LỜI NÓI ĐẦU
Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là nội dung không thể thiếu trong chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí. Đồ án chi tiết máy là môn học giúp cho sinh viên có thể hệ thống hóa lại các kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu, Dung sai, Vẽ kĩ thuật,…đồng thời giúp sinh viên làm quyen dần với công việc thiết kế và làm đồ án chuẩn bị cho việc thiết kế đồ án tốt nghiệp sau này.
Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi và được dùng để giảm vận tốc góc, tăng momen xoắn. Với chức năng như vậy, ngày nay hộp giảm tốc được sử dụng rộng rãi trong các nghành cơ khí, luyện kim, hóa chất, trong công ghiệp đóng tàu. Trong giới hạn của môn học em được giao nhiệm vụ thiết hộp giảm tốc Bánh răng – Trục vít Bánh vít. Trong quá trình làm đồ án được sự giúp đỡ tận tình của các thầy cô trong môn học, đặc biệt là thầy ……………… em đã hoàn thành xong đồ án môn học của mình. Do đây là lần đầu, với trình độ và thời gian còn có hạn nên trong quá trình thiết kế không thể tránh khỏi những sai sót xảy ra. Em xin chân thành cảm ơn những ý kiến đóng góp của các thầy cô trong bộ môn.
……….,ngày….tháng…năm 20….
Sinh viên thực hiệ
……………
PHẦN I: TÍNH TOÁN HỆ THỐNG ĐỘNG CƠ KHÍ
I) Chọn động cơ.
I.1) Xác định công suất trên động cơ.
Trong đó:
(+)
công suất trên trục trên máy công tác
F : lực kéo băng tải
v : vận tốc băng tải
(+) 
hệ số đẳng trị
=
+)
(hiệu suất) dựa vào bảng 2.3:
; 
; 
; 
: 
(chọn 
`=>
Suy ra: 
I.2) Tính Sơ Bộ Số Vòng Quay Đồng Bộ.
Số vòng quay của tang: (theo công thức 2.16)
=
= 32,24 (vg/ph)
Tỉ số truyền toàn bộ
Ta chọn 
Suy ra: 
Ta chọn số vòng quay đồng bộ (dựa vào bảng 2.1): 
Theo bảng 1.1 phụ lục với :
Ta chọn động động cơ K160M4 có:
(+) 
(+) 
(+) 
(+) 
(+) Khối lượng động cơ: m=159 (kg)
I.3) Phân phối tỉ số truyền.
Ta có tỉ số truyền trong hệ dẫn động cơ khí
Mà 
Để chọn 
ta dựa vào hình 3.25 (T48). Vì cặp bánh răng thẳng lên ta chọn . c = 0,9 . dựa vào 
=45 gióng lên ta được =22,5. Thay lại công thức (1.3) ta được 
chọn 
(+) Công Suất:
=
(KW)
= 7,65/(0,99.0,98)=7,42(KW)
(+) Số vòng quay:
=
(+) Tính mômen xoắn:
Trục Thông số | Động cơ | I | II | III | ct |
Khớp nối | 
| 
|
P (KW) | 11 | 7,42 | 7,65 | 6,21 | 6,86 |
n (vg/ph) | 1450 | 1450 | 707,32 | 32,15 | 32,24 |
T (N.mm) | 49857 | 48869 | 103287 | 1844650 | 2032040 |
| | | | | | | | | |
PHẦN II. THIẾT BÁNH RĂNG
I,Chọn vật liệu.
1,Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế chọn vật liệu bánh răng như sau:
- Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn 
có 
, 
.
- Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện, độ rắn 
có 
, 
.
2, Xác định ứng suất cho phép
o Số chu kì thay đổi về ứng suất
Do đó :
Theo 6.7
.
(số chu kì thay đổi ứng suất tương đương)
Do đó ta có:
.
=60.c.
=
.
= 
>
Do đó 
Tương tự ta có
Như vậy theo công thức 6.1a, ta xác định sơ bộ:
=
Bánh nhỏ: 
=
Bánh lớn: 
=
Vậy theo 6.12 với bánh răng trụ
Áp dụng công thức 6.7, tính số chu kì thay đổi ứng suất tương đương khi thử về uốn:
+) 
=39,56.
> 4.
=
=>
Do bộ truyền quay một chiều nên 
Mà 
Suy ra :
Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ :
Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn :
Ứng suất tiếp xúc cho phép, theo 6.2a[1] :
3,Tính sơ bộ khoảng cách trục.
Vì 2 bánh răng ăn khớp ngoài nên khoảng cách trục được tính theo công thức 
Trong đó :
Dựa vào bảng 6.5 ta chọn 
Theo bảng 6.6 do cặp bánh răng phân bố chìa ra nên chọn 
Mà ta có : 
.
(
Dựa vào bảng 6.7 theo 
ta chọn được 
:
Từ trên suy ra khoảng cách trục là :
=104 mm
Lấy 
mm.
Lấy 
4,Xác định thông số bộ truyền.
Theo công thức 6.17 :
m=(0
= 1,04 
Theo bảng 6.8 ta chọn modun pháp m = 1,25 mm
- Ap dụng công thức 6.19 cho bánh răng trụ răng thẳng
- Vì là bánh răng trụ răng thẳng nên
Số răng bánh nhỏ :
= 2.104/[1,25.(2,05 + 1)]
=54,5
Chọn 
Số răng bánh lớn: 
chọn 
Tổng số răng: 
Tính lại khoảng cách trục:
ð 
mm
ð Chọn 
Vậy tỉ số truyền thực
5, Tìm hệ số dịch chỉnh.
o Tính hệ số dịch tâm y và hệ số 
.
Theo công thức 6.22 (Tr.100)
Công thức 6.24
Tra bảng 6.10a ta được 
Suy ra hệ số giảm đỉnh răng 
Tổng hệ số dịch chỉnh
Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng chủ động và bị động
Góc ăn kHzớp : CT6.27
6,Các thông số hình học.
+ Modun pháp tuyến 
+ số răng : răng
răng
+ góc ăn kHzớp 
+ góc nghiêng 
+ đường kính vòng chia
+đường kính vòng lăn
+đường kính vòng chân răng
+đường kính vòng đỉnh răng
+khoảng cách trục chia
+khoảng cách trục
+chiều rộng bánh răng
+ đường kính cơ sở
+ góc profin gốc 
: theo tiêu chuẩn VN1065-71 : 
+góc profin răng 
+góc ăn kHzớp 
7, Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
(công thức 6.33)
Trong đó
: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn kHzớp, tra bảng 6.5 ta được. 
: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : tra bảng 6.12 với
Ta được 
=1,7
: hệ số kể đến sự trùng kHzớp của bánh răng. Vì 
với 
chiều rộng vành răng 
vì
Nên 
với
=
= 1,646
CT 6.38a [1 tr 105]
Vậy 
: hệ số tải trọng khi tiếp xúc : 
Với 
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng bánh răng, tra bảng 6.7 ta có 
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các cặp đôi răng đồng thời ăn kHzớp , đối với răng thẳng 
= 1
- Tính vận tốc vòng và chọn cấp chính xác tạo bánh răng
Với v = 10,24 theo bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng là 6
hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kHzớp ,tra bảng P2.3 phụ lục với cấp chính xác 6, v = 10,24 răng thẳng và ta được 1,28
Vậy
= 469 Mpa 
8, Kiểm nghiệm răng về đọ bền uốn.
CT 6.43 và 6.44 [1 tr 108]
Trong đó 
=1/
= 1/1,464 = 0,6 : hệ số kể đến sự trùng kHzớp của răng
, 
: hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động.
Tra bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh 
, 
Và 
, 
suy ra được
CT 6.45
Với
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 [ 1tr 98] với sơ đồ 6 và 
ta có 
hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn kHzớp khi tính toán về uốn, với bánh răng thẳng 
: hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn kHzớp tính về uốn
Với 
Trong đó 
và 
tra bangr6.15 và 6.16 được 0,016 và 38, v=10,24 m/s
=44,13
Suy ra
Suy ra
Có 
=252 Mpa
Vậy bánh răng cấp nhanh đạt yêu cầu độ bền uốn và độ bền tiếp xúc.
PHẦN III. THIẾT KẾ TRỤC VÍT
1, Tính sơ bộ vận tốc trượt theo công thức
Vì 
< 5 m/s dùng đồng thanh không thiếc.
Cụ thể là đồng thanh nhôm-sắt-niken БpAжH 10-4-4 để chế tạo bánh vít chọn vật liệu. Trục vít là thép 45, tôi đạt độ rắn HRC 45.
2, Chọn thống số.
Theo bảng 7.1, với bánh vít bằng БpAжH 10-4-4 đúc ly tâm 
, 
.
Theo bảng 7.2, với cặp vật liệu БpAжH 10-4-4 và thép tôi, 
.
Với bộ truyền làm việc môt chiều, 
tính theo 7.7:
=0,25.600 + 0,08.200 = 166 MPa
Hệ số tuổi thọ ( theo công thức 7.9):
Trong đó: theo 7.10 ta có:
60
= 
= 60.32,15.
= 15,5.
Theo công thức 7.16:
Theo công thức 7.14:
3) Tính toán thiết kế.
- Xác định 
:
Chọn sơ bộ 
Với u=22, chọn 
Do đó: 
Tính sơ bộ q theo công thức thực nghiệm:
q=0,3.
Theo bảng 7.3 ta chọn: q = 12,5
Theo công thức 7.16:
(
= 
= 228,43
Lấy 
Tính môđun:
m= 2
8,14
Ta chọn theo tiêu chuẩn: m=8
Do đó: 
= 
= 226mm
Lệch so với đã chọn.chọn lại 
Có 
Chênh lệch tỉ số truyền
-4%
thỏa mãn
q = 0,3.
= 0,3.45 =13,5. Theo bảng 7.3 chọn q =12,5
Có
= 
=229
Lấy = 230
m = 2/(q + ) = 2.230/(12,5 +45) =8
chọn m = 8.
Do đó:
= 
= 230mm
Lấy 
Hệ số dịch chỉnh theo (7.18)
x = (/m) – 0,5.(q + ) = 230/8 – 0,5.(12,5 +45) =0
4) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc.
Gọi 
Từ 7.25 với 
ta có:
= 
= 0,63
Do đó:
= 1+
6
Trong đó: và q=12,5 nên dựa vào bảng 7.5 ta chọn được 
Theo (7.10): ta có
Theo bảng (7.21) ta có:
= arctan
=
Với 
theo bảng 7.6 ta chọn cấp chính xác 8, với cấp chính xác 8 và 
ta chọn được 
Theo công thức (7.19) ứng suất tiếp xúc:
= 194,54 MPa < 200 MPa = thõa mãn
5) Kiểm nghiệm độ bền uốn.
Chiều rộng bánh vít:
Khi , thì 
mm
Do đó 
= 87. Lấy 
- 
=>
- 
.1,21 = 1,23
Theo công thức ( 7.26)
=1,4.1844650.1,47.1,2221/(90.360.8)
=18 Mpa
Trong đó 
mm thỏa mãn điề kiện bền uốn.
6) Các thông số cơ bản của bộ truyền.
Khoảng cách trục:
Môđun m=8
Hệ số đường q=12,5
Tỉ số truyền u=22,5
Số ren trục vít và số răng ánh vít 
Hệ số dịch chỉnh của bánh vít x=0
Góc vít 
Chiều dài phần cắt ren của trục vít 
Chiều rộng của bánh vít 
Đường kính ngoài của bánh vít 
Đường kính chia 
Đường kính đỉnh 
, 
Đường kính đáy 
7) Tính nhiệt truyền động trục vít.
Từ (7.32) diện tích thoát nhiệt cần thiết của hộp giảm tốc ( nếu diện tích bề mặt quạt nguội tức 
):
- 
- chọn
(ứng với 
)
- thừa nhận 
- với
ta dựa vào bảng 7.4 tra được góc ma sát 
do đó theo công thức (7.28)
Mà 
(công suất trên trục vít)
Khi đó:
8. Chọn khớp nối.
a. Chọn khớp nối là nối trục vòng đàn hồi.
- Đặc điểm của khớp loại này là cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc bình thường khi độ lệch tâm từ 0,2 ¸ 0,6 (mm), độ lệch góc đến 
.
- Với momen xoắn trên trục I: 
48869 (N.mm) = 48,869 (N.m)
Þ Theo bảng 16.10a[II]-tr68 ta có kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi là:
Bảng 2:
T N.m | d | D | 
| L | l | 
| 
| Z | 
| B | 
| 
| 
| 
|
63 | 25 | 100 | 50 | 124 | 60 | 45 | 71 | 6 | 5700 | 4 | 28 | 21 | 20 | 20 |
b. Kiểm nghiệm điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:
- Theo công thức [II]-tr69
trong đó:
+ k = 1,5 Hệ số chế độ làm việc (theo bảng 16.1[II]-tr58)
+ 
(bảng 16-10b[II]-tr69)
+ 
+ 
= 2 ¸ 4 (MPa)
Þ
- Vậy điều kiện bền dập thỏa mãn.
c. Kiểm nghiệm điều kiện sức bền của chuốt:
- Theo công thức [II]-tr69
trong đó:
+ 
(mm)
+ 
60 ¸ 80 (MPa)
Þ
- Vậy điều kiện bền chuốt được thỏa mãn.
PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC
1,Tính sơ bộ trục và chọn sơ bộ ổ.
1,- Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 260..280. Giới hạn bền 
950 (MPa).
+ Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng:
(MPa)
(MPa)
Đường kính sơ bộ được tính theo công thức
với
=15
· Đường kính trục vào hộp giảm tốc
Nhưng 
Chọn 
= 35 mm => chọn 
· Đường kính trục trung gian
Chọn 
=40 mm => chọn 
· Đường kính trục ra của hộp giảm tốc
Chọn 
chọn 
2, Tính sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực.
· Xác định độ dài của trục I (bánh răng nhỏ)
Chiều dài may ơ nửa khơp nối trục vòng đàn hồi I
mm
Chọn 
Chiều dài may ơ bánh răng trụ lắp trên trục I
Chọn 
Tra bảng 10.3 ta có khoảng cách từ mặt cạnh bánh vít và bánh răng đến mặt trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay
=>chọn
=>chọn
=>chọn
Chọn 
Có 
0,5.(45 + 21) + 13 +10 =56 mm
Có 
· Xác định độ dài trục 2 ( trục chứa trục vít)
Chiều dài may ơ bánh răng lớn là
Chọn 
Có 
=
= -[0,5.(55 + 23) + 15 +18] = -72 mm
· 
· Xác định trục 3 ( trục bánh vít )
Chiều dài may ơ của bánh vít.
Chọn 
ð 
=0,5.(110 + 35) +13 + 10 = 95,5 mm
=0,5.(95 + 35) +15 +18
=98 mm
Trong đó 
là chiều dài may ơ của tang
3,Tính các lực tại các điểm ăn khớp.
- Đặt các lực tác dụng tại điểm ăn kHzớp
Các lực ăn kHzớp bánh răng
: là đường kính vòng lăn bánh dẫn lắp trên trục I
- Các lực tác dụng tại điểm ăn kHzớp của trục vít – bánh vít
4,Tính chính xác trục theo hệ số an toàn.
a, Tính cho trục I.
*Xác định lực tác dụng lên các ổ trục:
- xét mặt phẳng xOz:
- xét mặt phẳng yOz:
Biểu đồ momen
*Tính chính xác đường kính trục tại các tiết diện j (theo ct10.17[I]-tr194)
Trong đó: 
; 
là momen uốn.
là momen xoắn.
= 60 (MPa) trị số của ứng suất cho phép (tra bảng 10.5[I]-tr195), ứng với đường kính sơ bộ = 35 (mm)
19,1 (mm)
- Chọn 
= 25 (mm). (cùng đường kính với nối trục vòng đàn hồi)
20,66 (mm)
- Để đảm bản hợp lí kết cấu trục, chọn 
= 25 (mm). Do tại tiết diện 1-4 không chịu momen nào cả nên có thể chọn: 
= = 25 (mm).
22,88 (mm)
Chọn: 
= 30 (mm).
*Chọn kiểu lắp ghép:
- Tiết diện 1-1: lắp khớp nối trục đàn hồi, kiểu lắp k6 (
) kết hợp với lắp then.
- Tiết diện 1-3: lắp bánh răng, kiểu lắp k6 (
) kết hợp với lắp then.
- Tiết diện 1-2 và 14: lắp ổ lăn, kiểu lắp k6 ().
*Chọn then và Kiểm nghiệm then:
- Dựa vào bảng 9.1[I]-tr173, chọn loại then bằng đầu tròn, ứng suất dập và ứng suất cắt trên then phải thỏa mãn:
và 
Trong đó:
T: monmen xoắn trên tiết diện lắp then.
d: đường kính trục tại tiết diện lắp then.
= (0,8 ¸ 0,9)
là chiều dài then (chọn theo dãy tiêu chuẩn).
h: chiều cao then.
chiều sâu rãnh then trên trục.
= 100 (MPa) ứng suất dập cho phép (bảng 9.5[I]-tr178)
= 60 (MPa) ứng suất cắt cho phép ứng với tải trọng va đập nhẹ.
- Tra bảng 9.1a[I]-tr173 ta có các thông số của then và kết quả tính:
Bảng 3:
Tiết diện | d (mm) | b (mm) | h (mm) |
(mm) | 
(mm) | 
(Mpa) | 
(MPa) |
1-1 | 25 | 8 | 7 | 50 | 4 | 26,06 | 9,77 |
1-3 | 30 | 8 | 11 | 36 | 4 | 30,16 | 11,3 |
Þ
và 
. Vậy nên then làm việc đủ bền.
b, Tính cho trục II, (sơ đồ biểu diễn các lực).
Xét trong mặt phẳng x0z
Xét trong mặt phẳng y0z
Biểu đồ momen( trang bên)
*Tính chính xác đường kính trục tại các tiết diện j (theo ct10.17[I]-tr194)
Trong đó: ; là momen uốn.
là momen xoắn.
= 58 (MPa) trị số của ứng suất cho phép (tra bảng 10.5[I]-tr195), ứng với đường kính sơ bộ = 40 (mm)
+Đoạn trục lắp bánh răng.
=89449 (N.mm)
(mm)
Chọn 
+ Đoạn trục lắp ổ lăn
=142097 (N.mm)
(mm)
Chọn 
= 
Vì 
không chịu mômen
+ Đoạn trục có chứa trục vít
= 578148 (N.mm)
Chọn 
Chọn: 
=90 mm
*Chọn then và Kiểm nghiệm then:
*Chọn kiểu lắp ghép:
- Tiết diện2-3 : lắp trục vít, kiểu lắp k6 ()
- Tiết diện 2 - 2: lắp bánh răng, kiểu lắp k6 () kết hợp với lắp then.
- Tiết diện 2-0 và 2-1: lắp ổ lăn, kiểu lắp k6 ().
- Dựa vào bảng 9.1[I]-tr173, chọn loại then bằng đầu tròn, ứng suất dập và ứng suất cắt trên then phải thỏa mãn:
và
Trong đó:
T: monmen xoắn trên tiết diện lắp then.
d: đường kính trục tại tiết diện lắp then.
= (0,8 ¸ 0,9) là chiều dài then (chọn theo dãy tiêu chuẩn).
h: chiều cao then.
chiều sâu rãnh then trên trục.
= 100 (MPa) ứng suất dập cho phép (bảng 9.5[I]-tr178)
= 60 (MPa) ứng suất cắt cho phép ứng với tải trọng va đập nhẹ.
Tiết diện | Đường kính trục | Kích thước then b.h | 
| 
| 
| 
|
Lắp bánh | 25 | 8.7 | 45 | 4 | 61,2 | 22,9 |
Þ và . Vậy nên then làm việc đủ bền
c, Tính trục III,(trục ra).
Ta có 
= 
Xét trong mặt phẳng x0z
Xét trong mặt phẳng y0z
Biểu đồ momen( trang bên)
*Tính chính xác đường kính trục tại các tiết diện j (theo ct10.17[I]-tr194)
Trong đó: ; là momen uốn.
là momen xoắn.
= 53 (MPa) trị số của ứng suất cho phép (tra bảng 10.5[I]-tr195), ứng với đường kính sơ bộ 
= 70 (mm)
+đoạn trục lắp ổ lăn
Vậy
Chọn:
+Đoạn lắp bánh vít
Vậy
Chọn
*Chọn then và Kiểm nghiệm then:
- Dựa vào bảng 9.1[I]-tr173, chọn loại then bằng đầu tròn, ứng suất dập và ứng suất cắt trên then phải thỏa mãn:
và
Trong đó:
T: monmen xoắn trên tiết diện lắp then.
d: đường kính trục tại tiết diện lắp then.
= (0,8 ¸ 0,9) là chiều dài then (chọn theo dãy tiêu chuẩn).
h: chiều cao then.
chiều sâu rãnh then trên trục.
= 100 (MPa) ứng suất dập cho phép (bảng 9.5[I]-tr178)
= 60 (MPa) ứng suất cắt cho phép ứng với tải trọng va đập nhẹ.
Tiết diện | Đường kính trục | Kích thước then b.h |
|
|
|
|
| 80 | 22.14 | 95 | 7,5 | 80 | 22 |
Þ và . Vậy nên then làm việc đủ bền.
5. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.
- Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: (ct10.19[I]-tr195)
Trong đó:
+ = 1,5..2,5: hệ số an toàn cho phép.
+ và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j:
= ; =
+ ; ; ; biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j:
Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng thì:
= 0 ; = = ;
Vì các trục quay 1 chiều nên ứng suất xoăn thay đổi theo chu kì mạch động thì:
= =
Trong đó: và là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục (bảng 10.6[I]-tr196):
= ; =
Bảng 6:
Tiết diện | Đường kính |
|
|
|
|
1-3 2-0 2-3 3-2 | 60 30 50 80 | 21195 2649 12266 50240 | 1,9 39,16 46,63 8,7 | 42390 5299 24531 100480 | 0,58 9,74 2,1 9,18 |
Xác định hệ số Kσd và Kτd theo công thức:
Kσd = (Kσ/εσ + Kx -1 )/Ky
Kτd = (Kτ/ετ + Kx – 1 ) / Ky
Với các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 …0,63 μm do đó theo bảng 10.8 hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx = 1,15 ứng với σb = 900 (MPa)
Không dùng phương pháp tăng bề mặt,do đó hệ số tăng bền ky = 1
Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay ngón ,hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu σb = 900 (MPa) là Kσ = 2,2, Kτ = 2,1 theo bảng 10.10 tra hệ số kích thước εσ và ετ ứng với đường kình của tiết diện nguy hiểm, từ đó xác định được tỉ số Kσ/εσ và Kτ/ετ tại rãnh then trên tiết diện này. Theo bảng 10.11 tra được tỉ số Kσ/εσ và Kτ/ετ do lắp căng tại tiết diện này.trên cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn trong 2 giá trị này để tính Kσd và Kτd kết quả ghi vào bảng sau
Tiết diện | d (mm) |
|
|
|
|
|
|
|
Rãnh then | Lắp căng | Rãnh then | Lắp căng |
1-3 2-0 2-3 3-2 | 30 30 90 80 | - - - - | 2,63 2,63 2,7 3,2 | - - - - | 2,59 2,59 2,95 2,81 | 2,78 2,78 2,85 3,35 | 2,74 2,74 3,1 2,96 | 78,4 3,8 3,1 14,2 | 151,1 9 40,1 8,84 | 69,5 3,5 3,09 7,5 |
- Vậy các tiết diện nguy hiểm trên 3 trục đều đảm bảo an toàn về mỏi.
III, TÍNH CHỌN Ổ LĂN.
a, xác định tổng các lực tác dụng lên các ổ trên trục theo công thức
,2
1, Tính chọn ổ lăn cho trục I.
Số liệu thiết kế:
kính ngõng trục
thời hạn sử dụng
Tải trọng va đập nhẹ
*Tính toán:
a. Chọn loại ổ và cỡ ổ:
- Dựa vào số liệu thiết kế và bảng P2.7[I]-tr254 ta chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung, kí hiệu: 305 với các thông số
Đường kính ngoài D = 62(mm)
Đường kính trong d = 25 (mm)
Chiều rộng vành ổ B = 17 mm
Bán kính vát r = 2 mm
Đường kính bi
Khả năng tải động C = 17,6 ( KN)
Khả năng tải tĩnh
b,Sơ đò bố trí ổ:
do gối đỡ 
chị tải trọng lớn hơn nên ta tính cho ổ tại
c, Kiểm nghiệm khả năng tải đọng của ổ:
- Tải trọng quy ước: Q = (XV
+ Y
)
(ct11.3[I]-tr214)
Trong đó: 
= 1037,9 (N) ; = 0
X = 1 hệ số tải trọng hướng tâm.
Y hệ số tải trọng dọc trục.
V = 1 hệ số kể đến ảnh hưởng của vòng trong quay.
= 1 hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ (t 
).
= 1,1 hệ số kể đến ảnh hưởng của đặc tính tải trọng.
Þ Q = 1.1.1037,9.1.1,1 = 1141,7 (N)
- Tải trọng tương đương: (ct11.12[I]-tr219)
= Q.
Với m = 3 đối với ổ bi.
Þ
= 1141,7.
= 1020(N) = 1 (KN)
- Khả năng tải động của ổ: (ct11.1[I]-tr213)
(ct11.1[I]-tr213).
Trong đó: L= 60.
.
.
= 60.1450.
.16000 = 1392 (triệu vòng)
Þ
= 11,16 (KN) < C = 17,6 (KN)
- Vậy ổ làm việc đảm bảo khả năng tải động
- Vậy ổ làm việc đảm bảo khả năng tải động
d. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
- Tải trọng tĩnh: 
(ct 11.19; 11.20[I]-tr221)
Trong đó: 
0,6 và 
tra bảng 11.6[I]-tr221
được lấy giá trị lớn hơn trong hai giá trị sau:
Þ
Þ = 1,0379 (KN) <
= 11,6 (KN)
- Vậy ổ làm việc đảm bảo khả năng tải tĩnh.
2. Tính chọn ổ lăn cho trục II:
*Số liệu thiết kế:
= 707,32 (vòng/ phút)
= 
= 40 (mm) Đường kính ngõng trục.
Phản lực tổng tại các ổ: 
3817,9 (N)
Chỉ có các ổ cố định ở gối đỡ 1 tiếp nhận tải trọng dọc trục 
chọn ổ đũa côn ở gối đỡ 1, ổ bi ở gối đỡ 0.
Sơ đồ bố trí ổ
a, Tính kiểm nghiệm các ổ:
*Chọn ổ tại gối 0: đường kính ngõng trục = 30 (mm), tra bảng P2.7[I]-tr254, ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nặng, kí hiệu:406 với các thông số (theo hình 7-trang34): Đường kính ngoài: D = 90 (mm).
Đường kính trong: d = 30 (mm).
Chiều rộng vành ổ: B = 23 (mm).
Bán kính vát: r = 2,5 (mm).
Đường kính bi: 
= 19,05 (mm).
Khả năng tải động: C = 37,2 (KN).
Khả năng tải tĩnh: = 27,2 (KN).
- Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
+ Tải trọng quy ước: Q = (XV+ Y) (ct11.3[I]-tr214)
Trong đó:
= 3818 (N) ; = 0
X = 1; V = 1; = 1; = 1,1
Þ
= 1.1.3818.1.1,1 = 4199,8 (N)
+ Tải trọng tương đương: (ct11.12[I]-tr219)
= .
Với m = 3 đối với ổ bi.
Þ
=4199,8. = 3751,5(N) = 3,7515 (KN)
+ Khả năng tải động của ổ: (ct11.1[I]-tr213)
(ct11.1[I]-tr213).
Trong đó: L= 60... = 60.707,32..16000 = 679 (triệu vòng)
Þ
= 32,9 (KN) < C = 37,2 (KN)
+ Vậy ổ làm việc đảm bảo khả năng tải động
- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
+ Tải trọng tĩnh: (ct 11.19; 11.20[I]-tr221)
Trong đó: 0,6 và tra bảng 11.6[I]-tr221
được lấy giá trị lớn hơn trong hai giá trị sau:
Þ
Þ = 3,818 (KN) < = 27,2 (KN)
+ Vậy ổ làm việc đảm bảo khả năng tải tĩnh.
*Chọn ổ tại gối 1: đường kính ngõng trục = 30 (mm), tra bảng P2.11[I]-tr261, ta chọn ổ đũa côn cỡ trung, kí hiệu: 7306 với các thông số:
Đường kính ngoài: D =72 (mm)
Đường kính trong: d = 30 (mm).
Chiều rộng vành ổ: B =19 (mm).
Góc 
= 
Khả năng tải động: C = 40 (KN).
Khả năng tải tĩnh: = 29,9 (KN).
Kết cấu ổ đũa côn
- Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
+ Tải trọng quy ước: Q = (XV+ Y) (ct11.3[I]-tr214
là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, với bộ truyền :
là hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động, tra bảng 11.3 (I), ta có với tải trọng va đập nhẹ =1
Vòng trong quay V =1
e = 1,5.tan =1,5.tan13,5 =0,3601
Tỉ số :
X = 0,4
Y = 0,4.cot = 0,4.cot13,5 =1,666
Vậy
+ Tải trọng tương đương: (ct11.12[I]-tr219)
= .
Với m = 10/3 đối với ổ côn
Þ=19106,57. = 17261,05(N) = 17,26 (KN)
+ Khả năng tải động của ổ: (ct11.1[I]-tr213)
(ct11.1[I]-tr213).
Trong đó: L= 60... = 60.707,32..16000 = 679 (triệu vòng)
Þ = 122 (KN) > C = 40 (KN)
Do đó ổ làm việc không đảm bảo khả năng tải động
Vậy ta chọn lại đường kính ngõng trục khi đó theo bảng P2.11[I] ta chọn ổ cỡ trung rộng kí hiệu 7608 ta có
Đường kính trong: d =60 (mm).
Chiều rộng vành ổ: B =46 (mm).
Đường kính ngoài: D =130 (mm)
Góc =
Khả năng tải động: C = 171 (KN).
Khả năng tải tĩnh: = 157 (KN).
Ta kiểm tra lại khả năng tải của ổ
+ Tải trọng quy ước: Q = (XV+ Y) (ct11.3[I]-tr214
e = 1,5.tan =1,5.tan11,5=0,3
Tỉ số :
X = 0,4
Y = 0,4.cot = 0,4.cot11,5 =1,966
Vậy
Với m = 10/3 đối với ổ côn
Þ=22488.
= 20162(N) = 20 (KN)
+ Khả năng tải động của ổ: (ct11.1[I]-tr213)
(ct11.1[I]-tr213).
Trong đó: L= 60... = 60.707,32..16000 = 679 (triệu vòng)
Þ =170 (KN) < C
ổ làm việc đảm bảo điề kiện tải động
d, kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh
tra bảng 11.6[I] ta có hệ số tải trọng hướng tâm : và hệ số tải trọng dọc trục : 
= 0,22.cot11,5 = 1,081
áp dụng công thức tính tải trọng tĩnh
ổ làm việc đảm bảo khả năng tải tĩnh
3, Tính chọn ổ lăn cho trục III.
*Số liệu thiết kế:
Đường kính ngõng trục 
Phản lực tại các ổ
,2
Lực dọc trục 
*Tính toán:
a.Do vận tốc trục quay thấp tải trọng tác dụng lên ổ tương đối lớn do đó ta chọn loại ổ đũa côn lắp theo sơ đồ sau.
b, Sơ đồ bố trí ổ như sau:
c, Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
Với đường kính ngõng trục : mm tra bảng P2.11[I], ta chọn loại ổ đũa côn cỡ nhẹ kí hiệu 7514 có các thong số sau đây
Đường kính trong: d =70 (mm).
Chiều rộng vành ổ: B =32 (mm).
Đường kính ngoài: D =125 (mm)
Góc = 
Khả năng tải động: C = 110 (KN).
Khả năng tải tĩnh: = 101 (KN).
- Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
+ Tải trọng quy ước: Q = (XV+ Y) (ct11.3[I]-tr214
Trong đó
Vậy ổ lăn 1 chịu lực dọc trục và lực hướng tâm đề lớn
Ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ đĩa côn số1
là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, với nhiệt đọ bộ truyền:
là hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động, tra bảng 11.3[I], ta có với tải trọng va đập nhẹ 
Vòng trong quay V =1
e = 1,5.tan=1,5.tan 14,5 = 0,38
Tỉ số :
X = 0,4
Y = 0,4.cot = 0,4.cot14,5 =1,55
Vậy 
+ Tải trọng tương đương: (ct11.12[I]-tr219)
= .
Với m = 10/3 đối với ổ côn
Þ=13724. = 12304,6(N) = 12,3 (KN)
+ Khả năng tải động của ổ: (ct11.1[I]-tr213)
(ct11.1[I]-tr213).
Trong đó: L= 60.
.. = 60.32,15..16000 = 31(triệu vòng)
Þ
= 38,6 (KN)
Vậy ổ làm việc đảm bảo điều kiện khả năng tải động
d, kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh
tra bảng 11.6[I] ta có hệ số tải trọng hướng tâm : và hệ số tải trọng dọc trục : = 0,22.cot14,5 = 0,85
áp dụng công thức tính tải trọng tĩnh
ổ làm việc đảm bảo khả năng tải tĩnh.
IV. THIẾT KẾ KẾT CẤU: VỎ HỘP GIẢM TỐC, CÁC CHI TIẾT, BÔI TRƠN, ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP VÀ LẮP GHÉP.
1. Kết cấu vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp.
Tính kết cấu của vỏ hộp:
- Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32
- Chọn bề mặt nắp và thân đi qua tâm trục bánh vít.
* Các kích thước cơ bản của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc:
a =
=(112 +360 +3.18)/2=254 chọn a = 250mm
- Chiều dày:
Thân hộp: 
= 0,03.a + 3 = 0,03.250 + 3 = 10,5 (mm) > 6 (mm)
Chọn = 10 (mm)
Nắp hộp: 
= 0,9.
= 0,9.10 = 9 (mm)
- Gân tăng cứng:
Chiều dày: e = (0,8 ÷ 1) = 8 ÷ 10 Þ chọn e = 9 (mm)
Độ cao: h < 58 (mm)
Độ dốc: khoảng 
- Đường kính:
Bulông nền: 
= 0,04.a + 10 = 0,04.250 + 10 = 20 (mm)
Bulông cạnh ổ: 
= (0,7 ÷ 0,8) = 14 ÷ 16 chọn = 14 (mm)
Bulông ghép nắp bích và thân: 
= (0,8 ÷ 0,9) = 12,8 ÷ 14,4
chọn = 14 (mm)
Vít ghép nắp ổ: 
= (0,6 ÷ 0,7) = 8,4 ÷ 9,8 chọn = 8 (mm)
Vít ghép nắp cửa thăm dầu: 
= (0,5 ÷ 0,6) = 7 ÷ 8,4 chọn = 8 (mm)
- Mặt bích ghép nắp và thân:
Chiều dày bích thân hộp: 
= (1,4 ÷ 1,8) chọn = 22 (mm)
Chiều dày bích nắp hộp: 
= (0,9 ÷ 1) = 20 (mm)
Bề rộng bích nắp hộp: 
= 
- (3 ÷ 5) mm = 45 – 3 = 42 (mm)
- Kích thước gối trục:
Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: 
= D + 4,4 ; 
= D + (1,6 ÷ 2)
D: là đường kính lỗ lắp ổ lăn
Z: số lượng vít.
Tâm lỗ bulông cạnh ổ: 
= 1,6 = 23 (mm)
Khoảng cách từ tâm bu lông đến mép ổ: 
= 1,3 = 19 (mm)
Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ:
(3 ÷ 5) mm = 45 (mm)
Chiều cao h: phụ thuộc tâm lỗ bu lông và kích thước mặt tựa.
- Mặt đế hộp:
Chiều dày khi không có phần lồi: = (1,3 ÷ 1,5) = 30 (mm)
Bề rộng mặt đế hộp: = 3 = 60 (mm) ; q = + 2 = 80 (mm)
- Khe hở giữa các chi tiết:
Giữa bánh răng với thành trong hộp: Þ = 10 (mm)
Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: Þ = 30 (mm)
Giữa mặt bên các bánh răng với nhau: Þ = 15 (mm)
- Số lượng bulông nền: Z = = 4
2. Kết cấu chi tiết:
a. Kết cấu bánh răng:
* Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp:
- Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì tải trọng là va đập nhẹ.
- Bánh răng nhỏ có đường kính chân răng là = 65 (mm), đường kính ngõng trục là d = 30 (mm), modun m = 1,25 (mm).
+ Điều kiện làm bánh răng liền trục X < 2,5.m = 5 (mm)
Chiều dầy răng.
X = 
- 
= 
– 2,8= 14,7 > 5 (với chiều sâu rãnh then trên bánh răng 1, tra bảng 9.1a) như vậy ta làm bánh răng rời trục.
- Các kích thước bánh răng:
+d: đường kính mayơ.
+
: chiều dài mayơ.
+C = (0,2 ¸ 0,3)B: chiều dày của đĩa nối mayơ với vành răng.
+B: chiều rộng vành răng.
+δ = (2,5 ¸ 4)m: chiều dày vành răng.
+
= 0,5(D +
): đường kính tâm lỗ.
+
= (12 ¸ 15) mm: đường kính lỗ.
+D = (1,5 ¸ 1,8)d: đường kính ngoài mayơ.
+
: đường kính vòng đỉnh.
Kết cấu bánh răng trụ
Bảng 10: Đơn vị: mm
| Kích thước |
d |
| D | δ |
| B | C |
|
|
|
Bánh nhỏ | 30 | - | - | - | - | 31,2 | - | 45 | 70,3 | - |
Bánh lớn | 25 | 2,8 | 40 | 4 | 78 | 64 | 15 | 55 | 141 | 15 |
b. Kết cấu ống lót và nắp ổ:
* Chọn vật liệu làm ống lót là gang GX 15-32
- Đường kính vít = 10 (mm).
- Đường kính tâm lỗ vít ; Đường kính ngoài của bích ; Số lượng lỗ
() Z.
Chiều dày, chiều dày vai và chiều dày bích 
=C.D
D: đường kính ống lót, cũng chính là đường kính ngoài ổ lăn ; C – hệ số phụ thuộc vào đường kính lỗ cho trong bảng 15-14 =7
Đường kính tâm lỗ vít 
, đường kính ngoài của bích 
tính như sau
ống lót chỉ lắp tại tiết diện 2-1 trên trục 2.
Tiết diện trục | D | D’ |
|
|
| 130 | 130 | 143 | 174 |
* Chọn vật liệu làm nắp ổ là gang GX15-32.
Kết cấu nắp ổ.
- Có 2 loại nắp ổ: Nắp ổ kín H-12a) (tại tiết diện 2-1 và 3-0) ; nắp ổ thủng H-12b) (tại tiết diện 1-1 và 3-1).
- Dùng bề mặt có đường kính D làm chuẩn định tâm, chiều dài mặt định tâm từ L = 5 ¸ 7 (mm).
- Chiều dày 
= (0,8 ¸ 0,9) ( với = 10 (mm) là chiều dày thành nắp ổ).
- Bề mặt tiếp xúc của nắp với đầu vít kẹp có độ nhám 
40 (
).
- Đường kính vít = 10 (mm).
- Đường kính tâm lỗ vít ; Đường kính ngoài của bích ; Số lượng lỗ
() Z.
c. Kết cấu trục vít – bánh vít.
* Trục vít: được chế tạo liền với trục.
- Đường kính chân ren; 80,8 (mm).
- Đường kính đỉnh ren: 116(mm).
- Chiều dài phần cắt ren L = 125
* Bánh vít: được ghép từ vành và thân. Thân bánh vít được chế tạo băng gang xám, vành bánh vít được làm từ đồng thanh không thiếc.
- Vành bánh vít được lắp với thân bánh vít theo kiểu lắp căng, kết hợp với 4 vít.
B = 75 (mm)
c = (0,2 ÷ 0,8)B chọn c = 50 (mm)
d = (1,2 ÷ 1,5)m chọn d = 10 (mm)
d. Chốt định vị: dùng để đảm bảo vị trí tương đối của nắp thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép. Ở đây ta dùng chốt định vị hình côn:
+Độ côn: 1:50
+Đường kính d = 8 (mm)
+Chiều dài: l = 50 (mm) (ta có chiều dày của bích nắp hộp và thân hộp lần lượt là 20 và 22 (mm)).
e. Cửa thăm: Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp, trên nắp có lắp thêm nút thông hơi. Kích thước cửa thăm được chọn theo bảng 18-5
A = 150 (mm); B = 100 (mm); L = 140 (mm)
f. Nút thông hơi: Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăn lên, để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi được lắp trên nút cửa thăm. Kết cấu và kích thước nút thông hơi được chọn theo bảng18-6.
g. Nút tháo dầu: Sau một thời gian làm việc dầu bôi trơn trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và hạt mài) hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dấu, lúc làm việc lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu. Kết cấu và kích thước nút tháo dấu được chọn theo bảng 18-6
d: M20×2
b = 15 (mm)
m = 9 (mm)
L = 28(mm)
D = 30 (mm)
S = 22 (mm)
. Que thăm dầu: Khi làm việc bánh răng và trục vít được ngâm trong dầu theo điều kiện bôi trơn. Để kiểm tra chiều cao mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu. Kết cấu và kích thước que thăm dầu được tra theo hình 18-11(d)
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
1. Nguyễn Hữu Lộc, Cơ sở thiết kế máy, Nhà xuất bản Đại học Quốc gia TP.HCM, 2004.
2. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Thiết kế Hệ thống dẫn động cơ khí, tập 1 và 2, Nhà xuất bản Giáo dục.
3. Nguyễn Hữu Lộc, Bài tập Chi tiết máy, Nhà xuất bản Đại học Quố gia TP.HCM, 2003.
"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"