ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI HỘP GIẢM TỐC TRỤC VÍT BÁNH RĂNG

Mã đồ án	CKMCTM000008
Đánh giá:	5.0
Mô tả đồ án	Đồ án có dung lượng 110MB. Bao gồm đầy đủ các file như: File bản vẽ cad 2D (Bản vẽ lắp hộp giảm tốc trục vít bánh răng, bản vẽ chế tạo chi tiết trục vít…); file word (Bản thuyết minh, đề tài đồ án…). Ngoài ra còn cung cấp rất nhiều các tài liệu chuyên ngành, các tài liệu phục vụ cho thiết kế đồ án, các câu hỏi khi bảo vệ........... THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI HỘP GIẢM TỐC TRỤC VÍT BÁNH RĂNG.
Giá:	490,000 VND

Nội dung tóm tắt

MỤC LỤC

Lời nói đầu......

Mục lục.....

Đề tài......

Phần I. Tính toán động học.....

I.Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền.....

Bảng số liệu của hộp giảm tốc.....

Phần II :Thiết kế và tính toán các bộ truyền.....

1.Tính toán bộ truyền xích.....

2.Tính bộ truyền trục vít trong hộp giảm tốc.......

3.Tính bộ truyền bánh răng......

4.Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc......

Phần III :Tính toán thiết kế trục và chọn ổ lăn......

1. Tính toán thiết kế trục......

2. Chọn ổ lăn......

Phần IV :Thiết kế vỏ hộp và bôi trơn hộp giảm tốc......

Phần V : Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai.....

Kết luận......

Tài liệu tham khảo......

LỜI NÓI ĐẦU

Đồ án môn học chi tiết máy với nội dung thiết kế hệ dẫn động cơ khí, cụ thể ở đây là thiết kế hệ dẫn động băng tải, với hộp giảm tốc hai cấp trục vít - bánh răng với yêu cầu về lực cũng như vận tốc và các đặc trưng khác .

Đồ án môn học chi tiết máy với bước đầu làm quen với công việc tính toán , thiết kế các chi tiết máy trong lĩnh vực cơ khí nhằm nâng cao kỹ năng tính toán , hiểu sâu hơn về kiến thức đã học .

Nội dung đồ án môn học chi tiết máy bao gồm .

Tính toán chọn động cơ cho hệ dẫn động băng tải .

Tính toán bộ truyền trong và bộ truyền ngoài .

Thiết kế trục và chọn ổ lăn .

Tính toàn vỏ hộp và các chi tiết khác .

Tính toán bôi trơn .

Đồ án môn học chi tiết máy là tài liệu dùngđể thiết kế chế tạo các hệ dẫn động cơ khí , nhưng đây không phải là phương án tối ưu nhất trong thiết kế hệ dẫn động do những hạn chế về hiểu biết và kinh nghiệm thực tế .

Trong đồ án này có tham khảo tài liệu:

- Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí Tập 1[TL1], 2[TL2] : Trịnh Chất - Lê Văn Uyển.

- Chi tiết máy - Nguyễn Trọng Hiệp : Tập 1, Tập 2.

- Dung sai và lắp ghép - Ninh Đức Tốn.

…..ngày….tháng….năm 20…..

Sinh viên thực hiện

........…………

Phần I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC

I/ Chọn động cơ và phân phối tỷ truyền.

I.1 /Chọn động cơ.

a/Tính công suất

+/Để đảm bảo cho bộ truyền động băng tải làm việc ổn định và ít rung động ta phải tính toán và chọn động cơ sao cho vừa đủ công suất không quá thừa nhằm tránh vượt tải và thừa tải quá nhiều .

+/Từ yêu cầu: - Lực kéo băng tải : F=9000 N.

- Vận tốc băng tải : v = 0,48 m/s.

=> Công suất cần thiết trên trục động cơ :

P_ct=

Trong đó:

F=9000 N : lực kéo băng tải.

V=0,48m/s : vận tốc băng tải.

h_ch : tổng hiệu suất của các khâu

h_ch=h _k.h_tv.h_br.h_ot.h_ol³. h_x = 0,99.0,82.0,98.0.98.0,992³.0,92 =0,700.

b==.

=> P_ct= = (kW)

b/Tính tốc độ sơ bộ của trục động cơ:

Ta có :

n_sb= n_ct .u_hộp .u_ngoài , theo CT2.16 tr.21[TL1]

n_ct=(v/ph). Theo bảng 2.4 tr.21[TL1]

Chọn u_tbhop= 50; u_tbngoai=2

=> n_sb=28,65.50.2 = 2865;

Do đó chọn động cơ K160S2 : ( theo bảng P1.1tr.234[TL1])

Bảng thông số động cơ:

N_đc(v/p)	P(Kw)	Cosj	h	I_k/I_dn	T_k/T_dn
2935	7,5	0,93	0,86	7,3	2,2

+/ Kiểm tra điều kiện mở máy :

Với Động cơ đã chọn có > .

Vậy động cơ K160S2 dap ứng được yêu cầu công suất, tốc độ và điều kiện mở máy

I.2/ Phân phối tỉ số truyền (u).

Tỷ số truyền của hệ dẫn động:

u_ch=

u_ch=u_hộp.u_ngoài

Dựa vào bảng 2.4 tr.21[TL1] chọn u_ngoài= 2,0;

=> u_h=u_ch/u_ng=102,44/2=51,22.

Với hộp giảm tốc Trục vít -Bánh răng theo kinh nghiệm ta lấy:

u_br=(0,05 …0,06)u_h=2,56 - 3,07 ; chọn u_br= 3,00 .

=> u_tv=.

Chọn u_br=17,0.

=> Tính chính xác u_ng = u_ch/u_h=u_ch/(u_tv.u_br) = 102,44/(3,0.17,0) = 2,009.

I.3/ Tính công suất,số vòng quay, mômem xoắn trên các trục.

+/Tính công suất trên các trục:

P_ct = P_tg =

P₃=

P₂=

P₁=

P_đc=

+/Số vòng quay trên các trục

n₁ = n_dc= 2935 (v/ph)

n₂= n₁/u_tv=2935/17,00 =172,65 (v/ph)

n₃= n₂/u_br=172,65/.3,00 =57,55 (v/ph)

n_ct= n₃/u_x=57,55/2,01 =28,63 (v/ph)

+/Mômen xoắn trên các trục

T= (Nmm)

T_tg= (Nmm)

T₃= (Nmm)

T₂= (Nmm)

T₁= (Nmm)

Bảng thông số:

Trục	Trụcđ/c	Trục 1		Trục 2		Trục 3		Trục ct
P(kw)	6,170	6,059		4,929		4,791		4,32
u			17,00		3,00		2,01
n (v/f)	2935	2935		172,65		57,55		28,63
T(Nmm)		19.715		272.644		795.031		1.441.005

II/ Tính toán thiết kế các bộ truyền

II.1/ Thiết kế bộ truyền ngoài (xích).

a/Chọn loại xích

Vì tải nhỏ , va chạm vừa ,vận tốc thấp àchọn xích con lăn.

b/Xác định các thông số của xích và bộ truyền:

Theo bảng 5.4 tr.80[TL1] với u=2,01 chọn số răng xích Z₁=25 => Z₂=2,01.25=50,25.

Lấy Z₂=50 < Z_max =120 .

Theo CT 5.13 tr.81[TL1] , công suất tính toán :

+/ P_t=P.K.K_z.K_n;

Trong đó :

P = P₃=4,791 (Kw) : công suất cần truyền.

K_z= : hệ số răng.

K_n= : hệ số vòng quay.

Theo CT5.4 tr.81[TL1],ta có:

K = K_o. K_a. K_đc. K_đ. K_c. K_bt

= 1.1.1,1.1,3.1,25.1,3 =2,113;

Theo bảng (5.6) tr.82[TL1]

K_o=1 : hệ số ảnh hưởng vị trí bộ truyền (đường nối 2 tâm đĩa xích .

nằm nghiêng 1 góc <60⁰ so với phương nằm ngang).

K_a=1 : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích (chọn a=40p).

K_đc=1,1 : hệ số kể dến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích .

(điều chỉnh được bằng con lăn căng xích).

K_đ=1,3 : hệ số tải trọng động (va đập vừa).

K_c=1,25 : hệ số kể dến chế độ làm việc (2 ca).

K_bt=1,3 : hệ số kể dến ảnh hưởng của việc bôi trơn (có bụi chất

lượng bôi trơn đạt yêu cầu).

=> P = 4,791.2,113.1.0,869 = 8,795 (kW);

Vì công suất khá lớn nên chọn bộ truyền xích 2 dẫy với K_d=1,7 =>

P^’_t=P_t/K_d=8,795/1,7=4,821(kW).

Theo bảng( 5.5) với n₀₁=50 (v/f) ,chọn bộ truyền xích 2 dẫy có p=31,75mm có

[P] = 5,83 > P_t’ = 4,821(kW) đồng thời p < p_maz=50,8 (mm). (theo bảng 5.8 tr.81[TL1]).

+/ Khoảng cách trục:

a = 40.p = 40.31,75=1270 (mm)

Theo (5.12) Số mắt xích

x =

chọn x_c=118 ;

&/Tính lại khoảng cách trục

a^*==

Để xích làm việc không quá căng cần giảm 1 lượng ((= 0,002 – 0,004) a)

Lấy =0,003.a^*= 3,81 mm;

Vậy khoảng cách trục là a=a^*-=1267,85 mm;

+/ Số lần va đập của xích :

Theo (5.14 )

i =< [i] =20(1/s) theo (B5.9) tr.85[TL1]

c/ Kiểm nghiệm xích về độ bền:

Theo (5.15) tr.85[TL1] , ta co:

s =

Q: tải trọng phá hỏng (N);

Theo (b5.2) tr.78[TL1]:

Q =177 kN=177000N ; q=7,3kg; K_đ=1,2 do T_mm/T₁=1,5;

F_t : lực vòng

F_t=1000.P/v; ( với v= )

= ( N);

F₀= 9,81.K_f.q.a : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra

= 9,81.2.7,3.1,268=181,61(N) với K_f=2 (đường nối 2 tâm đĩa xích

nghiêng 1 góc 40⁰ so vói phương nằm ngang );

F_v :lực căng do lực li tâm sinh ra

F_v= q.v² : lực căng do lực li tâm sinh ra

=7,3.0,761²=4,23 (N)

=> s = >8,5=[s] (theo bảng5.10tr.86[TL1])

Vậy xích đủ bền.

d/ Đường kính đĩa xích:

Theo CT 5.17 tr.86 [TL1] &bảng 13.4 [TL2]

d₁=p/sin() = 31,75/sin() = 253,32 mm;

d₂=p/sin() = 31,75/sin() = 505,65 mm ;

d_a1=p.(0,5+cotg() = 31,75.(0,5 + cotg (= 267,20 mm;

d_a2= 520,53 mm;

d_f1=d₁-2r =253,32 - 2.9,62 = 234,08 mm; d_f2=486,41 mm;

do r = 0,5025.d_l^’+0,05 =9,62; d_l^’=19,05 mm (theo bảng 5.2)

e/ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng đĩa xích phải thoả mãn điều kiện

s_H1= [s_H]

[s_H] :ứng suất tiếp xúc cho phép

K_r=0,42 :hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z (bảng

trang 87)

K_đ=1,3 :hệ số tải trọng động (bảng5.6 tr.82[TL1])

K_vđ=13.10^-7.n₁.p³.m :lực va đập trên m dãy xích

=13.10^-7.57,55.31,75³.1,7=4,07.

K_d=1,7 :hệ số phân bố không đều tải trọng không đều cho các dẫy (2dẫy

xích)

E=2,1.10⁵MPa :môđun đàn hồi

A=446 mm² :diện tích chiếu của bản lề (bảng5.12 tr.87[TL1])

=> s_H1= MPa < 600 (MPa)

Theo bảng 5.11 Thép 45 tôi cải thiện đạt ứng sứât cho phép [s]=600MPa. Vậy dùng xích 2 dãy đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa xích .

Đĩa 2: s_H2< s_H1< 600 (MPa) => cũng thoả mãn.

f/Xác định lực tác dụng lên trục:

F_r=K_x.F_t=1,05.6292,86= 6607,50 (N);

(do K_x=1,05 với bộ truyền nghiêng 1 góc 40⁰ so với phương nằm ngang)

Bảng các thông số:

CS cho phép : [P]=5,83KW

(2dẫy xích)

Khoảng cách trục:

a =1267,85 mm

Bước xích: p = 31,75 mm

Đường kính đĩa xích:

d₁/d₂=253,32 /505,65 mm

Số dãy xích: m =2

Số răng đĩa xích: z₁/z₂=25/50

Số mắt xích: x=118

Chiều rộng đĩa xích (tr20.tl2)

b_m= 0,9B- 0,15=0,9.35,46- 0,15

=31,76 mm

II.2/ Bộ truyền trục vít-bánh vít.

a/Chọn vật liệu

+/Tính sơ bộ vận tốc trượt

v_sb= 8,8.10^-3.(P₁.u.n₁²)^1/3 =8,8.10^-3.(6,059.17.2935²)^1/3 =8,46> 5m/s

(do n₁=2935 v/ph; T₂=272644 (Nmm) theo mục I)

-Trục vít làm bằng thép C chất lượng tốt (thép 45 tôi bề mặt đạt độ rắn HRC45). -Theo (B7.1 tr.147[TL1] ) ,với v_sb>5 m/s chọn đồng thanh thiếc để chế tạo bánh vít (Mác ÁpOệệ 5-5-5)

-Theo bảng 7.1 với ÁpOệệ 5-5-5 đúc trong khuôn kim loại:

s_b=200-250 (MPa ), s_ch =80-100 (MPa);

+/ứng suất tiếp xúc cho phép:

[s_H]=[s_HO].K_HL( theo công thức7.2);

Trong đó:

[s_HO] :ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với 10⁷ chu kỳ

[s_HO]=(0,75-0,9)s_b= 0,9.240=216(MPa);

K_KL :hệ số tuối thọ

K_KL=;

Với N_HE :số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:

N_HE= 60. = 60.

= 60.172,65.20000(1.5/8+0,7⁴.3/8) =148,14.10⁶

Vậy K_KL==0,714;

=>[s_H] =216.0,714 = 154,22 (MPa);

+/ứng suất uốn cho phép:

[ s_F] = [s_F0].K_FL;

[s_F0] :ứng suất uốn cho phép ứng với 10⁶ chu kỳ do bộ truyền quay

một chiều nên

[s_F0] =0,25.s_b+0,08.s_ch= 0,25.240+0,08.90 = 67,2(MPa);

K_FL :hệ số tuổi thọ

K_FL=;

Với N_FE= 60. =60.=

= 60.172,65.201000.(1.45/8+0,7⁹.3/8) =132,62.10⁶

K_FL== 0,581.

=> [s_F] =67,2.0,581 =39,04 (Mpa);

+/ứng suất quá tải:

[s_H]_max =4s_ch=4.90 =360 (MPa);

[s_F]_max=0,8s_ch=0,8.90 =72 (MPa);

b/ Tính toán truyền dộng trục vít về độ bền

+/Các thông số cơ bản của bộ truyền

- Khoảng cách trục:

a_W= (Z₂+q)

Do vận tốc lớn nên chọn Z₁=2; =>Z₂= u_tv.Z₁=17.2 = 34;

K_H= 1,1 – 1,3 :hệ số tải trọng

q >(0,25 -0,3).Z₂ = 8,5 – 10,2 :hệ số đường kính trục vít

Chọn sơ bộ K_H= 1,1 ;

Theo bảng (7.3 ) chọn q=12,5;

a_W=(34+12,5) =136,36(mm);

chọn a_W=135 mm;

- Mô đun dọc của trục vít

m =2.a_W/(Z₂+q) = 2.135/(34+12,5) = 5,8.

Chọn m = 6,3 theo tiêu chuẩn (bảng 7.3 tr.150[TL1]);

- Tính lại khoảng cách trục :

a_w = m(Z₂+q)/2 = 146,47 mm.Lấy a_w=145.

- Hệ số dịch chỉnh:

x=- 0,5(q+Z₂) =- 0,5(12,5+34) = - 0,23 Î (- 0,7 ;0,7) .

(thỏa mãn dịch chỉnh);

+/Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng bánh vít của bộ truyền phải thoả mãn điều

kiện:

s_H=[s_H] theo (7.19)

- Tính lại vận tốc trượt

v_s= ;

- Góc vít lăn:

g=arctag= arctag=9,43⁰;

-Đường kính trục vít lăn:

d_W1=(q+2x)m = (12,5 – 2.0,23).6,3 = 75,85 mm;

v_s= = 11,81 (m/s)>5(m/s);

Vậy chọn vật liêu thoả mãn;

- Hiệu suất của bộ truyền:

h = 0,95. = 0,95.= 0,86 ( Theo bảng 7.4 tr.152[TL1] ,với v_s=11,81 (m/s) -> góc ma sát: j = 0,90⁰)

K_H : hệ số tải trọng

K_H = K_H_b. K_HV;

K_H_b :hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng;

K_HV :hệ số tải trọng động

K_H_b = 1+

T_2m =åT_2i.t_in_2i/åt_i.n_2i

= T_2Max(1.5/8+0,7.3/8) = 0,8875 T_2Max

K_H_b = 1+ = 1,0022

(Với q=12,5 theo bảng (7.5 ) =>hệ số biến dạng của trục vít:q =125)

K_HV=1,1 theo (b7.7 tr153[TL1]) với v_s= 11,81 (m/s);

=>K_H = 1,0023.1,1 =1,102;

Vậy s _H==140,78(MPa) <154,22(MPa) = [s_H]

Vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc của bánh vít ;

+/ Kiểm nghiện răng bánh vít về bền uốn:

ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh vít phải thoả mãn điều kiện:

s_F = 1,4.[s_F];

Trong đó: m_n :môđun pháp của bánh răng;

m_n= m. cosg_w=6,3.cos9,43= 6,21;

Đường kính trục và bánh vít (bảng 7.9 tr.155[TL1])

d₁=q.m=12,5.6,3= 78,75 mm. Lấy d₁= 78 mm

d₂= m.Z₂ = 6,3.34 = 214,2 mm . Lấy d₂= 215 mm

d_a1=d₁+2m = m(q+2) =91,35 mm. Lấy d_a1= 92 mm

d_a2= m(Z₂+2+2x) = 6,3.(34+2-2.0,23)= 223,90 (mm). Lấy d_a2= 225 mm

d_f1 = m(q-2,4)=6,3.(12,5-2,4) = 62,23 (mm). Lấy d_f1= 62 mm

d_f2 = m(Z₂-2,4+2x)=6,3.(34-2,4-2.0,23) = 194,18 (mm). Lấy d_f2= 195 mm

K_F :hệ số tải trọng.

K_F = K_F_b. K_FV; với K_F_b = K_H_b= 1,0023; K_FV= K_Hv=1,1;

=>K_F=1,103;

b₂ :chiều rộng vành răng bánh vít

b₂ 0,75. d_a1= 0,75.92= 69 mm; lấy b₂=60 mm;

Y_F :hệ số dạng răng

Y_F=1,63 theo bảng 7.8 với Z_v =Z₂/cos³g =34/cos³9,43=35,22 ;

=> s_F = 1,4.=7,94 < [s_F]=39,04(MPa);

+/ Kiểm nghiệm bánh vít về quá tải:

s_Hmax= s_H. = 140,78. =172,42 <[s_H]_max =360(MPa);

s_Fmax= s_F.K_qt = 7,94.1,5 =22,28 < [s_F]_max = 72(MPa);

c/ Tính nhiệt truyền động trục vít:

Nhiệt độ của dầu trong hộp giảm tốc trục vít phải thoả mãn

t_d =t_o +[t_d];

t_o:nhiệt độ môi trường xung quanh;

h=0,86 (hiệu suất bộ truyền );

P₁= 6,059 kW (công suất trên trục vít)

K_t=8..17,5W/(m² ⁰C) :hệ số toả nhiệt chọn

K_t =15 W /m² ⁰C ;

y=0,25..0,3 :hệ số kể đến sự thoát nhiệt qua đáy hộp

xuống bệ máy

chọn y= 0,27 ;

b :hệ số kể đến nhiệt sinh ra trong một đơi vị thời gian

do làm việc ngắt quãng

b = t_ck/ å(P_it_i/P₁) = 8/(1.5+0,7.3)=1,13;

A : diện tích mặt thoát nhiệt của hộp giảm tốc (m²)

A=A₁+A₂ 20.a_w²+0,2(20. a_w²) = 504600 mm² =0,5046m²;

Vậy t_d =25 +=103,1⁰>[t_d].

Chưa thỏa mãn về nhiệt độ của dầu bôi trơn.

- Diện tích thoát nhiệt cần thiết:

K_tq = 17 ứng với số vũng quay của quạt là n_q=750 v/ph.

[t_d ] = 90⁰C.

^ðA> =0,626mm²

=> A_min= 0,626mm².

II.3/ Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

a/ Chọn vật liệu:

Để đảm bảo giá thành khi chế tạo , và tính công nghệ ta chọn vật liệu làm

bánh răng giống như vật liệu làm trục vít

+/ Chọn vật liệu của bánh nhỏ :Thép C45 thường hóa đạt độ rắn

HB =185 s_b=600(MPa) s_ch=340(MPa);

+/ Chọn vật liệu của bánh lớn giống như vật liệu làm bánh nhỏ

nhưng có HB =170 s_b=600(MPa) s_ch=340(MPa)

b/ứng suất cho phép

+/ứng suất tiếp xúc cho phép:

[s_H] =s⁰_Hlim.K_HL/S_H ;

Với s⁰_Hlim : ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở;

S_H :hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc;

s⁰_Hlim =2HB+70; S_H=1,1;(theo bảng 6.2)

K_HL :hệ số tuổi thọ

-Bánh răng1 :

s⁰_{H1 lim} =2.185+70=440(MPa);

K_HL1=;

m_H : bậc của đường cong mỏi m_H=6 do HB <350;

N_H0 : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc

N_H0=30.HB_HB^2,4=30.185^2,4=8,3.10⁶;

N_HE :chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương.

N_HE= 60.c.= =60.c..

= 60.1.172,65.20000.(1.5/8+0,7³.3/8) = 15,61.10⁷ > N_H0 nên

K_HL1=1;

=>[s_H1] = 440.1/1,1=400(MPa);

- Tương tự bánh răng 2:

s⁰_{H12 lim} =2.170+70=410(MPa);

N_H0=30.HB_HB^2,4=30.170^2,4=6,8.10⁶

N_HE= 60.c.

= 60.c..

= 60.1.57,55.20000.(1.5/8+0,7³.3/8)

=5,20. 10⁷ > N_H0 nên K_HE1=1;

=>[s_H2] = 410.1/1,1=372,72(MPa);

Do là cặp bánh răng trụ răng nghiêng nên ứng suất tiếp xúc cho phép:

[s_H] ==(MPa);

+/ứng suất uốn cho phép:

[s_F] =s⁰_Flim.K_FC. K_FL/S_F

Trong đó:

s⁰_Flim :ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở ;

S_F : hệ số an toàn khi tính về uốn;

s⁰_Flim =1,8HB; S_F=1,75; (theo bảng 6.2)

K_FC :hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải

K_FC= 1 (do tải trọng 1 chiều)

Bánh răng 1:

s⁰_{F1 lim} =1,8.185=351(MPa);

K_FL1=;

m_F :bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn

m_F=6 do HB <350;

N_F0=4.10⁶ : số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;

N_FE= 60.c.=

= 60.c..

= 60.1.172,65.20000.(1.5/8+0,7⁶.3/8)

= 13,86.10⁷ > N_F0 nên K_FL1=1;

=>[s_F1] = 351.1.1/1,75=200,57(MPa);

Bánh răng 2:

s⁰_{F2 lim} =1,8.170=306(MPa);

N_F0=4.10⁶ ; N_FE2= 60.c.

= 60.c..

= 60.1.57,55.20000.(1.5/8+0,7⁶.3/8) =7,72. 10⁷ > N_F0 nên K_FL2=1;

=>[s_F2] = 306.1.1/1,75=174,86(MPa);

Vậy ứng suất cho phép:

[s_H] = 386,37(MPa);

[s_F1] = 200,57(MPa);

[s_F2] =174,86 (MPa);

+/ứng suất cho phép khi quá tải:

[s_H]_max =2,8.s_ch=2,8.340=952(MPa);

[s_F1]_max =[s_F2]_max = 2,8.s_ch= 0,8.340 = 272(MPa);

c/Tính toán bộ truyền

+/ Xác định thông số cơ bản

a_w=K_a(u+1) (6.15a);

K_a= 43 :hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và

loại răng ( theobảng6.5)

u=3,00 : tỷ số truyền của cặp bánh răng;

T₁=272644(Nmm) :mômen xoắn trên trục chủ động

[s_H] = 386,37(MPa)

y_ba=0,25 chọn sơ bộ theo (bảng 6.6)

K_H_b :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều

rộng vành răng khi tính về tiếp xúc

K_H_b=1,037 với y_bd=0,53y_ba(u+1) = 0,53.0,25(3+1)=0,53 theo(bảng6.7sơ đồ 5)

=>a_W=43(3+1) = 234,22 mm; chọn a_W=240 mm

+/Xác định các thông số ăn khớp:

m =(0,01- 0,02)a_W=2,4- 4,8 mm; chọn m =3 theo tiêu chuẩn

Chọn sơ bộ b=15⁰ (0⁰0=> Z₁===38,63.

Lấy Z₁=39=> Z₂=u.Z₁=3.39=117;

Tính lại b: cosb ===0,975=> b= 12,84⁰ ( thỏa mãn )

+/Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thoả mãn điều kiện:

s_H =Z_M. Z_H. Z_e.[s_H];

Z_M = 274MPa^1/3 : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (theo bảng6.5);

Z_H =1,724 :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (theo bảng6.12)

Z_e : hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng

Z_e= 1/e_a = = 0,76

(do e_b=b_w.sinb/(mp) = 0,25.240.sin12,84⁰/(3,14.3) =1,41 >1,

e_a = [1,88 – 3,2(+)].cosb

= [1,88 – 3,2(+)].cos12,84⁰ =1,73)

b_w₁ = 0,25a_w=0,25.240 = 60 mm;

d_w1 =2.a_w/(u+1) =2.240/(3+1) =120 mm;

K_H :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

K_H= K_H_b. K_H_a. K_HV;

K_H_b :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng

vành răng

K_H_b =1,027 (theo bảng6.7 với y_bd=b_w/d_w1=0,53)

K_H_a : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho

các đôi răng đồng thời ăn khớp

K_H_a = 1,13(với v=p.d_w1.n₁/60000 = 1,08 (m/s) theo bảng 6.14)

K_HV :hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

K_HV=1,01(theo bảng p2.3 ).

=>K_H=1,172.

=> s_H= 274.1,724.0,76.= 356,53MPa .

- Tính chính xác [s_H]’= [s_H]Z_RZ_VK_xH = [s_H].1.1.1= 386,37MPa, do hệ số xột đến độ nham của mặt răng làm việc :Z_R = 0,95 với R_a<2,5…1,25μm; hệ số xột đến ảnh hưởng của vận tốc vũng Z_V= 1 với v <5m/s; hệ số xột đến ảnh hưởng của kớch thước bỏnh răng K_xH = 1 do d_a < 700 mm.

Mặt khác : ==2,95% < 10 % .

=> Không thừa bền.

Vậy điều kện bền tiếp xúc thoả mãn.

+/Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng ứng suất sinh ra tại mặt răng không được vượt quá giá trị cho phép:

s_F1 =[s_F1]

m=3

b_w=60 mm

d_w1= 120mm

=> d_w2=u.d_w1=3.120=360mm

=> d_a1=d₁ + 2.(1+x)m=120+2.3=126mm

ð d_a2=d₂ + 2.(1+x)m=360+2.3=366mm

ð d_f1=d₁ -(2,5-2x)m=120-2,5.3=112,5mm

ð d_f2=d₂ -(2,5-2x)m=360-2,5.3=352,5mm

Y_e=1/e_a =1/1,73 = 0,58.

Y_b=1- b⁰/140 = 0,91: hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

Y_F1 ,Y_F2 :hệ số dạng răng của bánh 1 và 2

Y_F1 = 3,69 (do Z_v1 == = 42,07)

Y_F2 = 3,60 ( do Z_v2 = 126,23) theo b6.18

K_F: hệ số tải trọng khi tính về uốn;

K_F =K_F_b .K_F_a .K_Fv =1,07.1,37.1,04 = 1,52;

do K_F_b =1,07 (b6.7); K_F_a =1,37 (b6.14); K_Fv =1,04 ( theo bảng p2.3)

=> s_F1== 74,73 <[s_F1] =200,57(MPa);

s_F2= s_F1.Y_F2/Y_F1= 72,91 < 185,14(MPa);

Vậy điều kiện bền uốn được thoả mãn;

+/Kiểm nghiệm độ quá tải

s_Hmax= s_H. = 356,53 . =436,66<[s_H]_max =952(MPa);

s_F1max= s_F1.K_qt = 74,73.1,5 =113,0< [s_F1]_max = 272(MPa);

s_F2max= s_F.K_qt = 72,91.1,5 =109,4< [s_F2]_max = 272(MPa);

Đảm bảo điều kiện quá tải đủ bền;`

Bảng thông số cơ bản của bộ tuyền trong HGT

Bộ truyền trục vít		Bộ truyền bánh răng
K/c trục (mm)	a_W=145	a_W=240
Môdun	m =6,3	m=3
Tỷ số truyền	u = 17	u=3
Chiều rộngvành răng (mm)	b₂=65	b_W= 60
Góc nghiêng của răng		b=12,84⁰
Hệ số dịch chỉnh	x=- 0,23	x₁= 0; x₂= 0
Số răng	Z₁/Z₂=2/34	Z₁/Z₂=39/117
Đường kính vòng chia(mm)	d₁/d₂= 78,75 /214,2	d₁/d₂=120/360
Đường kính đỉnh răng (mm)	d_a1/d_a2= 90 /225	d_a1/d_a2=126/366
Đường kính chân răng (mm)	d_f1/d_f2=62 /198	d_f1/d_f2= 112/352,5
Đường kính ngoài bánh vít	d_aM2d_a2+1,5m =233,35 chọn d_aM2=230
Chiều dài phần cắt ren trục vít	b₁>(11+0,06Z₂)m=82.15 lấy b₁= 85(bảng 7.10)

II.4/ Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc.

Để thoả mãn điều kiện bôi trơn hộp giảm tốc

a_wtv+d_f1tv/2f2br/2

Với a_wtv=145 mm d_f1tv=62 mm d_f2br=352,5mm

Þa_wtv+d_f1tv/2 =145+62/2=176< d_f2br/2=352,5/2=176,25mm

Vậy hộp giảm tốc thoả mãn điều kiện bôi trơn.

Phần III. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN

III.1/ Tính toán thiết kế trục.

a/ Chọn vật liệu:

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có s_b= 600 MPa.

ứng suất xoắn cho phép [t] = 12..20 Mpa

b/ Tính sơ bộ đường kính trục

+/Với trục 1 là trục vào của hộp giảm tốc ta chọn [t₁ ] = 15 MPa

Đường kính trục được xác định:

d_1sb ,thay số : d_1sb = 18,73mm

Theo bảng ( P1.4) đường kính trục động cơ d_đc=38 mm

d_1sb (0,8..1,2)d_đc .

Quy chuẩn d_1sb = 30 mm

+/Với trục 2 là trục trung gian có khoảng cách giữa các gối đỡ lớn nên ta chọn

[t_II ] = 15 MPa

d_2sb d_2sb = 33,13mm

Quy chuẩn d_2sb = 35 mm

+/Với trục 3 là trục ra của hộp giảm tốc nên chọn [t₃ ] = 20 MPa

d_3sb d_3sb = 58,37 mm

Quy chuẩn d_3sb = 60 mm

c/ Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

+/Từ đường kính sơ bộ theo bảng 10.2 ta chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn:

b₀₁ = 21 mm b₀₂ =21mm b₀₃= 31 mm;

- Chiều dài mayơ :

Đĩa xích l_m33=(1,2..1,5)d_3sb = 75 mm;

Bánh trụ l_m23=(1,2..1,5) d_2sb chọn l_m23= 65 mm

l_m32= 75 mm

Bánh vít l_m22=(1,2..1,8) d_2sb = 55 mm

- Nửa khớp nối l_m12=(1,4..2,5)d_1sb=(1,4..2,5).35 = 65 mm;

Theo bảng 10.3 chọn các khoảng cách:

k₁ =8 :Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành

trong của hộp hoặc k/c giữa các chi tiết quay

k₂=10: Khoảng cách từ mặt nút ổ đến thành trong của hộp

k₃=12: Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ

h_n =15 :Chiều cao nắp ổ và đầu bulông

+/Trục 1:

l₁₂ = -l_c12= -[ 0,5 ( l_m12 + b₀₁ ) + k₃ + h_n ]

Với d_1sb = 35mm

Chọn l_m12 = (1,4..2,5) d_sbI = (1,4..2,5).30 = 55 mm

l₁₂ = -[ 0,5 (55 + 21 )+17 + 12+ 15 ] = - 82mm chọn l₁₂= -85 mm

Tính khoảng cách giữa hai gối của trục I

l₁₁=(0,9..1)d_aM2

Với d_aM2 là đường kính ngoài bánh vít : d_aM2=230 mm

Chọn l₁₁=210 mm.

l₁₃=l₁₁/2 =210/2=105 mm.

+/Trục 2 có d_sb3 = 60 mm

l₂₂ ≥ 0,5 ( l_m22 + b₀₂ ) + k₁ + k₂

= 0,5(60+21)+8+10=58,5 mm , chọn l₂₂≥60 mm

l₂₃= l₂₂+0,5(l_m22+l_m23) +k₁

= 60+0,5(60+65) + 8=120,5 mm , chọn l₂₃≥120 mm

l₂₁= l₂₃+0,5(l_m23+b₀₂) +k₁+k₂=

=120+0,5.(45+21)+8+10 =171 mm , chọn l₂₁≥170mm

+/Trục 3

Tính l₃₂=l₂₃≥120mm

l₃₁=l₂₁≥170 mm

l₃₃≥ l₃₁+0,5(b₀₃+l_m33)+k₃+h_n

=170+0,5(31+75)+12+15=250 mm ,Lấy l₃₃≥250 mm

d/ Xác định lực tác dụng lên các trục .

Sơ đồ đặt lực

+/Đối với Trục vít - Bánh vít .

F_t2 =F_a1=2T₂/d_w2=2.272644/214,3=2580 N

F_r1=F_r2=F_a1.tga=2580.tg20=939 N

F_t1=F_a2=F_a1.tg(g+j)=2580.tg(9,43+0,90)=470 N

+/Đối với bánh răng trụ răng nghiêng .

F_t₄=F_t₃= 2.T₂/d_w₃=2.272644/120=4640 N

Với T₂=272644 Nmm : Là mô men xoắn trên trục bánh 1 trên trục2

d_w3=117,5 mm : Là đường kính vòng lăn bánh 1 trên trục 2

F_r4=F_r3=F_t3.tga_tw/cosb =4640.tg20,56/cos14,02=1794 N.

Do a_tw= a_t=arctg(tg20/cosb) =20,56⁰

F_a4 =F_a3 =F_t3.tgb =4640.tg14,02=1159N

+/Với bộ truyền xích :

F_t=1000P/v=1000.4,791/ 0,761 = 6296 N

F_r=K_x.F_t=1,05.6296 = 6610 (N);

+/Đối với khớp nối :

- Chọn khớp nối : Nối trục đàn hồi

Dựa vào mô men xoắn : T_t=k.T< [T]

Do máy công tác là băng tải nên k=1,2..1,5 Þ chọn k=1,5

T_t=1,5.19715=29572 Nmm.

- Với đầu trục cần thiết để nối trục d =36 mm. Theo bảng(16.10a) Chọn được kích thước cơ bản của nối trục như sau:

D =125 mm D_o=90 mm D₃=28 mm

- Tính lực tác dụng lên khớp nối :

F_tk=2.T₁/D_o=2.19715/90=438(N).

F_rk=0,25.F_tk=109(N)

e/ Xác định lực trên các gối đỡ:

+/Trên trục 1:

Với số liệu như sau: D₀= 90 là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của khớp nối

d =36 là đường kính sơ bộ của trục trục vít .

Lực trên khớp nối F_rk=109 N có chiều ngược chiều F_t1 làm tăng ứng

suất và biến dạng trục

Lực tác dụng lên trục vít F_t1=470N F_r1=939 N F_a1=1442 N

Tính toán lực tác dụng lên các gối đỡ 0,1.

Trên mặt phẳng y0z:

åY= Y₀+ Y₁ - F_r1= 0

åm₀= F_a1.d₁/2 + l₁₃F_r1 - l₁₁Y₁ = 0

=> Y₁= (l₁₃F_r1+ F_a1.d₁/2 )/ l₁₁= (105.939+2580.75,85/2)/210 = 936(N)

=> Y₀= 3 N.

- Trên mặt phẳng x0z:

åX=X₀+X₁-F_t1+F_rk= 0

åm₀=-l₁₂F_rk-l₁₃F_t1+l₁₁X₁=0 =>

X₁=(l₁₂F_rk + l₁₃F_t1)/l₁₁= (85.109+105.470)/210=279N

=> X₀ = 470 – 109 – 279 = 82N

- Trên mặt phẳng x0y chỉ có mô men xoắn

T₁=19715 Nmm

Do đó ta có biểu đồ mômen (đơn vị Nmm) và kết cấu trục :

*/Tính chính xác đường kính trục 1:

Với thép 45 có s_b 600MPa ,d_sb1=36 thì [s]=60 N.mm

-Tại mặt cắt 0: d₁₀=

Trong đó M_td0=

-Tại mặt cắt 2:

d₁₂=mm

- Tại mặt cắt 3:

d₁₃=mm

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

d₁₀= d₁₁=35 mm d₁₃= 37 mm d₁₂=30 mm,

+/Trên trục 2:

Với số liệu như sau: d₁=214,2 (mm) là đường kính của bánh vít

d₂= 120 (mm) là đường kính của bánh răng 1 trục 2

Mô men xoắn trên trục 2 T₂=272644 Nmm

Lực trên bánh vít F_{t 2}=2580N F_{a 2}=470N F_{r 2}=939N

Lực tác dụng lên bánh răng F_t3=4640 N F_r3=1794 N F_a3=1159N

Theo sức bền ta tính được các phản lực tại các gối đỡ 0 và 1

-Trên mặt phẳng y0z:

åY=Y₀+Y₁-F_r2-F_t3=0

åm_x= - l₁₁.Y₁+ l₂₂.F_r2+ d₂.F_a2/2+l_23..F_t3=0

=> Y₁= (l₂₂.F_r2+ d₂.F_a2/2+l_23..F_t3)/l₁₁

=(75.939+214,2.470/2+150.4640)/210=3889(N)

=> Y₀=939+4640-3889=1690(N)

Trên mặt phẳng x0z:

åX=X₀+X₁+F_t2+F_r3=0

åm_Y=l₁₁.X₁+l₂₂.F_t2-d₃.F_a3/2+l₂₃.F_r3=0

X₁=- (l₂₂.F_t2-d₃.F_a3/2+l₂₃.F_r3)/l₁₁=-(75.2580-120.1159+150.1794)/210

X₁= - 1540(N)

=> X₀= -(X₁+F_t2+F_r3)= -(-1540+2580+1794)= -2834(N)

-Trên mặt phẳng x0y chỉ có mô men xoắn T₂=272644 Nmm

->Biểu đồ mômen và kết cấu của trục:

*/Tính chính xác đường kính trục 2:

Với d_sb2=35 mm thì [s] = 60Nmm

-Tại mặt cắt 0: d₀= ( do M_td1=)

-Tại mặt cắt 1:

M_td1= 0 nên d₁= 0

-Tại mặt cắt 2:

=363714 Nmm

d₂₂=mm chọn d₂=40 mm

-Tại mặt cắt 3:

Nmm

d₂₃= (mm) chọn tiêu chuẩn d₃=40 mm

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

d₂₀=35 mm d₂₁=35 mm d₂₂=40mm d₂₃=40 mm

+/Trên trục 3:

Với số liệu như sau:

d₂=360 (mm) là đường kính của bánh răng

Lực trên bánh xích:

F_xx=5052 N F_xy=4247N

Lực tác dụng lên bánh răng:

F_t4=4640 N F_r4=1794 N F_a4= 1159 N

Tính toán lực tác dụng lên các gối đỡ 0 và 1:

-Trên mặt phẳng y0z:

åY=Y₀+Y₁-F_xy+F_t4=0

åm_x= - l₃₁.Y₁- l₃₂.F_t4+ l_33..F_xy=0.

ð Y₁=( l_33..F_xy- l₃₂.F_t4)/ l₃₁=(290.4247-150.4640)/215=2491(N)

ð Y₀= F_xy- F_t4- Y₁=4247-4640-2491=-2884N)

- Trên mặt phẳng x0z:

åX=X₀+X₁-F_xx-F_r4=0.

åm_Y=l₃₁.X₁- l₃₃.F_xx-d₄.F_a4/2-l₃₂.F_r4=0

=> X₁=( l₃₃.F_xx+d₄.F_a4/2+l₃₂.F_r4)/l₃₁

= (290.5062+360.1159/2+150.1794)/215=9049(N)

=>X₀= F_xx+F_r4-X₁= 5062+1794-9049= -2193(N)

- Trên mặt phẳng x0y chỉ có mô men xoắn T₃=795.031 Nmm.

->Biểu đồ mômen và kết cấu của trục:

*/Tính chính xác đường kính trục 3

Với d_sb₃=60 mm thì [s] =50 Nmm

-Tại mặt cắt 0: d₀= (do M_td1=)

-Tại mặt cắt 1:

d₃₁=mm Chọn tiêu chuẩn d₃₁=55 mm

-Tại mặt cắt 2:

d₃₂=mm Chọn tiêu chuẩn d₃₂=60 mm

-Tại mặt cắt 3: d₃₃=

Trong đó M_td3=

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

d₃₀= 55 mm d₃₁=55 mm d₃₂=57 mm d₃₃= 55mm

f/Kiểm ngiệm độ bền của trục.

- Trục 1:

Với số liệu như sau :

d₁₀=d₁₁=35mm d₁₂=30mm d₁₃= 37 mm

Kết cấu trục cần thoả mãn điều kiện :

Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5...2,5,

khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5... 3.

s_s , s_t - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau đây:

;

trong đó s_-1, t_-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng,vật liệu là thép 45 nên : s_-1= 0,436s_b, t_-1» 0,58s_-1

s_a, t_a, s_m, t_m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét.

Xác định các thành phần trong công thức:

Tra bảng 10.5 (trang 195) s_b = 600 MPa.Þ

s_-1 = 0,436.600 = 261,6 MPa.

t₁» 0,58s_-1= 151,7 MPa

+/Do trục đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng:

s_mi = 0, s_aj=s_mạxj= M_i/W_i

M_i : Mômen uốn tổng tại điểm i

+/Do trục quay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động:

t_m = t_a=t_max/2=T/2.W₀

+/Xác định hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số trung bình đến độ bền mỏi

Theo bảng 10.7 có y_s = 0,05 y_t= 0

+/Xác định các hệ số K_s_dj , K_t_dj với các tiết diện nguy hiểm theo:

K_s_dj = ( K_s_j/e_s + K_x – 1)/K_y

K_t_dj = (K_t_j/e_t + K_x –1)/K_y

Phương pháp gia công là tiện Ra = 2,5 …0,63 mm. Tra bảng 10.8 (trang 197) Þ K_x =1,06

K_y: hệ số tăng bền bề mặt K_y=1 (không tăng bền bề mặt)

K_s : hệ số tập trung ứng suất khi uốn

K_t : hệ số tập trung ứng suất khi xoắn

Bảng(10-12):dùng dao phay ngón,hệ số tập trung ứng suất tải rãnh ứng suất vật liệu: K_s₂ =1,76; K_t₂ =1,54

*/Xét các mặt cắt nguy hiểm :

+/Tại trục vít :

Có d₁₃=37 mm Theo bảng (9.1a) ta có

Chọn then bằng với số liệu như sau :

b=10 mm h=8 mm t₁=5 mm

Bảng(10-10):tra được hệ số kích thước e_s = 0,88 e_t =0,81

Thay số K_s_d13 = ( 1,76/0,88 + 1,06 - 1)/1=2,06

K_t_d13 = (1,54/0,81 + 1,06 - 1)/1=1,96

Như vậy có mô men cảm uốn và mô men cảm xoắn được tính

W₁₃ = =

W_o13 = =

M₁₃==

=> s_a13=M₁₃/W₁₃=102977/1817= 56,67

t_a13=T₁/(2.W₀)=19715/(2.4468) = 2,21

Vậy

s_s₂ =

s_t₂ =

=>= (1,5...2,5)

+/Xét tại ổ trục1: d₁₁=35 mm

Khi đó có

W₁₁ = =

W_o11 = =

Mômen :

M₁==0

=>s_a1=0.

t_a1=T₁/(2.W₀₁₁)= 19715/(2.8418)=1,17 (N/mm²)

Theo bảng 10.11 K_s₁/e_s =2,06 K_t₁/e_t=1,64 với kiểu lắp k6

Vậy có s_s₁ =

s_t₁ =

=>= (1,5...2,5)

Với kết quả tính toán như trên thì trục thoả mãn độ bền .

- Trục 2:

Với số liệu như sau :

d₂₀=d₂₁=35 mm d₂₂=40 mm d₂₃= 40 mm

Kết cấu trục cần thoả mãn điều kiện :

+/Xác định các hệ số K_s_dj , K_t_dj với các tiết diện nguy hiểm theo:

K_s_dj = ( K_s_j/e_s + K_x – 1)/K_y

K_t_dj = (K_t_j/e_t + K_x –1)/K_y

Phương pháp gia công là tiện Ra = 2,5 …0,63 mm. Tra bảng 10.8 (trang 197) Þ K_x =1,06

K_y: hệ số tăng bền bề mặt K_y=1 (không tăng bền bề mặt)

K_s : hệ số tập trung ứng suất khi uốn

K_t : hệ số tập trung ứng suất khi xoắn

Bảng(10-12):dùng dao phay ngón,hệ số tập trung ứng suất tải rãnh ứng suất vật liệu: K_s₂ =1,76; K_t₂ =1,54

Bảng(10-10):tra được hệ số kích thước e_s = 0,88 e_t =0,81

Thay số K_s_d2 = ( 1,76/0,88 + 1,06 - 1)/1=2,32

K_t_d2 = (1,54/0,81 + 1,06 - 1)/1=2,11

*/Xét các mặt cắt nguy hiểm :

+/Tại bánh vít d₂₂:

Bảng(10-10):tra được hệ số kích thước e_s = 0,85 e_t =0,78

Thay số K_s_d2 = ( 1,76/0,85 + 1,06 - 1)/1=2,13

K_t_d2 = (1,54/0,78 + 1,06 - 1)/1=2,03

Có d₂₂=40 mm Theo bảng (9.1a) ta có

Chọn then bằng với số liệu như sau :

b=12 mm h=8 mm t₁=5 mm
Như vậy có mô men cảm uốn và mô men cảm xoắn được tính

W₂ = =

W_o2 = =

M₂₂==

=> s_a2=M₂₂/W₂₂=266348/4813= 55,33(N/mm²)

t_a2=T₂/(2.W₀)=272644/(2.11096) = 12,29(N/mm²)

Vậy

s_s₂ =

s_t₂ =

=>= (1,5...2,5).

Cần tăng đường kính trục d₂₂=45mm.Khi đó s=2,63 >

+/Xét tại bánh răng (vị trí 3) : d₂₃=40 mm

Chọn then bằng với số liệu như sau :

     b=12mm,         h=8mm,t₁=5mm

        W₂₃ = =

W_o23 = =

Mômen :

M₂₃==

=>s_a23=M₂₃/W₂₃=337903/6271= 53,88(N/mm²)

t_a23=T₂₃/(2.W₀₂₃)=272644/(2.11096)=12,29(N/mm²)

Theo bảng 10.11 K_s₁/e_s =2,06 K_t₁/e_t=1,53 với kiểu lắp k6.

Vậy có s_s₁ =

s_t₁ =

=>= (1,5...2,5)

Với kết quả tính toán như trên thì trục chưa thoả mãn độ bền !Cần chọn d₂₃=45mm.Khi đó s=2,9 > => Thỏa món độ bền.

- Trục 3:

Với số liệu như sau :

d₃₀= d₃₃= 55 mm d₃₁=60 mm d₃₂=65 mm

Kết cấu trục cần thoả mãn điều kiện :

Bảng(10-10):tra được hệ số kích thước e_s = 0,78 e_t =0,75

Thay số K_s_d2 = ( 1,76/0,78 + 1,06 - 1)/1=2,32

K_t_d2 = (1,54/0,75 + 1,06 - 1)/1=2,11

*/Xét các mặt cắt nguy hiểm :

+/Tại bánh răng d₃₂:

Có d₃₂=65 mm Theo bảng (9.1a) ta có

Chọn then bằng với số liệu như sau :

b=18 mm h=11 mm t₁=7 mm
Như vậy có mô men cảm uốn và mô men cảm xoắn được tính

W₃₂ = =

W_o32 = =

M₃₂==

=> s_a32=M₃₂/W₃₂=543641/23700= 22,9 (N/mm²)

t_a32=T₃₂/(2.W₀₃₂)=795031/(2.50662) = 7,85 (N/mm²)

Vậy

s_s₂ =

s_t₂ =

=>= (1,5...2,5)

+/Xét tại ổ trục 1: d₃₁=60 mm

Khi đó có :

W₁ = =

W_o1 = =

Mômen :

M₁==

=>s_a1=M₁/W₁=495519/21206=23,37(N/mm²)

t_a1=T₃/(2.W₀₁)=795031/(2.42412)=9,37(N/mm²)

Theo bảng 10.11 K_s₁/e_s =2,52 K_t₁/e_t=2,03 với kiểu lắp k6

Vậy có s_s₁ =

s_t₁ =

=>= (1,5...2,5)

Với kết quả tính toán như trên thì trục thoả mãn độ bền

g/ Kiểm nghiệm độ bền của then :

Nguyên nhân hỏng then chủ yếu do bị dập hay bị cắt , do vậy ta kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then :

s_d = 2T / [d.l_t ( h - t₁)] [s_d] t_c = 2T / (d.l_t .b) [t_c]

Với s_d:là ứng suất dập t_c: là ứng suất cắt

T : mô men xoắn trên các trục d : đường kính trục

h : chiều cao của then b : chiều rộng của then

t₁ : chiều sâu rãnh then trên trục

l_t : chiều dài rãnh then

Theo bảng 9.5: Với mối ghép cố định , trạng thái làm việc va đập vừa.

Nên ta chọn được [s_d]=100 Mpa

Với thép 45, do tải trọng va đập vừa nên có được

[t_c]=(60..90)(1-1/3)=40..60 Mpa (theo trang 174 T1)

Chọn [t_c]=50 Mpa

l_t=(0,8..0,9).l_m : chiều dài then

+/Xét trục 2:

T₂=272644 Nmm; d₂₂= 40 mm

b = 12mm h =8mm t₁=5mm l_l= 50mm (tiêu chuẩn)

s_d= 2T / [d₂₂.l_t.( h - t₁)] = 98,9MPa <100=[s_d] ;

t_c= 2.T / (d₂₂.l_t .b) =22,7 (MPa) <50=[t_c].

Vậy then đủ bền!

+/ Xét trục 3:

-Tại bánh răng

T₃=795031 Nmm t₁=7 mm

d₃₂=65 mm l_t = (0,8..0,9).l_m32= 65 mm(theo tiêu chuẩn)

b =18 mm h = 11 mm

s_d = 2.795031/[65. 65.(11- 7)] =94,1<100( = [s_d])

=> đảm bảo độ bền.

t_c = 2.795031/(60. 65.18) =22,7 < 50 (= [t_c])

-Tại đĩa xích:

Với d₃₃=55 mm có then bằng :

b =16 mm; h=10 mm; t₁=6 mm; l_l= 60 mm;

s_d =2T / [d₃₃.l_t.( h - t₁)] =120,46 MPa >[s_d];

=> Không đảm bảo độ bền. Ta dùng hai then đặt cách nhau 180⁰ khi đó mỗi then tiếp nhận 0,75T => s’_d= 0,75s_d = 0,75.120,76=90,34<100(= [s_d])

t_c = 2.0,75T / (d₃₃.l_t .b) =22,6MPa <50(=[t_c])

Bảng 3: Kết quả kiểm nghiệm các then

Tiết diện	Số then đối xứng	d	l_t	b x h	t₁	T	s_d	t_c
1₂	1	30	22	10x8	5	19.715	35,8	14,9
2₂	2	40	50	12 x8	5	272.644	94,6	18,9
2₃	2	40	50	12 x8	5	272.644	75,7	25,2
3₂	1	60	65	18 x11	7	795.031	94,1	22,7
3₃	2	50	60	16 x10	6	795.031	96,8	22,6

Kết quả kiểm nghiệm cho thấy độ bền tất cả các then thoả mãn.

8. Bảng số liệu đường kính các trục:

Trục 1	Trục 2	Trục3
d₁₀=35	d₂₀=35	d₃₀=55
d₁₁=35	d₂₁=35	d₃₁=55
d₁₂=30	d₂₂=45	d₃₂=60
d₁₃=37	d₂₃=45	d₃₃=50

III.2/Chọn ổ lăn.

1/Chọn ổ cho trục 1:

Đường kính ngỗng trục d =35 mm

Vì trên đầu vào của hộp giảm tốc có nối trục đàn hồi nên cần chọn chiều F_tk (lực tác dụng trên khớp) cùng chiều với F_t1(lực vòng tác dụng trên trục vít ) khi đó tính lại phản lực trên các gối đỡ.

Tính phản lực trên gối trong mặt phẳng oxy

X₀+X₁-109- 470 = 0(N)

åm₀= - 109.85+470.105-210.X₁=0

ÞX₀=389 N; X₁=190 N

Theo kết quả tính trục 1:

-Lực tác dụng trong mặt phẳng yoz

Y₀=4 N ; Y₁= 935 N

- Lực tác dụng lên gối đỡ “0”

Có F_r10=

Khi đó lực tác dụng lên ổ ngược chiều với F₀ =>F_r0=389 N

- Lực tác dụng lên gối đỡ 1:

F_r11=.

Lực tác dụng lên ổ ngược chiều với F’₁₁ => F’_r11 = 954 N < F_r11

- Lực dọc trục : F_a13 = 2580 N

a/Chọn loại ổ :Theo bảng( P2.7, 2.11)

Do lực dọc trục lớn ,tại gối “0”đặt 2 ổ đũa côn đối nhau kiểu v để hạn

chế sự di chuyển dọc trục về 2 phía .

Còn trên gối “1” dùng ổ tuỳ động , ở đây chọn ổ bi đỡ

- Tại gối “1” với đường kính ngỗng trục : d =35 mm có số liệu của ổ 700106

C=7,74 kN C₀ = 5,79 kN

d=35 mm r = 0,5 mm

D = 62 mm B =9 mm

- Tại gối “0”:

Do Fa₁₃ /Fr₁₀ = 2580/300 = 8,6 > 1,5 nên tại gối “0”dùng ổ đũa côn cỡ nhẹ

Ký hiệu 7207 (bảng p2.11) số liệu như sau

C =35,2 kN C0 = 26,3 kN

d = 35 mm a = 13,83^o

D = 72 mm B =17 mm

Sơ đồ đặt ổ trên trục :

b/ Kiểm nghiệm độ bền:

+/Tại gối “0” (hai ổ đũa côn ghép với nhau)

- Khả năng tải động:

-/ Xác định tải trọng quy ước :

Do tại gối “0” có lắp hai ổ đũa côn theo kiểu chữ v nên

Q₁ =( 0,5.X.V.F_r10+ Y.F_a10).k_t.k_đ

X : hệ số tải trọng hướng tâm

Y : hệ số tải trọng dọc trục

V : hệ số kể đến vòng nào quay (vòng trong quay nên V=1)

Xác định tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ

e=1,5.tga=1,5.tg13,83⁰ = 0,369

=> F_a10=F_a13+F_s1=2580 + 0 =2580 N

Theo bảng 11.4 với F_a10/V.F_r10=2580/1.300=8,6> e, và với 2 ổ đũa côn , ta có:

X= 0,4 Y= 0,4.cotg a=0,4.cotg13,83 =1,62

k_t=1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ

k_đ =1,5 : hệ số ảnh hưởng của tải trọng (do tải trọng va đập vừa)

Vậy tải trọng quy ước trên ổ 1:

Q₀ = ( 0,5.X.V.F_r10+ Y.F_a10).k_t.k_đ

=(0,5.0,4.1.300+1,62.2580).1.1,5=6360 (N)

-/Tải trọng tương đương:

Q_0td = hay Q_td = Q₁

Q_0td =6360.(1^10/3 5/8 + (0,7)^10/3.3/8)^3/10 = 6360.0,913 = 5807 (N)

- Theo công thức 11.13 , tuổi thọ của ổ:

L = L_h.n₁.60/10⁶ = 20000. 2935. 60/10⁶ = 3522 triệu vòng

- Theo công thức tính khả năng tải động (11.1)

C_d=Q.L^3/10

=> C_d = 5807.3522^3/10 = 27295 (N) = 27,295 kN < C=35,2 KN

=> Đảm bảo khả năng tải động.

- Xét khả năng tải tĩnh:

Theo bảng 11.6 với ổ đũa côn

X₀= 0,5 Y₀= 0,22cotga =0,22.cotg13,67=0,9

Để đảm bảo khả năng tải tĩnh thì Q_t< C₀

C₀ : khả năng tải tĩnh

Q_t: tải trọng tĩnh

Theo 11.19 : Q_t0 = X₀.F_r0 +Y₀.F_a0= 0,5. 255,7+0,9.1442= 1426N

Q_t0 > F_r0 = 255,7 N

Do vậy chọn Q_t0=1426 N =1,426 KN < C₀= 22,3 KN

=>Khả năng tải tĩnh thoả mãn

+/ Xét tại ổ “1"(ổ bi đỡ)

- Khả năng tải động :

-/ Xác định tải trọng quy ước :

Q₀=(X.V.F_r11+Y.F_a11).k_đ.k_t= X.V.F_r11.k_đ.k_t (do lực dọc trục F_a1=0)

=1.1.976.1.1,5=1464 N

-/ Xác định tải trọng tương đương

Q_0td = hay Q_0td = Q₀.(ổ bi)

Q_0td =1464.(1³. 5/8 + (0,7)³.3/8)^1/3 = 1464.0,913=1337 N

-/ Tuổi thọ của ổ lăn:

L = L_h.n₁.60/10⁶ = 20000. 2935. 60/10⁶ = 3522 triệu vòng

-/Hệ số khả năng tải động: C_1d =Q_1td.L^1/3= 1337.3522^1/3 =6336 N.

=>C_0d = 6,336 kN < C = 7,74 kN.

Vậy khả năng tải động của ổ thoả mãn.

- Khả năng tải tĩnh:

Do là ổ bi đỡ nên theo bảng 11.6 thì X₀=0,6 , Y₀= 0,5

Q_t0=max{X₀.F_r10+Y₀.F_a10;F_r10)= max{0,6.300+0,5.0;300}=300 N <

< C₀= 5,79 KN

=> Khả năng tải tĩnh được đảm bảo.

2.Chọn ổ cho trục 2.

Với đường kính ngỗng trục d₂₀=d₂₁=35 mm

- Lực tác dụng lên gối đỡ “0”

F₂₀=

Khi đó lực tác dụng lên ổ “0” ngược chiều với F₂₀ => F_r20= 3530(N)

- Lực tác dụng lên gối đỡ 1:

F₂₁=.

Khi đó lực tác dụng lên ổ “1” ngược chiều với F₂₁ =>F_r21= 4082(N)

- Lực dọc trục F_at = F_a3- F_a2=1159 - 470 = 689 (N)

a/ Chọn loại ổ:

Do F_a20/F_r2o= 689/3530 =0,20 < 0,3

F_a2/F_r21= 689/4082=0,17< 0,3

Với trục 2 (trục bánh vít) do yêu cầu về tiếp xúc với trục vít nên chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ loại ổ 7208 có:

C=42,40 kN C₀ = 32,70 kN a=14,33⁰

D = 80 mm r = 2,0 mm d= 40 mm

B= 18 mm

Sơ đồ lắp ổ

- Theo công thức ổ đũa côn : e = 1,5tga = 1,5tg13,83⁰ = 0,369

Theo 11.7 lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ

Tại ổ 0 : F_s0 = 0,83.e.F_r20 = 0,83.0,369.3530 = 1081 N

Tại ổ 1 : F_s1 = 0,83.e.F_r21 = 0,83.0,369.4082= 1250 N

Với sơ đồ bố trí như hình vẽ ta có

åF_a0=F_s1+ F_at = 1250 + 689= 1939 N >F_s0

åF_a1=F_s0- F_at = 1081 - 689 = 392 N < F_s1

Do đó F_a0 = 1939 N

F_a1=F_s1= 1250 N

b/Kiểm nghiệm:

+/Khả năng tải động:

- Xác định X,Y:

Có F_a0/V.F_r0=1939/ 1.3530=0,55 > e

F_a1/V.F_r1=1250/ 1.4082=0,31 < e

Theo bảng 11.4 chọn được ổ “0” ta được

X= 0,4 Y=0,4.cotg a=0,4.cotg13,83=1,62

ổ “1”: X=1 Y= 0

-Xác định tải trọng quy ước : Với k_d=1,5, k_t=1

Q₀ =(X.V.F_r0 + Y.F_a0).k_t.k_d=(0,4.1.3530+1,62.1939).1.1,5= 6830 N

Q₁ =(X.V.F_r1 + Y.F_a1).k_t.k_đ = 1.1.4082.1.1,5=6123 N

-Tải trọng tương đương:

Q_td = hay Q_td = Q_max.

Q_td = Q_max.(1^10/3 . 5/8 + (0,7)^10/3.3/8)^0.3 = 0,913.Q_max=6236 N

( Q_max=Q₀ )

Do 2 ổ cùng loại nên chỉ cần xét ổ chịu tải trọng lớn hơn, xét ổ “0”

Theo(11.1) khả năng tải động của ổ C_d=Q_td.L^0,3

Với L_i=60.n₂.L_h/10⁶=60.172,65.20000/10⁶=207,18 (triệu vòng )

Vậy C_d=6236.207,18^0,3=30889 N=30,889 kN < C = 42,40 kN

=>Khả năng tải động thoả mãn.

+/Khả năng tải tĩnh:

-Xét tại ổ 1 :

Theo bảng 11.6 ta có

X₀= 0,5 Y₀=0,22cotga =0,22.cotg13,83= 0,89

Để đảm bảo khả năng tải tĩnh thì Q_t0

C₀ : khả năng tải tĩnh

Q_t: tải trọng tĩnh

Theo 11.19 Q₁ = X₀.F_r1 +Y₀.F_a1= 0,5. 4082+0,89.1250 = 3154 N

Q₁ = F_r1 = 4082 N

Do vậy chọn Q_t=4082 N =4,082 kN0=32,70 N

=>Khả năng tải tĩnh thoả mãn.

3/Chọn ổ cho trục 3.

Đường kính ngỗng trục là d₃₀=55 mm , d₃₁=55 mm

- Lực tác dụng lên gối đỡ “0”

F₀=)

Khi đó lực tác dụng lên ổ “0” ngược chiều với F₀ =>F_ro=4764(N)

- Lực tác dụng lên gối đỡ “1”:

F₁=.

Lực tác dụng lên ổ “1” ngược chiều với F₁ =>F_r1=10372(N)

- Lực dọc trục:

F_at= F_a4=1159 N

a/Chọn loại ổ :

- Với ổ “0’’và “1”:

Với trục trên để đảm bảo tính gọn nhẹ ta chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ ký hiệu ổ 7211:

C=57,9 kN C₀ = 46,1 kN a=15,33⁰

D =100 mm d = 55 mm r = 2,5 mm

B=21 mm

Sơ đồ đặt ổ

- Theo công thức ổ đũa côn : e =1,5tg15,33⁰= 0,411

Khi đó

Tại ổ 0 : F_s0 = 0,83.e.F_r0 = 0,83.0,411.4764 = 1626 N

Tại ổ 1 : F_s1 = 0,83.e.F_r1 = 0,83.0,411.10372= 3538 N

Với sơ đồ bố trí như hình vẽ ta có

åF_a0=F_s1- F_at = 3538 - 1159= 2379 N > F_so

åF_a1=F_s0+ F_at = 1626+1159 =2785 N s1

Do đó F_a0=2379 N

F_a1=3538 N

b/Kiểm nghiệm:

+/Khả năng tải động

-Xác định X,Y:

Có F_a0/V.F_ro=2379/1.4764 = 0,499 > e = 0,411

F_a1/V.F_r1=3538/1.10372= 0,341 < e

Theo bảng 11.4 chọn được ổ “0” : X=0,4 , Y= 0,4cotg15,33 = 1,46

ổ “1” : X=1 Y= 0

- Xác định tải trọng quy ước : Với k_d=1,5, k_t=1

Q₀=(X.V.F_r0 + Y.F_a0).k_t.k_đ =(1.0,4.4764+1,46.2379).1.1,5=8068 N

Q₁=(X.V.F_r1 + Y.F_a1).k_t.k_d=1.1.10372.1.1,5=15558 N

- Tải trọng tương đương:

Q_td = hay Q_td = Q_t.

= 0,913.Q_t

Với ổ “0” Q_td0=0,913.8068=7366 N

Với ổ “1” Q_td1=0,913.15558=14204 N

- Theo 11.1 khả năng tải động của ổ C_d=Q_td.L^0,3

-Với L=60.n₃.L_h/ 10⁶=60.57,55.20000/ 10⁶ =69,06 (triệu vòng )

Vậy ổ “0” : C_d =7366.69,06^0,3 = 35191 N = 35,191 KN < C= 57,9 KN

ổ “1” C_d=14204.69,06^0,3= 50603 N = 50,603 KN < C= 57,9 KN

=>Khả năng tải động thoả mãn

+/Khả năng tải tĩnh:

Theo bảng 11.6 với ổ đũa côn có

X= 0,5 Y=0,22cotga =0,22.cotg15,33=0,80

Để đảm bảo khả năng tải tĩnh thì Q_t0

C₀ :khả năng tải tĩnh

Q_t:tải trọng tĩnh

- Xét tại ổ “0”:

Theo 11.19 Q₀ = X₀.F_r0 +Y₀.F_a0= 0,5. 4764 +0,80.1863= 3874 N

Q₀ = F_r0 = 4764 N

Do vậy chọn Q_t=4764 N < C₀=46,1 KN

- Xét tại ổ “1” :

Q₁ = X.F_r1 +Y.F_a1= 0,5. 10372 +0,80.3538=8016 N

Q₁ = F_r1 = 10372 N

Do vậy chọn Q_t=10372 N 0=46,1 KN

Vậy khả năng tải tĩnh thoả mãn.

Phần VI. THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ BÔI TRƠN

1/Tính kết cấu của vỏ hộp.

Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, do vậy chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32.

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục .

2/Bôi trơn trong hộp giảm tốc.

Vì vận tốc bộ truyền không lớn trục vít đặt dưới nếu lấy tâm con lăn thấp nhất để giới hạn mức dầu thì dầu ngập hết được ren phía dưới của trục vít, do đó dùng phương pháp bôi trơn ngâm dầu trong khi bộ truyền làm việc ren trục vít cuốn dầu lên bôi trơn vùng ăn khớp khi đó hộp giảm tốc sẽ được bôi trơn đầy đủ.

3/Dầu bôi trơn hộp giảm tốc.

Chọn dầu bôi trơn với vận tốc trượt của bộ truyền trục vít có vận tốc

v=11,81 m/s theo bảng 18.12 chọn loại dầu có độ nhớt là 116 ,độ nhớt Engle là 16 theo bảng 18.13 chọn loại dầu bôi trơn là dầu ô tô máy kéo AK-20

4/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 nó chịu tải vừa .

5/ Điều chỉnh sự ăn khớp.

Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10 % so với chiều rộng bánh răng lớn.

6/Bôi trơn ổ lăn.

Do xét tính kinh tế của bộ truyền ,nên chọn bôi trơn ổ bằng mỡ

Vận tốc bánh răng lớn

v_t=p.n₃.d_w/60.1000=3,14.57,55.360/60000=1,084 m/s <3 m/s nên chọn bôi trơn ổ lăn bằng mỡ

Bảng 4: Các kích thước của các chi tiết cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc:

Tên gọi

Biểu thức tính toán

Chiều dày: Thân hộp, d

Nắp hộp, d₁

d = 0,03.a+3 = 0,03.240+3= 10,2

chọn d =10 > 6 mm

d₁ = 0,9. 10 = 0,9. 10 = 9 mm

Gân tăng cứng: Chiều dày, e

Chiều cao, h

Độ dốc

e =(0,8 ¸ 1)d = 7,2 ¸ 9, chọn e = 8 mm

h < 5.d = 45 chọn h=40 mm

Khoảng 2^o

Đường kính:

Bulông nền, d₁

Bulông cạnh ổ, d₂

Bulông ghép bích nắp và

thân,d₃

Vít ghép nắp ổ, d₄

Vít ghép nắp cửa thăm dầu, d₅

d₁ = 0,04.a+10 = 0,04.240 +10 =19,6

Þ d₁ =20 mm

d₂ =(0,7¸0,8).d₁ Þ d₂= 14 mm

d₃ = (0,8¸ 0,9).d₂ Þ d₃ = 12 mm

d₄ = (0,6 ¸ 0,7).d₂ Þ d₄ = 9 mm

d₅ =( 0,5 ¸ 0,6).d₂ Þ d₅ = 8 mm

Mặt bích ghép nắp và thân:

Chiều dày bích thân hộp, S₃

Chiều dày bích nắp hộp, S₄

Bề rộng bích nắp hộp và thân K₃

S₃ =(1,4 ¸ 1,5) d₃ chọn S₃= 17mm

S₄ = ( 0,9 ¸ 1) S₃ = 15 mm

K₃ = K₂ - ( 3¸5 ) mm = 44 - 3= 41 mm

Kích thước gối trục:

Đường kính ngoài và tâm lỗ vít, D₃, D₂

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K₂

Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E₂ và C ( k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)

Chiều cao h

Định theo kích thước nắp ổ

K₂ = E₂ + R₂ + (3¸5) = 22,4+18,2+3 = 43,6 chọn K₂= 44mm

E₂= 1,6.d₂ = 1,6 . 14= 22,4 mm.

R₂ = 1,3 . d₂ = 1,3. 14 = 18,2mm

C » D₃ / 2 với k1,2d₂=16,8 mm

h: phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa

Mặt đế hộp:

Chiều dày: Khi không có phần lồi S₁

Bề rộng mặt đế hộp, K₁ và q

S₁ = (1,3 ¸ 1,5) d₁ Þ S₁ = 28 mm

K₁ » 3.d₁ » 3.20 = 60 mm

q = K₁ + 2d = 60 + 2.10 = 80 mm;

Khe hở giữa các chi tiết:

Giữa bánh răng với thành trong hộp

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau.

D ³ (1 ¸ 1,2) d Þ D = 11 mm

D₁ ³ (3 ¸ 5) d Þ D₁ = 40 mm

D₂ ³ d = 10 mm

Số lượng bulông nền Z

Z = ( L + B ) / ( 200 ¸ 300)

7/Một số chi tiết khác.

a./ Kích thước gối trục.

Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D₃,D₂

D₃=D + 4,4.d₄

D₂=D+(1,6..2)d₄

-Trục 1: Trục vít

Tại ổ 1 : ổ bi đỡ D=62

D₃ = 100 D₂= 78 Vít M6

Tại ổ 0 :ổ đũa côn D=72 (theo bảng18.2):

D₂= 108 D₃= 110 Vít M8 z = 4

-Trục 2: ổ đũa côn D=72

D₂= 88 D₃= 110 Vít M8 z = 4

- Trục3: ổ đũa côn D=100

D₂=115 D₃=140 Vít M10 z = 6

b./ Kích thước hộp giảm tốc:

Tính sơ bộ

Chiều dài hộp

L = 0,5(d_aM2+d_abr2) +a_w +2.d +2. D

= 0,5(230+366) +240+2.10+2.10=578 mm

Chiều rộng hộp: B = l₂₁+d=170+2.10 =190 mm

Vậy số lượng bulông nền là

Z=(L+B)/200=(578+190)/200 =3,8

Lấy Z = 4.

c./Chốt định vị :

Dùng chốt côn , theo bảng 18.4a

d= 8 mm c =1,2mm l = 40 mm

d./ Cửa thăm:

Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ

dầu vào hộp trên đỉnh hộp ta làm cửa thăm

Theo bảng 18.5

A=100 (mm) B =75 A₁=150 B₁ =100

C = 125 C₁=// K=87 R=12 Vít M8´22 Z = 4

e./ Nút thông hơi:

Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên ,để giảm áp suất và điều hoà

không khí bên trong và bên ngoài hộp ta làm nút thông hơi

Theo bảng 18.6

A=M_27x₂ B =15 C=30 D =15 E= 45 G =36

H=32 I=6 K= 4 L=10 M=8 N=22

O =6 P=32 Q =18 R =36 S =32

f./ Nút tháo dầu:

Cấu tạo của nút

Theo bảng 18.7

d =M20´2 b =15 m=9 f=3 L=28 c=2,5

q=17,8 D =30 S =22 D₀=25,4

g./ Kích thước rãnh lắp vòng phớt và vòng phớt:

Theo bảng 15.17 có kích thước như sau

d=25,5 d₁=26 d₂=24 D = 38 a = 6 b = 4,3 S₀=9

d=50 d₁=51,5 d₂=49 D = 69 a =9 b=6,5 S₀=12

h/Kích thước nắp ổ:

Theo bảng 18.2

Trục 1

Với đường kính ngoài của ổ đũa côn D =72

D₂=90 D₃=115 D₄=65 h =10 d₄= M8 z= 4

Trục 2 : D =72

D₂=90 D₃=115 D₄=65 h =10 d₄= M8 z= 4

Trục 3 : D =100

D₂=120 D₃=150 D₄=85 h=12 d₄=M10 z=6

i/ Bánh răng:

Đường kính ngoài mayơ D =(1,5..1,8) d=(1,5..1,8).52=78..93,6 chọn D =85

Chiều rộng bánh răng b = 50mm

Vành răng d =(2,5..4).m = (2,5..4).2,5= 6,25..10 chọn d =9 mm

Chiều dày đĩa c =(0,2..0,3).b = 0,3.50 =15 mm

Trên đĩa có lỗ với đường kính d=12..25 mm , chọn d = 20 mm

& Bánh vít

Đường kính ngoài mayơ D =(1,5..1,8) d=(1,5..1,8).35=52,5..63chọn D =55

Chiều rộng bánh răng b =50mm

Vành răng d =9mm

Chiều dày đĩa c =(0,2..0,3).b =0,3.50 =15mm

Trên đĩa có lỗ với đường kính d=12..25mm ,chọn d = 18mm

k./Bạc lót:

Chọn chiều dầy bạc lót phụ thuộc vào đường kính trục và kích thước vai trục: d₁= 3 - 5 mm

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"

Các đồ án/ tài liệu liên quan

	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI
	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TÀI
	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI
	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN
	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP
	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP
	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG TRỤC VÍT
	ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI HỘP GIẢM TỐC HAI CẤP
	ĐỒ ÁN THIẾT HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI HỘP GIẢM TỐC PHÂN ĐÔI CẤP NHANH

Ngân hàng Techcombank	Ngân hàng Vietcombank
Số tài khoản: 190.2999.4998.012 Chủ tài khoản: Lê Văn Hùng Chi nhánh: Hoàng Quốc Việt - Hà Nôi	Số tài khoản: 0491.0000.93308 Chủ tài khoản: Lê Văn Hùng Chi nhánh: Thăng Long - Hà Nôi

ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI HỘP GIẢM TỐC TRỤC VÍT BÁNH RĂNG

I.3/ Tính công suất,số vòng quay, mômem xoắn trên các trục.

P3=

Bảng thông số:

c/ Kiểm nghiệm xích về độ bền:

e/ Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

+/ Chọn vật liệu của bánh lớn giống như vật liệu làm bánh nhỏ

NFE = 60.c.=

Bánh răng 2:

Vậy điều kện bền tiếp xúc thoả mãn.

Bảng thông số cơ bản của bộ tuyền trong HGT

Đường kính trục được xác định:

k1 =8 :Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành

Với daM2 là đường kính ngoài bánh vít : daM2=230 mm

+/Trục 2 có dsb3 = 60 mm

= 0,5(60+21)+8+10=58,5 mm , chọn l22≥60 mm

Ft4=Ft3= 2.T2/dw3=2.272644/120=4640 N

- Trên mặt phẳng x0y chỉ có mô men xoắn

Với thép 45 có sb 600MPa ,dsb1=36 thì [s]=60 N.mm

+/Trên trục 2:

Với dsb3=60 mm thì [s] =50 Nmm

smi = 0, saj=smạxj= Mi/Wi

W13 = =

Vậy

W2 = =

Vậy

b=12mm, h=8mm,t1=5mm W23 = =

W32 = =

Vậy

Nên ta chọn được [sd]=100 Mpa

-Tại bánh răng

-Tại đĩa xích:

Kết quả kiểm nghiệm cho thấy độ bền tất cả các then thoả mãn.

X0+X1-109- 470 = 0(N)

-Lực tác dụng trong mặt phẳng yoz

Khi đó lực tác dụng lên ổ ngược chiều với F0 =>Fr0=389 N

Cd=Q.L3/10

- Khả năng tải động :

-/ Xác định tải trọng tương đương

Q0td =1464.(13. 5/8 + (0,7)3.3/8)1/3 = 1464.0,913=1337 N

-/Hệ số khả năng tải động: C1d =Q1td.L1/3= 1337.35221/3 =6336 N.

Q0 =(X.V.Fr0 + Y.Fa0).kt.kd=(0,4.1.3530+1,62.1939).1.1,5= 6830 N

+/Khả năng tải tĩnh:

Vậy ổ “0” : Cd =7366.69,060,3 = 35191 N = 35,191 KN < C= 57,9 KN

Q1 = X.Fr1 +Y.Fa1= 0,5. 10372 +0,80.3538=8016 N

Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D3,D2

P₃=

N_FE= 60.c.=

k₁ =8 :Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành

Với d_aM2 là đường kính ngoài bánh vít : d_aM2=230 mm

+/Trục 2 có d_sb3 = 60 mm

= 0,5(60+21)+8+10=58,5 mm , chọn l₂₂≥60 mm

F_t₄=F_t₃= 2.T₂/d_w₃=2.272644/120=4640 N

Với thép 45 có s_b 600MPa ,d_sb1=36 thì [s]=60 N.mm

Với d_sb₃=60 mm thì [s] =50 Nmm

s_mi = 0, s_aj=s_mạxj= M_i/W_i

W₁₃ = =

W₂ = =

b=12mm, h=8mm,t₁=5mm

W₂₃ = =

W₃₂ = =

Nên ta chọn được [s_d]=100 Mpa

X₀+X₁-109- 470 = 0(N)

Khi đó lực tác dụng lên ổ ngược chiều với F₀ =>F_r0=389 N

C_d=Q.L^3/10

Q_0td =1464.(1³. 5/8 + (0,7)³.3/8)^1/3 = 1464.0,913=1337 N

-/Hệ số khả năng tải động: C_1d =Q_1td.L^1/3= 1337.3522^1/3 =6336 N.

Q₀ =(X.V.F_r0 + Y.F_a0).k_t.k_d=(0,4.1.3530+1,62.1939).1.1,5= 6830 N

Vậy ổ “0” : C_d =7366.69,06^0,3 = 35191 N = 35,191 KN < C= 57,9 KN

Q₁ = X.F_r1 +Y.F_a1= 0,5. 10372 +0,80.3538=8016 N

Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D₃,D₂