MỤC LỤC

MỤC LỤC............................................................................................................1

LỜI NÓI ĐẦU..........................................................................................................2

PHẤN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN........................ 7

1.1. Công suất cần thiết................................................................................. 7

1.2. Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống.................................................... 7

1.3. Chọn động cơ.......................................................................................... 7

1.4. Phân phối lại tỳ số truyền cho hệ thống.............................................. 8

1.5. Công suất động cơ ở trên các trục........................................................ 8

1.6. Tốc độ quay trên các trục...................................................................... 9

1.7. Tốc độ quay tren các trục...................................................................... 9

PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI........................................................... 10

2.1. Chọn loại đai........................................................................................... 10

2.2. Xác định thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai................... 11

2.2.1. Xác định đường kính bánh đai nhỏ............................................ 11

2.2.2. Xác định đường kính bánh đai lờn............................................. 12

2.3. Chọn sơ bộ khoảng cách trục............................................................... 12

2.4. Tính chiều dài đai L theo khoảng cách sơ bộ a ................................. 12

2.5 Xác định chính xác khoảng cách trục a theo L = 1500 mm.............. 12

2.6. Kiểm nghiệm góc ôm............................................................................. 13

2.7. Xác định số đai cần thiết....................................................................... 13

2.8. Định kích thước chủ yếu của bánh đai................................................ 14

2.9. Lực căng ban đầu.................................................................................... 14

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG............................................. 15

3.1. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng của cấp nhanh..... 15

3.1.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện.............................................. 15

3.1.2. Xác định ứng suất tiếp, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp nhanh.....            16

3.1.3. Tính khoảng cách trục A.............................................................. 17

3.1.4. Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng            18

3.1.5. Định chính xác hệ số tải trọng K................................................ 17

3.1.6. Xác định mô đun, số bánh răng, góc nghiêng cảu răng và chiều rộng bánh răng     18

3.1.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng............................................ 19

3.1.8. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột....... 20

3.1.9. Các thông số hình học của bộ truyền......................................... 20

3.1.10. Lực tác dụng lên trục.................................................................. 21

3.2. Tính toán bộ truyền bánh răng thẳng cấp chậm................................. 21

3.2.1. Chọn vật liệu và cắt nhiệt luyện................................................. 21

3.2.2. Xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép................. 22

3.2.3. Tính khoảng cách sơ bộ trục A................................................... 23

3.2.4. Tính vận tốc vòng cảu bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng ….. 23        

3.2.5. Định chính xác hệ số tải trọng K................................................ 24

3.2.6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng................. 24

3.2.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng............................................ 24

3.2.8. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng khi chịu tải trọng đột ngột,,,,,,,,,,,,,,,,,,25

3.2.9. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền.......................... 26

3.2.10. Tính lực tác dụng lên trục.......................................................... 27

PHẦN IV: TÍNH TOÁN TRỤC.............................................................................. 27

4.1. Chọn vật liệu cho trục........................................................................... 27

4.2. Tính sức bền trục.................................................................................... 27

4.2.1. TÍnh đường kính sơ bộ của trục.................................................. 27

4.2.2. Tính gần đúng các trục................................................................. 28                   

4.2.3. Tính Chính xác trục ........35

PHẦN V: TÍNH THEN............................................................................................ 40

5.1. Tính then lắp trên trục I......................................................................... 40

5.2. Tính toán then trên trục II..................................................................... 41

5.3. Tính toán then trên trục III.................................................................... 42

PHẦN VI: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC................................................................... 44

6.1. Chọn ổ lăn............................................................................................... 44

6.2. Dung sai lắp ghép bánh răng................................................................. 47

6.3. Dung sai lắp ghép ổ lăn......................................................................... 47

6.4. Dung sai lắp vòng chặn dầu.................................................................. 48

6.5. Dung sai khi lắp vòng lò xo (bạc vòng) trên trục tùy động.............. 48

6.6. Dung sai lắp ghép then trên trục ......................................................... 48

6.7. Cố định trục theo phương dọc trục...................................................... 49

6.8. Che kín ổ lăn........................................................................................... 49

6.9. Bôi trơn ổ lăn.......................................................................................... 49

PHẦN VII: CẤU TẠO VỎ HỘP GIẢM TỐC....................................................... 50

PHẦN VIII: NỐI TRỤC........................................................................................... 51

PHẦN IX: BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC............................................................... 53

PHẦN X: CÁC CHI TIẾT PHỤ.............................................................................. 54

10.1. Vòng chặn dầu...................................................................................... 54

10.2. Chốt định vị.......................................................................................... 54

10.3. Nắp quan sát......................................................................................... 54

10.4. Nút thông hơi........................................................................................ 55

10.5. Nút tháo dầu.......................................................................................... 60

10.6. Que thăm dầu........................................................................................ 61

LỜI KẾT................................................................................................................... 63

TÀI LIỆU THAM KHẢO........................................................................................ 64

LỜI NÓI ĐẦU

     Trong sự nghiệp đổi mới của đất nước, tầm quang trọng của ngành Cơ Khí nói chung và ngành Công Nghệ Chế Tạo Máy nói riêng, giữ vai trò then chốt trong công cuộc Công Nghệp Hóa và Hiện Đại Hóa đất nước. Trong bối cảnh đất nước đang gia nhập WTO thì điều này lại càng khẳng định.

      Môn học chi tiết máy đóng vai trò rất quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư và cán bộ kỹ thuật về nghiên cứu cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết, các thiết bị phục vụ cho các máy móc ngành công - nông nghiệp và giao thông vận tải...

      Đồ án môn học chi tiết máy có sự kết hợp chặt chẽ giữa lí thuyết với thực nghiệm. Lí thuyết tính toán các chi tiết máy được xây dựng trên cơ sở những kiến thức về toán học, vật lí, cơ học lí thuyết, nguyên lý máy, sức bền vật liệu v.v…, được chứng minh và hoàn thiện qua thí nghiệm và thực tiễn sản xuất.

      Đồ án môn học chi tiết máy là một trong các đồ án có tầm quan trọng nhất đối với một sinh viên khoa Cơ Khí. Đồ án giúp cho sinh viên hiểu những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý làm việc và phương pháp tính toán thiết kế các chi tiết có công dụng chung, nhằm bồi dưỡng cho sinh viên khả năng giải quyết những vấn đề tính toán và thiết kế các chi tiết máy, làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy sau này.

      Đây là đầu tiên của em đồ án, nên sẽ không tránh khỏi những sai sót, em mong nhận được sự góp ý và chỉ bảo thêm các quý thầy cô và các bạn.

     Đồ án này sẽ không được hoàn thành nếu không có sự trao đổi, đóng góp những ý kiến quý báu của các bạn trong lớp, đặc biệt là sự giúp đỡ của thầy:..............., Qua đây em cũng xin gởi lời cảm ơn sâu xét đến các bạn, thầy:..............., đã tận tình giúp đỡ nhóm em hoàn thành đồ án này.

                                             Hà nội, ngày ... tháng ... năm 20...

                                                         Sinh viên thực hiện         

                                                                …….…...……                 

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRIỀN

1.1. Công suất cần thiết

Do tải trọng thay đổi theo bậc nên ta có:

Hiệu suất chung  của hệ thống:

Theo (bảng 2.3), trang 19, [1] ta có:

Với :     : Hiệu  suất bộ truyền đai

                        : Hiệu  suất nối đàn hồi

                  : Hiệu  suất một cặp ổ lăn

                   : Hiệu  suất bộ truyền bánh đai

                     η_kn   = 1    : Hiệu suất khớp nối 

 Suy ra : 

Vậy  công suất cần thiết của động cơ:

1.2. Phân phối tỉ số truyền cho hệ thống

Chọn tỉ số truyền sơ bộ:

Theo (bảng 2.4), trang 19, [1].

 Ta chọn :  Đai thang:

                          Hộp giảm tốc hai cấp:

Nên tỉ số truyền sơ bộ của hệ thống là:

       Vận tốc sơ bộ của động cơ là:

1.3. Chọn động cơ

Động cơ chọn làm việc ở chế độ dài với phụ tải thay đổi nên động cơ phải chọn có P_dm P_ct = 8,55 (KW).

Theo bảng  P1.2 trang 234 tài liệu [2]. ta chọn động cơ có số liệu 4A100S4Y3 có thông số kỷ thuật.

            + Công suất định mức :  P_dm = 11 (KW)

            + Số vòng quay : n_dc = 1458 (vg/ph)

            + Hiệu suất của động:     

1.4. Phân phối lại tỳ số truyền cho hệ thống

       Tỉ số truyền thực :

       Chọn tỉ số truyền đai:      

       Vậy tỷ số truyền của hộp giảm tốc là:

 Gọi   : là tỷ số truyền bánh răng cấp nhanh.

                    : là tỷ số truền của bánh răng cấp chậm.

Với điều kiện :     

Vậy phân phối tỷ số truyền như sau :

            Tỷ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc : u_n = 3,41

            Tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc  : u_c = 2,44

            Tỷ số truyền của bộ truyền đai: u_d = 3,5

1.5. Công suất động cơ ở trên các trục

- Công suất động cơ của trục I (trục dẫn) là:

- Công suất động cơ của trục trục II là:

- Công suất động cơ của trục III là:

            - Công suất động cơ trên trục công tác là:

 1.6. Tốc độ quay trên các trục

               - Tốc độ quay trên trục I là: 

               - Tốc độ quay trên trục II là:  

               - Tốc độ quay trên trục III là:  

1.7. Tính moment xoắn trên trục

       Theo công thức sau:

Trong đó: : công suất (kw)

                  : số vòng quay (vòng/phút)

            + Momem xoắn trên trục động cơ là:

          + Momem xoắn trên trục I là:

+ Momem xoắn trên trục II là :

       + Momem xoắn trên trục III là :

       + Momem xoắn trên trục công tác là:

Bảng 1:

PHẦN II:  THIẾT KẾ  BỘ TRUYẾN ĐAI THANG

Hình 1. Các thông số của bộ truyền đai

2.1 Chọn loại đai

Thiết kế bộ truyền đai cần xác định loại đai, kích thước đai và bánh đai, khoảng cách trục A, chiều dài L và lực tác dụng lên trục.

            Do công suất động cơ P_ct = 11 Kw) và i_đ = 3,5 < 10 và yêu cầu làm việc êm nên ta có thể chọn đai hình thang.

            Ta nên chọn loại đai làm bằng vải cao su vì chất liệu vải cao su có thể làm việc trong môi trường ẩm ướt ( vải cao su ít chịu ảnh hưởng của nhiệt độ và độ ẩm ), lại có sức bền và độ đàn hồi cao. Đai vải cao su thích hợp ở các truyền động có vận tốc cao, công suất truyền động nhỏ.

       Dựa vào công suất P_ct = 11(Kw) và số vòng quay n₁ = 1458  (vg/ph).

tra theo (bảng 4.1), trang 51, [1] ta chọn: Đai thang loại    , được làm từ vật liệu tổng hợp.

Các thông số đai hình thang thường loại :

Kích thước mặt cắt ngang của dây đai

2.2. Xác định thông số hình học chủ yếu của bộ truyền đai

2.2.1. Xác định đường kính bánh đai nhỏ d₁

       Ta có:

Theo tiêu chuẩn chọn

Vận tốc dài của đai:

Vận tốc đai nhỏ hơn vận tốc cho phép:  nên thỏa điều kiện.

2.2.2. Xác định đường kính bánh đai lớn d₂

Theo công thức (5-4) ta có đường kính bánh đai lớn :

                                    d₂ = u_đ.d₁.(1- )

trong đó : i_đ  hệ số bộ truyền đai

                  : hệ số trượt của bộ truyền đai thang lấy   = 0,01

                 d₂ = 3,5.225.(1- 0,01) = 779,6mm

                        Chọn :   d₂ = 800 mm          

- Xác định lại tỷ số truyền thực tế của bộ truyền đai là

- Sai số của bộ truyền là:

            Sai số  trong phạm vi cho phép (35)%

2.3. Chọn khoảng cách trục a

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

                                           0,55(225  +  800 ) + 13,5  a  2.( 225 + 800 )

                                           577,25  a  2050 mm

                              ( với h là chiều cao tiết diện đai)

Ta có thể chọn sơ bộ a = d₂ = 800mm

2.4. Tính chiều dài sơ bộ theo khoảng cách trục a

Theo bảng (5-12) tài liệu [3] trang 92 lấy L = 3350 (mm)

Kiểm nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây

            Theo công thức (5-20):

2.5. Xác định chính xác khoảng cách trục a theo L = 3350mm

Trong đó:

                  (1)

Kiểm tra điều kiện : 577,25  820  2050 mm ( thỏa mãn điều kiện (1))

Khoảng cách nhỏ nhất mắc đai:

                  a_min = a – 0,015L = 820 – 0,015.3350 = 769,75 (mm)

            Khoảng cách lớn nhất để tạo lực căng :

                  a_max = a + 0,03L = 820 + 0,03.3350 = 920,5(mm)

2.6. Kiểm nghiệm góc ôm

 Thỏa mãn

Vì thỏa mãn điều kiện không trượt trơn. (đối với đai sợi tổng hợp)

2.7. Xác định số đai cần thiết

Số đai được xác định theo điều kiện tránh xa trượt trơn giữa hai đai và bánh đai.

            Số dây đai được xác định theo công thức:

            - Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm đai

            - Hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc

- Hệ số xét đến  ảnh hưởng chế độ tải trọng C_r = 0,85

- Hệ số xét đến ảnh hưởng đến tỷ số truyền u

            C_u = 1,14 vì u  = 3,114 > 2,5

- Hệ số xét đến ảnh hưởng của chiều dài

- Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai C_z  ta chọn sơ bộ bằng 1

- Theo bảng (4.19) tài liệu [1] trang 62 ta chọn [P₀] = 6,46 Kw

Ta chọn Z = 2 đai

2.8. Định kích thước chủ yếu của bánh đai

        -   Chiều rộng bánh đai:

Theo công thức (5-23): 

Theo bảng 10.3 ta có :  f = 10, e = 15,  y₀ = 14

-         Đường kính bánh đai ngoài:

Theo công thức (5-24) :

+ Với bánh dẫn: d_a1 = d₁ + 2y₀ = 225 +  2.14 = 253(mm)

+ Vận tốc bánh bị dẫn: d_a2 = d₂ + 2y₀ = 800 + 2.14 = 828 (mm)

2.9.     Lực căng ban đầu

         F₀ = A.  = Z.A₁.  = 2.138.1,5 = 414 (N)

Trong đó:  = 1,5 N/mm²  ứng suất ban đầu

                               A = 138 mm² là tiết diện của dây đai

Lực căng mỗi dây đai:

Lực tác dụng lên trục:

                                    F₁ 3.F₀.sin()

Với: a₁ = 140⁰, F₀ = 414 (N)

                         F₁ 3.414.sin() = 1167,1 (N)

Bảng 2 : Các thông số bộ truyền đai

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

3.1. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh

3.1.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện

Do hộp giảm tốc 2 cấp chịu tải trọng trung bình nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350. Đồng thời khả năng chạy mòn của răng chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng

25  50 HB

            HB₁ = HB₂ + (25  50)HB

+ Bánh răng trụ răng ngiêng nhỏ thép 45 thường hóa, (bảng 3-8) trang 40 tài liệu [3] ta có các thông số của thép như sau:

-         Giới hạn bèn kéo:

-         Giới hạn chảy:

-         Độ rắn: HB = 170 220 (chọn HB₁ = 200)

(giả thiết đường kính phôi dưới 100 mm)

+ Bánh răng trụ răng ngiêng lớn thép 35 thường hóa, (bảng 3-8) trang 40 tài liệu [3] ta có các thông số của thép như sau:

-         Giới hạn bền kéo:

-         Giới hạn chảy:

-         Độ rắn: HB = 140  190 (chọn HB₂ = 170)

(giả thiết đường kính phôi 100300 mm)

Vói cả hai bánh răng lớn và bánh răng nhỏ ta chọn phôi là phôi rèn.

3.1.2. Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp nhanh

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:

Trong đó : , t₂ = 0,706L_h, với L_h = 300.7.2.8 = 33600 h

             chu kỳ

Vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ

             chu kỳ

Do đó hệ số chu kỳ ứng suất K^’_N của cả hai bánh răng đều bang 1.

Ø  Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

Theo bảng (3-9) trang 43 tài liệu [3] ta có

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ

Ø  Ứng suất uốn cho phép

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn

Vậy cả N_td1 và N_td2  đều lớn hơn N₀ = 5.10⁶, do đó K^’’_N = 1

            + Giới hạn mỏi uốn của thép 45:

            + Giới hạn mỏi uốn của thép 35:

Vì phôi rèn, thép thường hóa nên lấy hệ số an toàn n = 1,5 và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng = 1,8

Vì ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động nên ta có ứng suất uốn cho phép

+ Bánh nhỏ:                                                                  

                        (2)

+ Bánh lớn:

                     (3)

3.1.3. Xác định khoảng cách trục a_w(sơ bộ)

+ Theo công thức (3-10):

            - Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K = 1,3

            - Chọn hệ số chiều rộng bánh răng

Trong đó : u = 3,41 : Tỷ số truyền

                  n₂ = 132 (v/p) số vòng quay trong 1 phút của bánh bị dẫn

                  N = 10,454 (Kw) công suất trên trục I

                   = 1,25 hệ số ảnh hưởng khả năng tải

Ta chọn A = 250 mm

3.1.4. Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

- Vận tốc của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức ( 3-17)                                   

            Với: n₁ số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn

- Với vận tốc này theo bảng (3-11) trang 46 tài liệu [3] có thể chọn cấp chính xác 9

3.1.5. Định chính xác hệ số tải trọng K

- Chiều rộng bánh răng lớn : 

 Ta chọn b₂ = 75 mm             (4)      

-   Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

                          Ta chon d₁ 114 mm

Do đó :

Với  = 0,66 theo bảng 3-12 trang 47 tài liệu [3] ta có K_{tt bảng} = 1,03

-   Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế :

Theo bảng 3-14 trang 48 tài liệu [3] tìm được hệ số tải trọng động

K_đ = 1,2 ( giả sử )

-   Hệ số tải trọng:

Vì trị số K không chênh lếch nhiều với dự đoán nên không cần tính lại khoảng cách trục A và ta có thể lấy A = 250 mm.

3.1.6. Xác định mô đun, số răng, góc nghiêng của răng và chiều rộng bánh răng

+ Mô đun pháp:  m_n = (0,01  0,02).A = 2,55mm (lấy m_n = 4 mm)

+ Sơ bộ chọn góc nghiêng

+ Tổng số răng của hai bánh

+ Số răng bánh nhỏ:  răng

            chọn Z₁ = 28 răng

+ Số răng bánh lớn:  răng

            chọn Z₂ = 96 răng

+ Tính chính xác góc nghiêng

                         vậy  = 9⁰52^’

+ Chiều rộng bánh răng: 

 (thỏa mạn điều kiện (4)).

3.1.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

+ Theo công thức (3-34) có:

            Trong đó: N = 10,454 (Kw)  công suất bộ truyền

                              y : hệ số dạng răng

                              n : Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính

                              m_n: Mô đun

                              Z_td: Số răng tương đương trên bánh

                              b, : Bề rộng và ứng suất tại chân răng

+ số răng tương đương của bánh nhỏ

                                     răng

+ Số răng tương đương của bánh lớn

                         răng

Theo bảng (3-18) trang 52 tài liệu [3] ta chọn :

            - Hệ số dạng răng của bánh nhỏ

- Hệ số dạng răng của bánh lớn

            - Lấy hệ số

- Kiểm nghiệm ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ

                         ( thỏa mãn điều kiện (2))

-         Đối với bánh lớn

 ( thỏa mãn điều kiện (3))

3.1.8. Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đột ngột

- Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

            + bánh răng  nhỏ:    

            + bánh răng lớn:      

với:

             ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng  nhỏ và bánh răng lớn.

-         Kiểm nghiệm sức bền uốn cho phép khi quá tải:

            + Bánh răng nhỏ:     

                         <  Thỏa mãn

            + bánh răng lớn:      

                         <  Thỏa mãn

3.1.9. Các thông số hinh học chủ yếu của bộ truyền

            + Môdun  pháp:

            + Số răng:  răng ,   răng

+ Góc nghiêng răng:           

            + Góc ăn khớp:

            + Chiều rộng bánh răng:

,  

            + Đường kính vòng chia:

+ Khoảng cách trục:           

+ Chiều cao răng:    

+ Độ hở hướng tâm:            

+ Đường kính vòng chia đỉnh răng:

+ Đường kính vòng chân răng:

3.1.10. Lực tác dụng lên trục

            Lực vòng:     

            Lực hướng tâm:

            Lực dọc trục 

Bảng 3:  Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

3.2. Tính toán bộ truyền bánh răng thẳng của cấp chậm

3.2.1. Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện

+ Bánh răng nhỏ thép 45 thường hóa tra (bảng 3-8) trang 40 tài liệu [3] ta có các thông số của thép như sau:

-     Giới hạn bền kéo:

-     Giới hạn chảy:

-     Độ rắn: HB = 170 220 (chọn HB₁ = 190)

(giả thiết đường kính phôi dưới 100300 mm)

+ Bánh răng lớn thép 35 thường hóa. Tra bảng (3-8) trang 40 tài liệu [3] ta có các thông số của thép như sau:

-     Giới hạn bền kéo:

-     Giới hạn chảy:

-     Độ rắn: HB = 140  190 (chọn HB₂ = 160)

(giả thiết đường kính phôi 300500 mm)

Với cả hai bánh răng lớn và bánh răng nhỏ ta chọn phôi là phôi rèn.

3.2.2. Xác định ứng suất tiếp xúc, ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp nhanh

            + Ứng suất tiếp xúc cho phép

Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:

Trong đó : , t₂ = 0,706L_h, với L_h = 300.7.2.8 = 33600 h

             chu kỳ

Vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh nhỏ

             chu kỳ

Do đó hệ số chu kỳ ứng suất K^’_N của cả hai bánh răng đều bằng 1.

Ø  Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép

                        Theo bảng (3-9) trang 43 tài liệu [3] ta có

-         Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn

-         Ừng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ

Để tính sức bền ta dung trị số nhỏ là =  416 N/mm²

Ø  Ứng suất uốn cho phép

            Số chu kỳ tương đương của bánh lớn

Vậy cả N_td1 và N_td2  đều lớn hơn N₀ = 5.10⁶, do đó K^’’_N = 1

Giới hạn mỏi uốn của thép 45:

Giới hạn mỏi uốn của thép 35:

Vì phôi rèn, thép thướng hóa hệ số an toàn n = 1,5, và hệ số tập trung ứng suất ở chân răng = 1,8

Vì ứng suất thay đổi theo chu kỳ mạch động nên ta có ứng suất uốn cho phép

            - Bánh răng  nhỏ 

                                                  (5)

            - Bánh răng lớn

                                                  (6)

3.2.3. Tính khoảng cách sơ bộ trục A

+ theo công thức (3-9):

            - Sơ bộ chọn hệ số tải trọng K = 1,3

            - Chọn hệ số chiều rộng bánh răng

Trong đó: u = 2,41 Tỷ số truyền

                  n₂ = 50 (v/p) số vòng quay trong một phút của bánh răng bị dẫn

                  N = 10,143 (Kw) : Công suất trên truc II

Ta chọn A = 340 mm

3.2.4. Tính vận tốc vòng của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng

            - Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công

thức (3-17) 

Với n₁ số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn:

+ Với vận tốc này theo bảng (3-11) trang 46 tài liệu [3] có thể chọn cấp chính xác 9

3.2.5. Định chính xác hệ số tải trọng K

            Chiều rộng bánh răng: 

+ Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

   Do đó:       

Với  = 0,51 theo bảng (3-12) trang 47 tài liệu [3] ta có K_{tt bảng} = 1

-         Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế :

Theo bảng (3-14) trang 48 tài liệu [3] tìm được hệ số tải trọng động

K_đ = 1,1

( giả sử )

-         Hệ số tải trọng:

Vì trị số K không chênh lếch với dự đoán nên không cần tính lại khoảng cách trục A và ta có thể lấy A = 340 mm.

3.2.6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng

+ Mô đun pháp:  m_n = (0,01  0,02).A = 3,4  6,8 mm (lấy m_n = 4 mm)

- Số răng bánh nhỏ:

            chọn Z₁ = 50 răng

-         Số răng bánh lớn:  răng

                  chọn Z₂ = 120 răng

+ Chiều rộng bánh răng lớn b₂ = 0,3.340 = 102 mm

3.2.7. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng

Theo công thức (3-33) :

Trong đó : k = 1,3 : Hệ số tải trọng

                  N : Công suất bộ truyền (Kw)

                   y : Hệ số dạng răng

                   n : Số vòng quay trên một phút của bánh răng đang tính

                   m_n : Môđun

                   Z_td : Số răng tương đương trên bánh

                   b, : Bề rộng và ứng suất tại chân răng

Theo bảng (3-18) trang 52 tài liệu [3] ta chọn

+  Hệ số dạng răng của bánh nhỏ y₁ = 0,471

     +   Hệ số dạng răng của bánh lớn y₂ = 0,517

-         Ứng suất uốn tại chân răng bánh nhỏ

            ( thỏa mãn điều kiện (5))

-         Ứng suất uốn tại chân răng bánh lớn

            (thỏa mãn điều kiện (6))

3.2.8. Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng khi chịu tải trọng đột ngột

- Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải

            + bánh răng  nhỏ:    

            + bánh răng lớn:      

với:

             ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng  nhỏ và bánh răng lớn.

-         Kiểm nghiệm sức bền uốn cho phép khi quá tải:

            + Bánh răng nhỏ :    

                         <  Thỏa mãn

            + bánh răng lớn:      

                         <  Thỏa mạn

3.2.9. Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền

+ Mô đun m_n = 4 mm

+ Số răng Z₁ = 50 răng, Z₂ = 120 răng

+ Góc ăn khớp

+ Chiều rộng bánh răng : b₂ = 102 mm

                                                        b₁ = 102 mm

+ Đường kính vòng chia

                        d₁ = m_n.Z₁ = 4.50 = 200 mm

                        d₂ = m_n.Z₂ = 4.120 = 480 mm

+ khoảng cách trục :

+ Chiều cao răng :

 h = 2,25.m_n = 2,25. 4 = 9 mm

+ Độ hở tâm răng:

c = 0,25.m_n = 0,25.4 = 1 mm

+ Đường kính vòng đỉnh răng

+ Đường kính vòng chân răng

3.2.10. Tính lực tác dụng lên trục

Lực vòng :    

Lực hướng tâm :

Bảng 4 :  Các thông số của bánh răng trụ răng thẳng

PHẦN IV : TÍNH TOÁN TRỤC

4.1. Chọn vật liệu cho trục

            Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện được và dễ gia công. Thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn loại thép 45 (thường hóa) có giới hạn bền :

4.2. Tính sức bền trục

4.2.1. Tính đường kính sơ bộ của trục

Theo công thức (7-2) ta có :   

            Trong đó : d - là đường kính trục (mm)

                              C - hệ số phụ thuộc vào ứng xuất xoắn cho phép đối với đầu trục và truyền trục chung, lấy C = 120

                              P - công suất truyền của trục

                              n - số vòng quay trong 1 phút của trục

+ Đối với trục I:

            P₁ = 10,454 (Kw)

            n₁ =  486 (vòng/phút)  

                        chọn d_I = 35 (mm)

+ Đối với trục II :

            P₂ = 10,143 (Kw)

            n₂ = 132 (vong/phut)

                        chọn d_II = 55 (mm)

+ Đối với trục III :

            P₃ = 9,841 (Kw)

            n₃ = 50 (vong/phut) 

                        chọn d_III = 70 (mm)

+ Ta lấy trị số d_II = 50 (mm) chọn loại bi cở trung bình. Tra trong bảng 14P trang 339 tài liệu [3] ta có chiều rộng của ổ : B = 27 (mm)

4.2.2. Tính gần đúng trục

Chiều dài Mayo bánh đai, bánh răng trụ

Theo công thức: 

Suy ra:                    

        Chọn:

Chọn  l_m12  =  l_m13  =  l_m14 = 75 (mm) (bằng chiều rộng bánh răng bánh dẫn b₁ của cấp nhanh)

        l_m22 = l_m24 = 75, l_m23 = 102 (mm) (bằng chiều rộng bánh răng bánh dẫn b₁ của cấp chậm)

        l_m31 = l_m32 = 102 (mm)

-  Chiều dài mayo nửa khớp nối( nối vòng dàn hồi ).

Chọn: L = 130mm

Theo bảng 10.3[2], ta có:

-  Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hay khoảng cách giữa các chi tiết quay.
              chọn

-  Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.
             chọn

-  Khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ.
             chọn

-  Chiều cao nắp ổ và chiều bulong
             lấy

Ø   Trục I  

l₁₂ = 0,5.(l_m12 + B) + k₃ + h_n =[ 0.5.(75 + 27) + 15 + 15 ] = 81 (mm)

l₁₃ = 0,5.(l_m13 + B) + k₁ + k₂ = 0,5.(75 + 27) + 10 + 10 = 71 (mm)

l₁₄ = l₂₄ = 268 (mm)

Ø              Trục II 

l₂₂ = 0,5.(l_m22 + B) + k₁ + k₂ = 0,5.(75 + 27) + 10 + 10 = 71 (mm)

l₂₃ = l₂₂ + 0,5.(l_m22 + l_m23) + k₁ =  71 + 0,5.(75 + 102) + 10 = 169,5 (mm)

l₂₄ = 2 l₂₃ - l₂₂ = 169,5.2 – 71 = 268 (mm)

Ø       Trục III

l₃₂ = l₂₃ = 169,5(mm)

l₃₃ = 2l₃₂ + l_c33 = 2. l₃₂+ 0,5.(l_m32 + B) + k₃+h_n

       = 2.169,5 + 0,5.(102 + 27) + 15 + 15 =  433,5(mm)

 Do đó khoảng cách giữa các gối đỡ :

                   l₁₁ = l₂₁ = l₃₁ = 2l₃₂ = 169,5.2 = 339(mm)

Sơ đồ phân bố lực trên trục I.

Các lực tác dụng lên trục I bao gốm: R_d­ = 1167,1(N);  P_r1 = 1306,27 (N)

P_a1 = 580 (N); P₁ = 3541,27 (N); d₁  = 116 (mm).

Ø  Tính lực tác dụng lên trục I:

-         Tính phản lực ở các gối trục

-         Tính mô men uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất:

+ ở tiết diện A – A:

+ ở tiết diện a – a:

Trong đó:                                          

+ ở tiết diện b – b:

Trong đó:                                                

Ø  Tính đường kính trục ở hai tiết diện A – A,  a – a và b – b theo công thức (7-3)

-         Đường kính trục ở tiết diện A – A:

      Theo bảng (7-2) trang  119 tài liệu [3] ta chọn [] = 50 (N/mm²)

-         Đường kính trên trục ở tiết diện a – a :

-         Đường kính trên trục ở tiết diện a – a :

      Đường kính ở tiết diện A – A  lấy d_{A– A}  =  40 mm và đường kính ở tiết diện

 a – a và b – b  lấy d_{a – a}   =  d_{b – b}  = 45 mm lớn hơn giá trị tính vì trục có rãnh then.  Chọn đường kính lắp ổ lăn d = 40 mm.

Ø  Tính lực tác dụng lên trục II:

Sơ đồ phân bố lực trên trục II.

Các lực tác dụng lên trục II bao gồm : P_r2 = 1306,27(N) ; P_a2 = 580(N) ;

P₂ = 3541,27(N) ; P₃ = 18796,31(N) ; P_r3 = 6841,3(N) ; d₂ = 384, d₃ = 200(N).

-         Tính phản lực ở các gối trục :

-  Tính mô men uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất:

+ ở tiết diện c – c:

+ Tiết diện d – d

+ ở tiết diện e – e:

-         Tính đường kính trục tại tiết diện chịu tải lờn nhất 

-         tại tiết diện  c – c :

-         tại tiết diện d – d

-         tại tiết diện e – e

      Ở hai đoạn trục này đều có rãnh làm rãnh then để cố định bánh răng  theo phương tiếp tuyến, vì vậy đường kính trục ta chọn là : d_{e – e}  = d_{c – c}  = 55 mm  và d_{d – d}  = 65 mm, đường kính lắp ổ lăn d = 50 mm.

Ø  Tính lực tác dụng lên trục III:

Sơ đồ phân bố lực trên trục III.

Các lực tác dụng lên trục III bao gồm : P₃ = 18796,31(N) ; P₃ = 6841,3(N),

d₃ = 480 mm.

-         tính phản lực các gối trục.

-         Tính mô men uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất

-         Đường kính trục tại tiết diện chịu tải lớn nhất

Chọn d = 75 mm, đường kính đầu trục  = 70 mm.

4.2.3.Tính chính xác trục 

      Kiểm tra hệ số an toàn của trục tại các tiết diện nguy hiểm.

Hệ số an toàn tính theo công thức (7 – 5 ) ta có :

Trong đó:  hệ số an toàn chỉ xét theo ứng suất pháp

                   hệ số an toàn chí xét riêng ứng suất tiếp

                   n  hệ số an toàn

                  [n] hệ số an toàn cho phép [n] =

Vì trục quay nên ứng suất pháp (uốn) biến đổi theo chu kỳ đối xứng.

 giá trị trung bình ứng suất pháp

Theo công thức (7 – 6) ta có :

Bộ truyền làm việc một chiều nên ứng suất tiếp(xoắn) biến đổi theo chu kỳ mạch động

 vậy

Trong đó : : là giới hạn mỏi uốn và xoắn với một chu kỳ đối xứng

                   : biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết diện của trục

                  W : mô men cản uốn của tiết diện

                  W₀ : mô men cản xoắn của tiết diện

                   : hệ số tập trung ứng suất thực khi uốn và xoắn tra bảng (7–6)  (7-13)  tài liệu [3] trang 125  129

                  : hệ số tăng bền bề mặt trục

                 : hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi.

      M_U, M_X : mô men uốn và mô men xoắn

Ø  Trục I

Xét tại tiết diện (a – a)

Đường kính trục d_{a – a}  =  d_{b – b}  = 45 mm tra bảng (7-3b) tài liệu [3] trang 122 ta có:

W = 7800 (mm³), W₀ = 16740 (mm³),  = 14  9

Trong đó: b :  chiều rộng then (mm)

                             h :  chiều cao then (mm)

            Có thể lấy gần đúng:

 M_U = Nmm,  M_X = Nmm

Chọn hệ số  và  theo vật liệu đối với thép các bon trung bình lấy  = 0,1,

    = 0,05, hệ số  = 1

Theo bảng (7-4) tài liệu [3] trang 123. ta chọn  = 0,86, và  = 0,75

Theo bảng (7-8) tài liệu [3] trang 127 ta chọn hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then  = 1,63;   = 1,5.

Xét tỷ số :

Vì do trục và then có độ dôi nên áp suất trên bề mặt lắp là P = 30 N/mm² tra theo bảng (7-10) tài liệu [3] trang 128. ta lấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn ta có :

Như vậy tiết diện tại a – a đảm bảo độ an toàn cho phép.

v Trục II

-         Xét tại tiết diện c – c và e – e  đường kính trục d_{c – c} = d_{c – c}  = 55 mm tra bảng (7-3b) tài liệu [3] trang 122 ta có: W = 14510 (mm³), W₀ = 30800 (mm³)

  = 18 11

M_U = (Nmm), M_X = 793980(Nmm)

Với  = 0,1;  = 1;  = 0,05

Theo bảng (7-4) tài liệu [3] trang 123 ta chọn  = 0,83 và  = 0,71

Theo bảng (7-8) tài liệu [3] trang 127 ta chọn hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then  = 1,63 ;   = 1,5.

Xét tỷ số :

Theo  (7-10) tài liệu [3] trang 128. ta chọn P  30 (N/mm²)

            Ta có :

Vậy tiết diện c – c và e – e  của trục đảm bảo an toàn.

-         Xét tại tiết diện d – d đường kính của trục là d_{d – d}  = 65 mm tra bảng

 (7-3b) tài liệu [3] trang 122 ta có: W =24300 (mm³), W₀ = 51200 (mm³)

  = 20  12,

M_U =  (N.mm), M_X = 793980 (N.mm)

Với  = 0,1;  = 1;  = 0,05

Theo bảng (7-4) tài liệu [3] trang 123 ta chọn  = 0,85 và  = 0,73

Theo bảng (7-8) tài liệu [3] trang 127 ta chọn hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then  = 1,63 ;   = 1,5.

            Xét tỷ số :

Theo  (7-10) tài liệu [3] trang 128. ta chọn P  30 (N/mm²)

            Ta có :

Vậy tiết diện e – e  của trục 2 cũng đảm bảo an toàn.

v Trục III

Xét tại tiết diện f – f đường kính trục d_{f – f}  = 75 mm tra bảng (7-3b) tài liệu [3] trang 122 ta có: W = 37600 (mm³), W₀ = 79000 (mm³),   = 24  14.

Với  = 0,1;  = 1;  = 0,05

Theo bảng (7-4) tài liệu [3] trang 123 ta chọn  = 0,83 và  = 0,71

M_U = (N.mm), M_X =17350631 (N.mm)

Theo bảng (7-8) tài liệu [3] trang 127 ta chọn hệ số tập trung ứng suất thực tế tại rãnh then  = 1,63;   = 1,5.

Xét tỷ số :

Theo  (7-10) tài liệu [3] trang 128. ta chọn P  30 (N/mm²)

            Ta có :

Vậy tiết diện của trục đảm bảo an toàn.

v Kết luận: tất cả các trục đều làm việc an toàn.

PHẦN V: TÍNH THEN

            Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến hay để truyền mô men và truyền chuyển động từ trục đến bánh răng hoặc ngược lại ta dung then.

5.1. Tính then lắp trên trục I

            Đường kính trục I để lắp rãnh then là d = 45 mm

Theo bảng (7-23) tài liệu [3] trang 143 ta có thể chọn các thông số của then

b = 14, h = 9, t = 5, t₁ = 4,1, k = 5, chiều dài then l = 0,8.l_m

trong đó l_m chiều dài mayơ: l_m =

            + Kiểm nghiệm độ dập bền trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11) tài liệu [3] trang 139 ta có:

Trong đó: M_X =  (N.mm),

            Chiều dài then là: l =0,8.l_m = 0,8.1,2.45 = 43,2(mm)

Theo TCVN 150 – 64 (bảng 7-23) tài liệu [3] trang 143 ta chọn l = 45 (mm)

Tra bảng (7-20) với ứng suất mối ghép cố định. Tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có

      + Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức ( 7-12).

Theo bảng (7-21) tài liệu [3] trang 142 ta có

Như vậy then trên trục I thỏa mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt.

5.2. Tính toán then trên trục II

      Đường kính trục II để lắp then d _{c – c}  =  d _{e– e} =  55 mm. và d _{d – d}  = 65 mm

Xét tại tiết diện e – e và c –c đường kính lắp then là d _{c – c}  =  d _{e– e} =  55 mm . theo bảng (7-23) tài liệu [3] trang 143. Ta có b = 16, h = 10, t = 5, t₁ = 5,1, k = 6,2.

Chiều dài then l = 0,8.l_m . Trong đó l_m = d = 0,8.1,2.55 = 52,8  mm

 Theo TCVN 150 – 64 (bảng 7-23) tài liệu [3] trang 143 ta chọn l = 56 mm.

            + Kiểm nghiệm bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức

 (7-11). Trong đó M_X = 793980(N.mm)

Tra bảng (7-20) với ứng suất mối ghép cố định. Tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có

            + Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức (7-12)

Theo bảng (7-21) tài liệu [3] trang 142 ta có

Xét tại tiết diện d – d đường kính lắp trên then là d _{d – d}  = 65 mm. theo bảng (7-23) tài liệu [3] trang 143. Ta có b = 18 ; h = 11 ; t = 5,5; t₁ = 5,6 ; k = 6,8.

Chiều dài then l = 0,8.l_m = 0,8.1,2.65 = 62,8 mm

Theo TCVN 150 – 64 (bảng 7-23) tài liệu [3] trang 143 ta chọn l = 63 mm  

+ Kiểm nghiệm bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11). Trong đó M_X = 793980 (N.mm)

Tra bảng (7-20) với ứng suất mối ghép cố định. Tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có

            + Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức (7-12).

Theo bảng (7-21) tài liệu [3] trang 142 ta có

Như vậy then trên trục II thỏa mãn điều kiện dập và điều kiện bền cắt.

5.3. Tính then lắp trên trục III

Đường kính trục III để lắp then là d_{f – f}  = 75 mm.

theo bảng (7-23) tài liệu [3] trang 143. Ta có b = 20, h = 12, t = 6, t₁ = 6,1 ; k = 7,4.

Chiều dài then l = 0,8.l_m . Trong đó l_m =  = 0,8.1,2.75 = 72 mm

 Theo TCVN 150 – 64 (bảng 7-23) tài liệu [3] trang 143 ta chọn l = 80 mm.

            + Kiểm nghiệm bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức

(7-11). Trong đó M_X =1873710 (N.mm)

Tra bảng (7-20) với ứng suất mối ghép cố định. Tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có

            + Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức (7-12)

Theo bảng (7-21) tài liệu [3] trang 142 ta có

                        .  

Như vậy then trên trục III thỏa mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt.

Kết luận: Then trên tất cả các trục đều thỏa mãn tất cả điều kiện bền dập và bền cắt.

Bảng 5 : Thông số của then trên các trục

PHẦN VI: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC

6.1. Chọn ổ lăn

            Trục I và trục II của hộp giảm tốc có lực dọc trục tác dụng lên nên ta chọn ỗ đỡ chặn, trục III không có thành phần lực dọc trục nên ta dùng ổ bị đỡ

v   Sơ đồ chọn ổ cho trục I     

Dự kiến chọn trước góc  (kiểu 36000)

Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1)

                         C_bảng

C_bảng – là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng

ở đây: n =  486(vg/ph): tốc độ quay trên trục I

            h = 33600 giờ, bằng với thới gian phục vụ của máy.

            Q : tải trọng tương đương.(daN)

Theo công thức (8-6) có Q = (K_V.R + m.A_t).K_n.K_t

Hệ số  m = 1,5 ;  bảng (8-2) tài liệu [3] trang 161

            K = 1 tải trọng tĩnh, bảng (8-3) tài liệu [3] trang 162.

            K_n = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100⁰ , bảng (8-4) tài liệu [3] trang 162.

            K_V = 1 vòng trong của ổ quay, bảng (8-5) tài liệu [3] trang 162

Tổng lực chiều trục. A_t = S_E – P_a1 +  P_a1 – S_F = 1611 – 1406,49 = 204,51 N

Lực A_t hướng về ở bên phải, do đó lực Q ở ổ này lớn hơn.

                        Q_B =(K_V.R_B + m.A_t).K_n.K_t = (1.3773,1 + 1,5.205,51).1.1 = 4081,365N

                        Q_B = 4081,365N hoặc 408,1365 daN

                        C = Q.(n.h)^0,3 = 408,1563.(486.33600)^0,3 = 59527,7                                         

Ứng với đường kính d = 40, bảng 17P trang (346-347)  lấy loại ổ ký hiệu (36208) ổ bị đợ chặn, cở nhẹ. C_bảng = 49000, Q = 2400 Đường kính ngoài của ổ

D = 80 mm, chiều rộng ổ B = 18 mm. Ổ lăn của gối đỡ A cũng lấy cỡ như trên.

v Sơ đồ chọn ổ trục cho trục II.

Dự kiến chọn trước góc  (kiểu 36000)

Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1)

                         C_bảng

C_bảng – là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng

Trong đó : n =  132(vg/ph): tốc độ quay trên trục II

                   h = 33600 giờ, bằng với thới gian phục vụ của máy.

                   Q : tải trọng tương đương.(daN)

Theo công thức (8-6) có Q = (K_V.R + m.A_t).K_n.K_t

Hệ số  m = 1,5 tra trong bảng (8-2) tài liệu [3] trang 161

            K = 1 tải trọng tĩnh. Tra trong bảng (8-3) tài liệu [3] trang 162.

            K_n = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100⁰ . tra trong bảng (8-4) tài liệu [3] trang 162.

            K_V = 1 vòng trong của ổ quay. Tra trong bảng (8-5) tài liệu [3] trang 162

Tổng lực chiều trục.A_t = S_C + P_a2 – P_a2 – S_D  = 3226,28 – 2255,37 = 1010,91N

Lực A_t hướng về ở bên phải, do đó lực Q ở ổ này lớn hơn.

            Q_C = (K_V.R + m.A_t).K_n.K_t = (2255,37.1 + 1,5.1010,91).1.1 = 3771,735N

            Q_C = 3771,735N hoặc 377,1735 daN

            C = Q.(n.h)^0,3  =  377,1735.(132.33600)^0,3 = 37206,18                                          

Ứng với đường kính d = 50, bảng 17P trang (346-347)  lấy loại ổ ký hiệu (36210) ổ bị đợ chặn, cở nhẹ. C_bảng = 54000, Q =2800. Đường kính ngoài của ổ D = 90 mm, chiều rộng ổ B = 20 mm.

            Ổ lăn ở gối đỡ D cũng lấy cũng cở trên.

v Sơ đồ chọn ổ co trục III

Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1)

                         C_bảng

C_bảng – là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng

Trong đó : n =  50(vg/ph): tốc độ quay trên trục II

                  h = 33600 giờ, bằng với thới gian phục vụ của máy.

                 Q : tải trọng tương đương.(daN)

Theo công thức (8-6) có Q = (K_V.R + m.A_t).K_n.K_t

Hệ số  m = 1,5 tra trong bảng (8-2) tài liệu [3] trang 161

            K = 1 tải trọng tĩnh. Tra trong bảng (8-3) tài liệu [3] trang 162.

            K_n = 1 nhiệt độ làm việc dưới 100⁰ . tra trong bảng (8-4) tài liệu [3] trang 162.

            K_V = 1 vòng trong của ổ quay. Tra trong bảng (8-5) tài liệu [3] trang 162

Vì lực hướng tâm ở gối trục E = F, nên ta tính với gối đỡ trục E và chọn cho ổ gối trục này, gối trục F lấy cùng loại.

                        Q_F = (K_V.R + m.A_t).K_n.K_t = (9420,82 + 1,5.0).1.1 = 9420,82N

                        Q_F = 9420,82N hoặc 942,082daN

                        C = Q.(n.h)^0,3  =  942,082.(50.33600)^0,3 = 69451,48                                          

Ứng với đường kính d = 70mm tra trong bảng 14P trang (337-339)  lấy loại cở nhẹ, ký hiệu (215) , C_bảng = 78000, Q = 4000. Đường kính ngoài của ổ D = 130 mm, chiều rộng ổ B = 25 mm.

            Ổ lăn ở gối đỡ A cũng lấy cũng cở trên.

Bảng 6: Thông số ổ lăn trên các trục

6.2. Dung sai và lắp ghép bánh răng

Chịu tải vừa, thay đổi va đập nhẹ vì thế ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6.

6.3. Dung sai lắp ghép ổ lăn

Khi lắp ổ lăn ta cần lưu ý:

-         Lắp vòng trong trên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục

-         Để các vòng ổ không trơn trựơt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc, chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay

-         Đối với các vòng không quay ta sử dụng kiểu lắp có độ hở.

Vì vậy khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ ta chọn H7.

6.4. Dung sai khi lắp vòng chắn dầu

Chọn kiểu lắp trung gian H7/j_s6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp.

6.5. Dung sai khi lắp vòng lò xo ( bạc chắn ) trên trục tuỳ động

Vì bạc chỉ có tác dụng chặn các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp có độ hở H8/h7.

6.6. Dung sai lắp ghép then lên trục

Theo chiều rộng ta chọn kiểu lắp trên trục là P9 và kiểu lắp trên bạc là D10.

Bảng7: Dung sai lắp ghép bánh răng

Bảng 8 : Dung sai lắp ghép ổ lăn

Bảng 9:  Dung sai lắp ghép then

6.7. Cố định trục theo phương pháp dọc trục

            Để có trục theo phương pháp dọc trục ta dùng nắp ổ và điều chỉnh khe hở của ổ bằng các tấm đệm kim loại giữa nắp hộp và thân hộp giảm tốc. Nắp của ổ lắp với hộp giảm tốc bằng vít, loại này dễ chế tạo và lắp ghép.

6.8. Che kín ổ lăn

            Để che kín các đầu trục nhô ra, tránh sự xâm nhập của môi trường vào ổ và ngăn mợ chảy ra ngoài ta dùng loại vòng phớt. Chọn theo bảng (8-29) tài liệu [3] trang 203.

6.9. Bôi trơn ổ lăn

            Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ, vì vận tốc bánh răng thấp không thể dùng phương pháp bắn tóe để dẫn dầu trong hộp vào bôi trơn các bộ phận ổ. Theo bảng (8-28) tài liệu [3] trang 198 có thể dùng mỡ loại ‘T’ ứng với nhiệt độ  và vận tốc dưới 1500 vg/ph. Lượng mỡ dưới 2/3 chỗ rộng của bộ phận ổ.

PHẦN VII: CẤU TẠO VỎ HỘP GIẢM TỐC

- Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ bảo đảm vị trí tương đối giũa các chi tiết và các 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 tránh bụi.

 - Vật liệu là gang xám GX 15-32.

 - Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết thuận tiện.

 - Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít , khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt.

 - Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 1^o.

 - Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản như sau :

Theo bảng (9-10) tài liệu [3] trang 268 cho phép xác định kích thước và các phần tử khác của vỏ hộp.

- Đường kính bu lông vòng chọn theo trọng lượng của hộp giảm tốc, với khoảng cách trục a của 2 cấp 250x340. tra trong bảng (10-11a) và

(10-11b) tài liệu [3] trang (275-276)  chọn bu lông M24

- Số lượng bu lông nền : theo bảng (10-13) tài liệu [3] trang 277 ta lấy n

Bảng 10 : Thông số hộp giảm tốc

PHẦN VIII : NỐI TRỤC

Tính toán nối trục vòng đàn hồi.

Mô men xoắn trên nối trục :

Trong đó: M_x mô men xoắn danh nghĩa.

                   M_t mô men xoắn tính toán

                   K = 1,2  1,5 Hệ số tải trọng động tra trong bảng (9-1) tài liệu [3] trang 222.

Theo trị số mô men tính và đường kính trục chọn kích thước nối trục theo bảng (9-11) tài liệu [3] trang 234.

PHẦN IX: BÔI TRƠN HỘP GIẢM TỐC

Để giảm mất công suất vì ma sát, giảm mày mòn, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần bôi trơn cho trục các bộ truyền trong hộp giảm tốc.

Vì vận tốc của bánh răng nhỏ nên ta chọn cách bôi trơn ngâm trong dầu bằng cách ngâm bánh răng ta dùng dầu công nghiệp 45 để bôi trơn hộp giảm tốc.

Khi vận tốc nhỏ thì lấy chiều sâu ngâm là 1/6 bán kính bánh răng cấp nhanh còn đối với bánh răng cấp chậm có chiều sâu dưới 1/3 bán kính, 0,4 – 0,8 lít cho 1Kw. Chọn độ nhớt của dầu ở 50⁰C với bánh răng .

10.6. Que thăm dầu

Dùng kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc.Vị trí lắp đặt nghiêng 55⁰ so với mặt bên, kích thước theo tiêu chuẩn.

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]. Trinh Chất, Lê Văn Uyển, Cơ Sở Thiết Kế Hệ Dẫn Động Cơ Khí, Nhà xuất bản giáo dục. Xuất bản năm 2008.

[2]. Nguyễn Hữu Lộc, Cơ Sở Thiết Kế Máy, Nhà xuất bản Đại Học Quốc Gia TP. Hồ Chí Minh. Xuất bản năm 2008

[3] Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lâm, Thiết Kế Chi Tiết máy, Nhà xuất bản giáo dục. Xuất bản năm 1999.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"