).K_t.K_đ=X.V.F_ri.K_t.K_đ    ( vì F_a=0)

         Với:  X hệ số tải trọng hướng tâm. Tra bảng 11.4 ta có X=1.

F_a,F_r : tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm  (kN)

                  V: hệ số ảnh hưởng đến vòng nào quay. Vì vòng trong quay nên V=1

K_đ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa  K_đ=1,3

K_t: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc K_t=1khi =105

Phản lực tại ổ lăn   Fl_x30 = 2430   N; Fl_Y30 = 991 N

Fl_x31 = 1812   N ;  Fl_Y31 = 991  N

Ta có lực hướng tâm

F_rA3= = = 2624   N

F_rD3= = = 2065  N

Q_A3= X.V. F_rA3.K_t.K_đ   =1.1.2624.1,3.1 = 3411  N

Q_D3= X.V. F_rD3.K_t.K_đ   =1.1.2065.1,3.1 = 2685  N

Như vậy chỉ cần tính cho ổ A là ổ chịu lực lớn hơn

 Q = Q= Q_A3.

        = 4311.(1­­­ .  + 0,68 . ) = 2846N = 2,8 kN

Tuổi thọ của ổ lăn

L=L_h.n₁.60.10  =14000.74,22.60. 10 = 62,3 triệu vòng

Hệ số khả năng tải động:

C_d=2,8.  =11,1< C= 37,8 kN

Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động.

* Khả năng tải tĩnh.

Tra bảng 11.6 ta được: hệ số tải trọng hướng  tâm X_0­=0,6

hệ số tải trọng  dọc   trục    Y₀=0,50

Tải trọng tĩnh tính toán được là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau

Q₀=X₀.F_rA3= 0,6.2624= 1574 N = 1,574 kN

Q₁=F_rA3=1574 N 1,6  kN

Chọn Q =Q₁

Q₁= 1,6  kN0=26,7 kN

Vậy ổ 210 thỏa mãn

 

 

 

 

 

 

 

 

 

PHẦN V. TÍNH KẾT CẤU VỎ HỘP, BÔI TRƠN VÀ ĂN KHỚP

 

1. Vỏ hộp.

Nhiệm vụ của vỏ hộp giảm tốc là bảo đảm đúng vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết khỏi bụi.

Vật liệu thường dùng làm vỏ hộp giảm tốc là gang xám GX 15-32

a. Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân

Bề mặt lắp ghép của vỏ hộp( phần trên của vỏ là nắp, phần dưới là thân) thường qua đường tâm các trục nhờ đó việc lắp ghép các chi tiết sẽ thuận tiện hơn.

Bề mặt lắp ghép thường chọn sogn song với mặt chân đế.

b. Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp

 

Các kích thước cơ bản của vỏ hộp được trình bày trong bảng sau

Tên gọi	Biểu thức tính toán
Chiều dày - Thân hộp   - Nắp hộp	- d = 0,03.aw+3 = 0,03.140+ 3 = 7,2 Lấy d = 7 mm - d1 = 0,9. d = 0,9. 7 = 6,3 mm
Gân tăng cứng - Chiều dày e     - Chiều cao h - Độ dốc	- e =(0,8 ¸ 1)d = 5,6¸ 7 Lấy e = 6 mm. -h < 5.d = 5.7= 35mm - Độ dốc khoảng 20
Đường kính - Bulông nền d1     - Bulông cạnh ổ d2       - Bulông ghép bích nắp và thând3     - Vít ghép nắp ổ d4       - Vít ghép nắp cửa thăm, d5	- d1 = 0,04.aw + 10 = 0,04.140 +10                                         =15,6 mm Lấy d1=16mm, chọn bu lông M20 -d2 = (0,7¸0,8).d1 = (0,7 ¸0.8).16 =11,2¸12,8 mm Lấy d2 =12 mm, chọn bu lông M14 - d3 = (0,8 ¸ 0,9).d2 =(0.8 ¸ 0,9).12     = 9,6 ¸ 10,8 mm Lấy d3 = 10, chọn bu lông M14. - d4 = (0,6 ¸ 0,7).d2= (0,6 ¸ 0,8). 12        = 7,2 ¸8,4 mm Lấy d4 = 8mm, chọn vít M8 d5 =( 0,5 ¸ 0,6).d2= (0,5 ¸ 0,6).12     = 6 ¸ 7,2 mm Lấy d5 = 7 mm, chọn vít M7
Mặt bích ghép nắp và thân - Chiều dày bích thân hộp S3     - Chiều dày bích nắp hộp, S4   - Bề rộng bích nắp và thân, K3	- S3 =(1,4 ¸ 1,8).d3 = (1,4 ¸ 1,5).10       = 14¸ 18. Lấy S3 = 17 mm - S4 = ( 0,9 ¸ 1).S3 = (0,9 ¸ 1).17        = 15,3 ¸ 17 mm. Lấy S4 = 16 mm - K3 = K2 - ( 3¸5 ) mm   E2 = 1,6.d2 =19,2 mm. Lấy E2 = 19mm   R2 = 1,3.d2 =15,6 mm. Lấy R2 =17mm   K2 = E2 + R2 +( 3 ¸ 5)        = 19 + 17 + 4 = 40 mm K3 = 40- 4 = 36 mm
Kích thước gối trục: - Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D2, D3 - Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ:K2   - Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 và C (k là khoảng cách từ tâm bulông dến mép lỗ) - Chiều cao h	- Định theo kích thước nắp ổ   - K2 =E2 + R2 + (3¸ 5)= 19 + 17 + 4        = 40 mm - k ³ 1,2.d2­­ = 1,2.12 = 14,4 mm Vậy k = 14 mm   - h: Phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa
Mặt đế hộp - Chiều dày đế hộp khi không có phần lồi S1     - Bề rộng mặt đế hộp K1 và q	- S1 = (1,3 ¸ 1,5) d1= (1,3 ¸1,5).17        = 22,1 ¸ 25,5 Chọn S1 = 24 mm -K1» 3.d1= 3.17 = 51 mm       q = K1 + 2d = 51 + 2.7 = 65 mm;
Khe hở giữa các chi tiết - Giữa bánh răng với thành trong hộp     - Giữa bánh răng lớn với đáy  hộp     - Giữa các bánh răng với nhau	-D³ (1 ¸ 1,2).d = (1 ¸ 1,2).7 = 7 ¸ 8,4 mm Chọn D = 8 mm D1³ (3 ¸ 5).d =(3 ¸ 5).7     = 21 ¸ 35 mm Chọn D1 = 30 mm D2³d = 7 mm Lấy D2 = 8 mm
Số lượng bulông nền Z	Z = = = 3,77 Chọn  Z = 4 Sơ bộ chọn L =518 mm, B =236 mm

 

c. Một số chi tiết khác.

*Cửa thăm.

Để kiểm tra quan sát chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp trên đỉnh hộp ta thiết kế một cửa thăm. Cửa thăm có kết cấu và kích thước như hình vẽ.

Tra bảng 18.5 ta được các kích thước của nắp quan sát

 

 

 

Bảng kích thước nắp quan sát

A	B	A1	B1	C	C1	K	R	Vít	Số lượng
100	75	150	100	125	-	87	12	M8x22	1

 

 

 

125

 

100

 

75

 

100

 

150

 

87

 

4

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

* Nút thông hơi.

Khi làm việc nhiệt độ trong nắp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp( trong trường hợp này ta lắp nút thông hơi trên nắp cửa thăm).

Tra bảng 18.6 ta được kích thước nút thông hơi

Bảng kích thươc nút thông hơi

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

 

*Nút tháo dầu.

Sau một thời gian làm việc dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất do đó cần phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ ở đáy hộp cần có lỗ thóa dầu, lúc làm việc lỗ tháo dầu được bịt kín bằng nút tháo dầu.

Theo bảng 18-7 ta có

Bảng kích thước nút tháo dầu

d	b	m	f	L	c	q	D	S	D0
M16x1,5	12	8	3	23	2	13,8	26	17	19,6

 

 

23

 

12

 

8

 

17

 

 

 

 

 

 

 

 

*Kiểm tra mức dầu.

Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu. Que thăm dầu có kích thước và kết cấu như hình vẽ

 

 

23

 

12

 

8

 

17

*Chốt định vị.

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục. Lỗ trụ lắp trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước, sau khi gia công cũng như khi lắp ghép ta dùng 2 chốt định vị, nhờ có chốt định vị khi xiết bulông không bị biến dạng vòng ngoài ổ.

 

10

 

D1:50

 

 

 

 

 

 

 

 

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các thiết bị máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc

2. Các phương pháp bôi trơn trong hộp giảm tốc.

          Để giảm mất mát công suất vì ma sát , giảm mài mòn răng , đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc

a.   Các phương pháp bôi trơn trong và ngoài hộp giảm tốc

–       Bôi trơn trong hộp

Với vận  tốc vòng của bánh cấp nhanh là V=3,7 m/s;bánh cấp chậm là: V=1,1 m/s

Theo cách dẫn dầu đến bôi trơn các tiết máy , người ta phân biệt bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông , do các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm đều có vận tốc v < 12 m/s nên ta bôi trơn bánh răng trong hộp bằng phương pháp ngâm dầu .Bánh răng của cả 2 cấp đều được ngâm trong dầu.Với  chiều sâu ngam dầu lấy bằng 1/6 bán kính bánh răng cấp nhanh và khoảng 1/4   bán kính bánh răng cấp chậm.

Theo bảng 18-13trang 101sách tính toán thiết kế hệ thông dẫn động cơ khí tập 2 ta chọn được loại dầu AK-20 có độ nhớt 20 Centistoc

–       Bôi trơn ngoài hộp

Với bộ truyền ngoài hộp do không có thiết bị nào che dậy nên dễ bị bụi bặm vào do đó ở bộ truyền ngoài ta thường bôi trơn bằng mỡ định kỳ

b.       Bôi trơn ổ lăn

Khi ổ được bôi trơn đúng kỹ thuật , nó sẽ không bị mài mòn , ma sát trong ổ sẽ giảm, giúp tránh không để các chi tiết kim loại trực tiếp tiếp xúc với nhau, điều đó sẽ bảo vệ được bề mặt và giảm được tiếng ồn .Thông thường thì các ổ lăn đều có thể bôi trơn bằng dầu hoặc mỡ, nhưng trong thực tế thì người ta thường dùng mỡ bởi vì so với dầu thì mỡ bôi trơn được giữ trong ổ dễ dàng hơn, đồng thời có khả năng bảo vệ ổ tránh tác động của tạp chất và độ ẩm. Ngoài ra mỡ được dùng lâu dài ít bị ảnh hưởng của nhiệt độ theo bảng        15-15a sách tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 2 ta dùng loại mỡ M và chiếm 1/2 khoảng trống . Để che kín các đầu trục ra, tránh sự xâm nhập của bụi bặm và tạp chất vào ổ cũng như ngăn mỡ chảy ra ngoài, ở đây ta dùng loại vòng phớt, theo bảng 15-17 trang 50 sách tính toán thiết kế hệ thỗng dẫn động cơ khí tập 2 tra được kích thước vòng phớt cho các ổ như sau.

Vị trí	d(mm)	d1(mm)	d2(mm)	D(mm)	a(mm)	b(mm)	S0(mm)
Trục 1	45	46	44	64	9	6,5	12
Trục 2	55	56,5	54	74	9	6,5	12
Trục 3	50	51,5	49	69	9	6,5	12

 

 

 

 

a

 

a

 

b

 

S0

 

 

 

   Bảng thống kê  dùng cho bôi trơn

Tên dầu hoặc mỡ	Thiết bị cần bôi trơn	Lượng dầu hoặc mỡ	Thời gian thay dầu hoặc mỡ
Dầu ôtô máy kéo AK- 15	Bộ truyền trong hộp	0,6 lít/Kw	5 tháng
Mỡ M	Tất cả các ổ và bộ truyền ngoài	1/2 chỗ rỗng bộ phận ổ	1 năm

 

3. Ăn khớp.

1.Lắp bánh răng nên trục và điều chỉnh sự ăn khớp

Do sản xuất đơn chiếc lại làm việc trong điều kiện tải trọng động có va đập vừa nên mối ghép giữa bánh răng là kiểu lắp H7/n6 còn mối ghép giữa then với trục là kiểu lắp có độ dôi P9/h9.

2. Điều chỉnh độ ăn khớp

Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ nên ta chọn chiều rộng bánh răng chủ động lớn hơn so với chiều rộng của bánh răng bị động là 5mm .

4. Xác định kiểu lắp.

TT	Tên mối ghép	Kiểu lắp	Sai lệch giới hạn của lỗ và trục	Ghi chú
1	Bánh răng trụ và trục 1	F36	+ 25mm	Bánh răng nhỏ cấp nhanh lắp với trục1
			+18 mm +2mm
2	Bánh răng trụ và trục 2	F52	+ 30mm	Bánh răng lớn cấp nhanh lắp với trục 2
			+ 21mm + 2 mm
3	Bánh răng trụ và trục 3	F65	+ 30 mm	Bánh răng lớn cấp chậm lắp với trục 3
			+ 21mm + 2 mm
4	Khớp nối và trục 3	F63	+ 46mm
			+ 21mm + 2 mm
5	Bánh đai và trục 1	F28	+ 33mm	Bánh nhỏ của bánh đai lắp trên trục 1
			+15mm + 2 mm
6	Then và trục 1	F10	-36mm	bxh=10x8
			-22mm
7	Then và trục 2	F16	- 43 mm	bxh=16x10
			- 27 mm
8	Then và trục 3	F18	- 43 mm	bxh=18x11
			- 27 mm
9	Bạc chặn và trục 1	F36	+ 39mm	Dùng khống chế bánh răng
			+ 18mm + 2 mm
10	Bạc chặn và trục 2	F52	+ 46mm	Dùng khống chế bánh răng
			+ 21mm + 2 mm
11	Bạc chặn và trục 3	F65	+ 46mm	Dùng khống chế bánh răng
			+ 21mm +2mm
12	Trục 1 và vòng trong ổ	F35k6	+ 18mm +2mm
13	Trục 2 và vòng trong ổ	F45k6	+ 18mm +2mm
14	Trục 3 và vòng trong ổ	F65k6	+ 21mm +2mm
15	Vòng ngoài ổ lăn với lỗ hộp	F62H7	+30 mm	Hai ổ trên trục 1
16	Vòng ngoài ổ lăn với lỗ hộp	F72 H7	+30 mm	Hai ổ trên trục 2
17	Vòng ngoài ổ lăn với lỗ hộp	F110 H7	+35 mm	Hai ổ trên trục 3
18	Lỗ hộp trục 1 và nắp ổ	F62	+30mm
			+9,5 mm - 9,5 mm
19	Lỗ hộp trục 2 và nắp ổ	F72	+30mm
			+9,5 mm - 9,5 mm
20	Lỗ hộp trục 3 và nắp ổ	F110	+40mm
			+11mm - 11mm

- Mối ghép giữa bánh răng và trục  với yêu cầu không tháo lắp thường xuyên , khả định tâm đảm bảo, không di trượt dọc trục nên dùng kiểu lắp còn đối với mối ghép bạc và trục độ đồng tâm yêu cầu không cao nên dùng kiểu lắp .

- Mối ghép giữa then và trục ta dùng mối ghép trung gian  cồn đối với ghép giữa lỗ hộp và nắp thì ta dùng mối ghép .

- Mối ghép giữa ổ và trục thì lắp theo hệ thống lỗ ta chọn kiểu lắp k6 còn mối ghép giữa vòng ngoài ổ và lỗ hộp thì dùng mối ghép H7.

5. Phương pháp lắp ghép các chi tiết hộp giảm tốc.

1. Phương pháp lắp ráp các chi tiết máy trên trục.

- Ổ lăn được lắp trên trục hoặc vỏ bằng phương pháp ép trực tiếp hoặc phương pháp nung nóng. Để dễ dàng lắp ổ trên trục hoặc vỏ trước khi lắp cần bôi một lớp dầu mỏng trên trục hoặc lỗ hộp.

- Ta dùng bạc chặn và mặt nút của vòng ổ để định vị bánh răng, khi sử dụng cần đảm bảo sự tiếp xúc chính xác giữa các mặt nút bánh răng, bạc chặn và vòng ổ vì vậy chiều dài bạc cần phải đảm bảo chính xác và dài hơn đoạn trục lắp bạc.

2. Phương pháp điều chỉnh sự ăn khớp bộ truyền.

- Để bù những sai số do chế tạo và lắp ghép đó thường lấy chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với bánh răng lớn.

Khi đó chiều rộng bánh răng  nhỏ là: b_w = 66.110% = 72,6 mm

Lấy b_w = 73 mm

3. Phương pháp điều chỉnh khe hở các ổ lăn.

Khe hở ảnh hưởng đến sự phân bố tải trên con lăn, độ bền của ổ. Lựa chọn khe hở phù hợp có sẽ làm giảm tiếng ồn, giảm dao động, tăng độ cứng của gối trục.

- Theo bảng 15.11 ta tra được khe hở dọc trục cho phép đối với ổ bi đỡ trên trục 1 và trục 3 như sau:

+ Trục 1: min = 30 m; max = 50 m

+ Trục 3: min = 40 m; max = 70 m

- Theo bảng 15.12 ta tra được khe hở dọc trục đối với ổ đũa ngắn đỡ lắp trên trục 2 là: min = 40 m; max = 70 m

- Điều chỉnh ổ bằng cách dịch chỉnh vòng ngoài được thực hiện bằng cách sau:

+ Điều chỉnh nhờ những tấm dệm đặt giữa nắp và vỏ hộp.

+ Điều chỉnh khe hở hoặc tạo độ dôi bằng vòng đệm 2.

+ Điều chỉnh độ dôi của ổ bằng vít. Vít tì vào vòng trung gian tác dộng đến vòng trong ổ làm vòng ngoài dịch chuyển theo phương dọc trục.

+ Mài bớt vòng ngoài ổ hoặc đặt giữa vòng ổ các bạc lót có chiều dày khác nhau

 Bảng thống kê các chi tiết tiêu chuẩn :

TT	Kí hiệu	Tên gọi	Số lượng	Ghi chú
1	M8	Vít	4	Ghép nắp cửa thăm
2	M14	Bu lông	12	Bu lông cạnh ổ
3	M18	Bu lông	6	Ghép thân và đáy hộp
4	M14	Bu lông	4	Ghép bích nắp và thân
5	M10	Vít	36	Ghép nắp ổ
6	307	Ổ bi đỡ	2	Lắp trên trục 1
7	2609	Ổ đũa ngắn đỡ	2	Lắp trên trục 2
8	213	Ổ bi đỡ	2	Lắp trên trục 3

 

KẾT LUẬN

    Sau một thời gian làm đồ án, dưới sự hướng dẫn chỉ bảo của các thầy giáo trong bộ môn, đặc biệt là thầy giáo hướng dẫn: …………………, 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 em củng cố thêm các kiến thức đã được học cũng như học hỏi được nhiều kiến thức và kinh nghiệm quý báu. Do thời gian có hạn và kiến thức thực tế còn hạn chế nên trong quá trình làm đồ án của em không tránh được những thiếu sót. Kính mong quý thầy cô chỉ bảo để đồ án của em được hoàn thiện hơn.

    Cuối cùng em xin cám ơn thầy giáo hướng dẫn: ………………, 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

[I] - Trịnh Chất – Lê Văn Uyển. Tập 1 và 2. Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí. NXB Giáo Dục, năm

[II] - PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc. Cơ Sở Thiết Kế Máy. NXB ĐHQG Tp.HCM, năm 2013.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"