MỤC LỤC

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN CHUNG.

1.1. Tính chọn động cơ.

1.1.1 Loại động cơ:

1.1.2 Các yêu cầu đối với động cơ:

1.1.3 Tính toán:. 

1.1.4 Lựa chọn động cơ:.

1.2. Kiểm nghiệm động cơ.

1.3. Phân phối tỉ số truyền.

1.4. Số vòng quay trong một phút của các trục.

1.5. Công suất trên các trục

1.6. Mômen trên các trục

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẶP BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG CẤP NHANH 

2.1. Chọn vật liệu.

2.2. Xác định ứng suất cho phép.

2.2.1. Bánh răng nhỏ.

2.2.2. Bánh răng lớn.

2.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải.

2.3. Tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.

2.3.1. Xác định chiều dài côn ngoài theo công thức (6.52a).

2.4. Xác định các thông số ăn khớp.

2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền.

2.5.1. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

2.5.2. Kiểm nghiệm về độ bền uốn.

2.5.3. Kiểm nghiệm về độ bền tải.

2.6. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn.

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ - RĂNG NGHIÊNG CẤP TRUNG GIAN 

3.1. Chọn vật liệu.

3.2. Xác định ứng suất cho phép.

3.2.1. Bánh răng nhỏ.

3.2.2. Bánh răng lớn.

3.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải.

3.3. Tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

3.3.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

3.4. Xác định các thông số ăn khớp.

3.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền.

3.5.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

3.5.2.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

3.5.3.Kiểm nghiệm răng về độ bền tải.

3.6. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ - RĂNG THẲNG CẤP CHẬM.

4.1. Chọn vật liệu.

4.2. Xác định ứng suất cho phép.

4.2.1. Bánh răng nhỏ.

4.2.2. Bánh răng lớn.

4.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải.

4.3. Tính bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

4.3.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

4.4. Xác định các thông số ăn khớp.

4.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền.

4.5.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

4.5.2.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

4.5.3.Kiểm nghiệm răng về độ bền tải.

4.6. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ HỆ THỐNG XÍCH TẢI

5.1. Chọn loại xích.

5.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền.

5.3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền.

5.4. Đường kính đĩa xích.

5.5. Xác định lực tác dụng lên trục.

5.6. Các thông số của bộ truyền xích.

CHƯƠNG 6: THIẾT KẾ TRỤC.

6.1. Chọn khớp nối.

6.1.1.Tính chọn khớp nối.

6.1.2. Lực từ khớp nối tác dụng lên trục.

6.2. Tính trục.

6.2.1. Chọn vật liệu.

6.2.2. Tính sơ bộ đường kính trục.

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

6.2.4. Xác định các lực tác dụng lên trục.

6.2.5. Tính các phản lực tại các ổ và vẽ biểu đồ mômen:.

6.2.6. Xác định đường kính các đoạn trục.

6.2.7. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi và độ cứng.

6.2.8. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

CHƯƠNG 7: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ.

7.1. Tính toán chọn ổ cho trục 1.

7.2. Tính toán chọn ổ cho trục 2.

7.3. Tính toán chọn ổ cho trục 3.

7.4. Tính toán chọn ổ cho trục 4.

CHƯƠNG 8: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT KHÁC CỦA HỘP GIẢM TỐC.

8.1. Vỏ hộp.

8.2. Nắp ổ.

8.3. Chân đế.

8.4. Cửa thăm, nút thông hơi và que thăm dầu.

8.5. Nút tháo dầu.

8.6. Chốt định vị côn, vòng phớt, vòng chắn mỡ.

CHƯƠNG 9: BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH.

9.1. Bôi trơn hộp giảm tốc.

9.2. Điều chỉnh.

9.3. Đánh giá chỉ tiêu kinh tế.

9.4. Một số yêu cầu khi sử dụng.

CHƯƠNG 10: DUNG SAI, LẮP GHÉP.

10.1. Chọn kiểu lắp.

10.2. Sai lệch giới hạn của chiều rộng và chiều sâu rãnh then.

KẾT LUẬN

TÀI LIỆU THAM KHẢO.

LỜI NÓI ĐẦU

     Chi Tiết Máy là một môn học cơ sở quan trong cho bất kì kỹ sư cơ kí nào. Chi Tiết Máy trang bị cho người học viên những tri thức cơ bản cần thiết cho công việc thiết kế, khai thác các thiết bị máy móc, phục vụ cho công cuộc xây dựng đất nước.

Muốn học tốt môn Chi Tiết Máy, mỗi người học viên phải hoàn thành  tốt Đồ án môn học. Vì đây là thước đo đánh giá sự nắm vấn đề cảu học viên và hình thành cho họ phương pháp , qui trình để làm ra một máy mới mà những giờ lý thuyết chưa đáp ứng được.

     Làm đồ án Chi Tiết Máy đã giúp cho bản thân tôi nhận thức đúng đắn những khó khăn mà một người kỹ sư phải khắc phục, tập cho tính cẩn thận và phương pháp tiếp cận vấn đề cũng như cách thức làm việc khoa học để đạt được hiệu quả. Đây là bài tập đầu tiên làm nền tản cho đồ án tốt nghiệp. Vì vây tôi đã cố gắng để làm tốt và hoàn thành đúng thời gian qui định.

     Lần đầu với một bài tập lớn chắc chắn không thể tránh khỏi thiếu sót khiếm khuyết. Tôi rất mong sự đóng góp bổ xung của thầy cô và bạn bè để tôi có thể khắc phục nhưng sai lầm mà bản thân không nhận ra. 

                                                           TPHCM, ngày …tháng…năm 20…

                                                                  Sinh viên thực hiện

                                                                  …………

CHƯƠNG 1: TÍNH TOÁN CHUNG

1.1. Tính chọn động cơ.

1.1.1 Loại động cơ:

Động cơ được chọn là loại động cơ điện xoay chiều không đồng bộ ba pha roto lồng sóc do kết cấu đơn giản, giá thành hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha không cần biến đổi dòng điện, hiệu suất và công suất phù hợp với sự làm việc của hệ thống...

1.1.2 Các yêu cầu đối với động cơ:

· Mômen mở máy của động cơ phải thắng được mômen cản ban đầu của phụ tải.

                             T_mm T_cản

· Khi động cơ làm việc quá  tải thì nhiệt độ phát ra vẫn không quá nhiệt độ cho phép, trục động cơ vẫn làm việc ổn định.

1.1.3 Tính toán:

 Với P₁, P₂, P₃ và t₁, t₂, t₃ là các công suất và thời gian làm việc tương ứng với các chế độ làm việc mở máy, bình thường và non tải.

Theo sơ đồ tải trọng, ta có P₁ không tính đến vì thời gian khởi động nhỏ không đáng kể; P₃=0,8P₂; t₁»0, t₂=70%, t₃=30%. Công suất khi làm việc ở chế độ bình ổn là: P₂= 14,5 (kW)

                          P_t = 13,695 (kW)

· Do đó công suất cần thiết của động cơ:

P_ct=P_t/h  (kW)  

Trong đó:

- P_ct  là công suất cần thiết trên trục động cơ.

- P_t  là công suất tính toán trên trục máy công tác.

- h  là hiệu suất truyền động.

Theo sơ đồ đề bài thì : h = h^m_{ổ lăn}. h^k_{bánh răng}. h_{khớp  nối}.h_xính..

Trong đó: - m  là số cặp ổ lăn (m = 4).

                 - k  là số cặp bánh răng (k = 3).

Tra Bảng 2.3 (Trang 19 - Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí), ta được các giá trị hiệu suất ứng với mỗi chi tiết như sau: h_ôl= 0,99; h_br= 0,97; h_k = 1; h_x= 0,95.

Þ h = 0,99⁴. 0,97³. 1. 0,95= 0,8329.

 P_ct = 13,695/0,8329 =  16,44 (kW)

 u =2,2.28=61,6

n_sb =38.61,6= 2340,8 (v/ph)

1.1.4 Lựa chọn động cơ:

Dựa vào các số liệu vừa tính toán, tra bảng P1.3 ta chọn động cơ số hiệu 4A160M2Y3 có các thông số như sau :

· Đường kính trục động cơ : D      =  42 (mm)

· Số vòng quay đồng bộ      : nđbô    =  3000 (v/ph)

· Công suất định mức          : Pđm   =  18,5 (kW)

· Số vòng quay định mức    :  nđm    =  2930 (v/ph)

· Hệ số công suất                 : cosj =  0,92

· Hiệu suất động cơ             : hđcơ    =  88,5%

· Tỷ số                                 :   =  2,2

· Tỷ số                                 :    =  1,4

1.2. Kiểm nghiệm động cơ.

Theo các điều kiện chọn động cơ, ta thấy :

· Pdc > Pct                            : Thỏa ( 18,5 kW > 16,44 kW)

· Tmm/T= 1,2 < Tk/Tdn= 1,4 : Thỏa

1.3. Phân phối tỉ số truyền.

Ta có tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống: u=  =  = 77,1

Ta có thể chọn tỷ số truyền cụ thể như sau :

· u_h = 28  ( Theo dãy số bảng 3.2 thiết kế T1, tr 47)

· u_x =  =  = 2,75 (Thõa trị số trong bảng 2.4 thiết kế T1, tr 21 )

· u₁ = 3,94  (cấp nhanh) ( Theo dãy số bảng 3.2 thiết kế T1, tr 47)

· u₂ = 3,07  (cấp trung gian) ( Theo dãy số bảng 3.2 thiết kế T1, tr 47)

· u₃ = 2,31  (cấp chậm) ( Theo dãy số bảng 3.2 thiết kế T1, tr 47)

1.4. Số vòng quay trong một phút của các trục.

· Trục 1: n₁ = n_dc = 2930 (v/ph)

· Trục 2: n₂ =   =   =  743,655 (v/ph)

· Trục 3: n₃ =   =   =  242,233 (v/ph)

· Trục 4: n₄ =   =   =  104,863 (v/ph)

· Trục công tác 5: n₅ =   =   =  38,132 (v/ph) (sai số n₅ <5%)

1.5. Công suất trên các trục.

· Trục 4: P₄ =   =   =  15,417 (kW)

· Trục 3: P₃ =   =   =  16,054 (kW)

· Trục 2: P₂ =   =   =  16,718 (kW)

· Trục 1: P₁ =   =   =  17,409 (kW)

· Trục động cơ: P_dc =   =   =  17,585 (kW)

1.6. Mômen trên các trục.

· Trục động cơ: T_dc =   =   =  57,316 (Nm)

· Trục 1: T₁ =   =   =  56,743 (Nm)

· Trục 2: T₂ =   =   =  214,692 (Nm)

· Trục 3: T₃ =   =   =  632,927 (Nm)

· Trục 4: T₄ =   =   =  1404,045 (Nm)

Bảng kết quả các thông số chương 1

Trục    Thông số	Động cơ	1		2		3		4
Công suất P, kW	17,585	17,409		16,718		16,054		15,417
Tỉ số truyền u		1
Số vòng quay n, v/ph	2930	2930		743,655		242,233		104,863
Mômen xoắn T, Nm	57,316	56,743		214,692		632,927		1404,045

CHƯƠNG 2: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẶP BÁNH RĂNG CÔN RĂNG THẲNG CẤP NHANH

2.1. Chọn vật liệu.

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 3 cấp bánh răng như nhau.

          Cụ thể theo bảng 6.1 thiết kế T1, tr 92 chọn:

          Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có  = 850 MPa,  = 580 Mpa.

Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có  = 750 MPa,  = 450 Mpa.

2.2. Xác định ứng suất cho phép.

Công thức tính ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

          = .Z_R.Z_V.K_xH.K_HL       (Công thức (6.1) tr91 [I])

          = .Y_R.Y_S.K_xF. K_FC.K_FL          (Công thức (6.2) tr91 [I])

Trong đó:

·        Z_R -  Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Với Ra=10..40 mm Z_R =  0,9.

·        Z_v  -  Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Với HB < 350 thì Z_V = 0,85v^0,1 .

·        K_xH - Hệ số  xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Với da ≤ 700 nên K_xH = 1.

·        Y_R  - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng:Y_R = 1.

·        Y_S - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất:

Y_S=1,08 – 0,0695 ln(m) (m là modun).

·        K_xF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến bền uốn. Với d_a ≤ 400 thì K_xF = 1.

Trong bước tính sơ bộ lấy Z_R.Z_V.K_xH = 1 và Y_R.Y_S.K_xF =1

·        ,  ứng suất tiếp xúc, ứng xuất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.

·        K_FC – Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tải, đặc tải 1 phía K_FC = 1.

·        S_H , S_F  Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.

Bảng 6.2 tr94 [I] ta có : = 2HB + 70

        =  1,8 HB

                                              S_H          = 1,1

      S_F      = 1,75

·        K_HL, K_FL- Hệ số tuổi thọ khi xét ảnh hưởng của chế độ tải và thời hạn phục vụ của bộ truyền.

K_HL =                      (Công thức 6.3 tr93 [I])

K_FL  =                       (Công thức 6.4 tr93 [I])

Trong đó :

 . m_H, m_F Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. m_F =6, m_H=6 với HB <= 350

. N_HO Số chu kì thay đổi ứng xuất cơ sở khi thử về tiếp xúc

  N_HO=30  

. N_FO Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn bằng

4.10⁶ với tất cả các loại thép.

. N_HE, N_FE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương; tải trọng động:

N_HE=60c         (Công thức 6.7 tr 93 [I])

N_FE=60c       (Công thức 6.8 tr 93 [I])

2.2.1. Bánh răng nhỏ.

Chọn HB₁= 250 , suy ra:

          N_HO1= 30.250^2,4= 1,7. 10⁷

          = 2HB₁ + 70 = 2. 250 + 70 = 570 MPa

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tổng cộng:

N_HE1=60c =60.1.2930/3,94.24000.(1³.0,7+0,8³.0,3)=914.10⁶

Vì N_HE1>N_HO1= 1,6. 10⁷ do đó    K_HL1=1

 518,2 MPa

            = 1,8.250=450 MPa

N_FE1=60c

       =60.1.2930/3,94.24000.(1⁶.0,7+0,8⁶.0,3)=833,8.10⁶
Vì N_FE1>N_FO=4.10⁶ do đó    K_FL1=1

= .K_FC.K_FL1 = 257,1 MPa

2.2.2. Bánh răng lớn.

Chọn HB₂= 230 , suy ra:

          N_HO2= 30.230^2,4= 1,39. 10⁷

          = 2HB₂ + 70 = 2. 230 + 70 = 530 MPa

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tổng cộng:

N_FE2= = =232.10⁶

Vì N_HE2>N_HO2= 1,39. 10⁷ do đó    K_HL2=1

 481,8 MPa

            = 1,8.230=414 MPa

N_FE2=60c =60.1.2930/3,94.24000.(1⁶.0,7+0,8⁶.0,3)=834.10⁶
Vì N_FE2>N_FO=4.10⁶ do đó    K_FL2=1

  = .K_FC.K_FL2 = 236,57 MPa

Vậy để tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng ta lấy: = =481,8 MPa

2.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải.

=2,8 =2,8.450=1260 MPa

=0,8 =0,8.580=464 MPa

=0,8 =0,8.450=360 MPa

2.3. Tính bộ truyền bánh răng côn răng thẳng.

2.3.1. Xác định chiều dài côn ngoài theo công thức (6.52a).

R_e=K_R

Với bộ truyền răng thẳng bằng thép  K_R=0,5.K_d=0,5.100=50 Mpa^1/3, chọn K_be=0,25 (vì u>3), theo bảng 6.21 tr 113 [I]:

K_beu/(2- K_be)=0,25.3,94/(2-0,25)=0,563,

Trục bánh răng côn lắp trên ổ đũa, sơ đồ I, HB < 350 tra được =1,13; T₁=56,743 (Nm)=56743 Nmm. Do đó:

R_e=50

R_e=146,42 mm .

2.4. Xác định các thông số ăn khớp.

·        Số răng bánh nhỏ:

=2R_e/ =2. 146,42/ =72 mm, do đó tra bảng 6.22 tr 114 [I] được z_1p= 17. Với HB<350, z₁= 1,6 z_1p=1,6.17=27,2;

Đường kính trung bình và môdun trung bình:

d_m1=(1-0,5K_be) =(1-0,5.0,25).72=63 mm

m_tm=d_m1/z₁=63/27,2=2,3 mm

Môdun vòng ngoài [công thức 6.56 tr 115 [I]]:

          m_te= m_tm/(1-0,5K_be)= 2,3/(1-0,5.0,25)=2,6 mm

Theo bảng 6.8 tr 99 [I] lấy trị số tiêu chuẩn m_te= 2,5mm, do đó:

          m_tm= m_te(1-0,5K_be)=2,5(1-0,5.0,25)= 2,2 mm

          z₁= d_m1/ m_tm=63/2,2=28,6. Lấy z₁= 29 răng

Số răng bánh lớn z₂=uz₁=3,94.29=114,26. Lấy z₂= 114 răng, do đó tỉ số truyền u_m= z₂/ z₁=114/29=3,93.

Góc côn chia:

          =arctg(z₁/ z₂)= arctg(29/ 114)=14,27 =14 16’21’’

          =90 - =90 -14,27 =75,73 =75 43’38’’

Theo bảng 6.20 tr 112 [I], với z₁= 23 răng chọn hệ số dịch chỉnh đều x₁=0,33; x₂= -0,33

Đường kính trung bình của bánh nhỏ: d_m1=z₁m_tm=29.2,2=63,8 mm

Chiều dài côn ngoài: R_e=0,5m_te =0,5.2,5 = 147 mm

Hình ảnh 3D của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng

 

2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền.

2.5.1. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc.

Theo công thức 6.58 tr 115 [I]:

=Z_MZ_H               

Theo bảng 6.5 tr 96 [I], Z_M= 274 Mpa^1/3;

Theo bảng 6.12 tr 106 [I] với x_t= x₁+x₂=0, Z_H= 1,76

Theo (6.59a) tr 115 [I] = = =0,87

          Trong đó theo (6.60) tr 115 [I]:

                    = 1,88-3,2( )= 1,88-3,2( )= 1,74

Theo (6.61) tr 116 [I]: K_H=

Với bánh răng côn răng thẳng =1. Vận tốc vòng (theo công thức 6.22 tr 116 [I]): v= d_m1n₁/60000= 3,14.63,8.2930/60000= 9,8 m/s; theo bảng 6.13 tr 106 [I] dùng cấp chính xác 6. Theo (6.64) tr 116 [I] :

= g_ov = 0,006.38.9,8 =19,99

   Trong đó, theo bảng 6.15 tr 107 [I]: = 0,006, theo bảng 6.16 tr 107 [I]: g_o= 38 .

Theo 6.63 tr 116 [I] :

   =1+ b /(2T₁ ) =1+19,99.36,75.63,8/(2. 56743.1,15.1)=1,3

   Trong đó: b= K_beR_e= 0,25. 147=36,75

Do đó:   K_H= =1,15.1.1,3= 1,4

Thay các giá trị vừa tính được vào (6.58):

=Z_MZ_H               

=274. 1,76. 0,87

= 476 MPa

Theo (6.1) và (6.1a) tr 91,93 [I] :

[ ]= [ ]Z_vZ_RK_xH=481,8.1.0,95.1=458 MPa, trong đó v> 5 m/s  Z_v=1; R_a= 2,5…1,25    Z_R=0,95; d_a<700 mm, K_xH=1.

Như vậy >[ ] =458 MPa, nhưng chênh lệch không quá 4%, do dó có thể tăng chiều rộng vành răng: b= K_beR_e( [ ])²=36,75.(476/458)²=39,7. Lấy b=45 mm.

2.5.2. Kiểm nghiệm về độ bền uốn.

Theo (6.65) tr 116 [I]:

          =2T_­1K_F Y_F1/(0,85bm_tmd_m1)

Với K_be=45/147=0,306, tỉ số K_beu/(2- K_be)=0,306.3,93/(2-0,306)=0,71 tra bảng 6.21 [I] được =1,35.

Theo (6.64) [I]:

  = g_ov

     =0,016.38.9,8 =53,3

Trong đó: =0,016 (bảng 6.15), g_o= 38 (bảng 6.16).

Do đó:

K_Fv=1+ b /(2T₁ )

=1+53,3.45. /(2.56743.1,35.1)=1,9988

Do đó:

          K_F= =1,35.1.1,9988=2,698

Với răng thẳng: =1; với =1,74, =1/1,74=0,575;

Với z_v1=z₁/cos =29/cos14,27 =29,923; z_v2=z₂/cos =114/cos75,73 =462,49;

x₁=0,33; x₂= -0,33, tra bảng 6.18 được =3,54 ;  = 3,63.

Thay các giá trị vừa tính được vào (6.65):

          =2T_­1K_F Y_F1/(0,85bm_tmd_m1)

                =2.56743. 2,698. 0,575.1. 3,54/(0,85.45.2,2.63,8)=116,1 MPa

          = / =116,1.3,63/3,54=119,05 MPa

Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo.

2.5.3. Kiểm nghiệm về độ bền tải.

Theo (6.48) [I] với K_qt=1,2:

          = / = 476/ =434,53 MPa < =1260 MPa

Theo (6.49) [I]:

          = . K_qt=116,1.1,2=139,32 MPa< =464 MPa

                   = . K_qt=119,05.1,2=142,86 MPa< =360 MPa

Như vậy điều kiện quá tải được đảm bảo.

2.6. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn.

Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn
Thông số	Kí hiệu	Giá trị
Chiều dài côn ngoài	Re	147 mm
Môđun vòng ngoài	mte	2,5 mm
Chiều rộng vành răng	bw	45 mm
Tỉ số truyền thực tế	um	3,93
Góc nghiêng của răng		0
Số răng bánh răng	z1	29
	z2	114
Hệ số dịch chỉnh chiều cao	x1	0,33
	x2	-0,33
Đường kính chia ngoài	de1= mte. z1	72,5 mm
	de2= mte. z2	285 mm
Góc côn chia		14 16’21’’
		75 43’38’’
Chiều cao răng ngoài	he	5,5 mm
Chiều cao đầu răng ngoài	hae1	3,368 mm
	hae2	1,632 mm
Chiều cao chân răng ngoài	hfe1	2,132 mm
	hfe2	3,868 mm
Đường kính đỉnh răng ngoài	dae1	79,03 mm
	dae2	285,8 mm

         

 

 

 

 

 

 

 

 

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN CẶP BÁNH RĂNG TRỤ - RĂNG NGHIÊNG CẤP TRUNG GIAN

3.1. Chọn vật liệu.

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 3 cấp bánh răng như nhau.

          Cụ thể theo bảng 6.1 thiết kế T1, tr 92 chọn:

          Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có  = 850 MPa,  = 580 Mpa.

Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có  = 750 MPa,  = 450 Mpa.

3.2. Xác định ứng suất cho phép.

Công thức tính ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

          = .Z_R.Z_V.K_xH.K_HL       (công thức (6.1) tr91 [I])

          = .Y_R.Y_S.K_xF. K_FC.K_FL          (công thức (6.2) tr91 [I])

Trong đó:

·        Z_R -  Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Với Ra=10..40 mm Z_R =  0,9.

·        Z_v  -  Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Với HB < 350 thì Z_V = 0,85v^0,1 .

·        K_xH - Hệ số  xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Với da ≤ 700 nên K_xH = 1.

·        Y_R  - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng:Y_R = 1.

·        Y_S - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất:

Y_S=1,08 – 0,0695 ln(m) (m là modun).

·        K_xF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến bền uốn. Với d_a ≤ 400 thì K_xF = 1.

Trong bước tính sơ bộ lấy = 1 và =1

·        ,  là ứng suất tiếp xúc, ứng xuất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.

·        K_FC – Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tải, đặc tải 1 phía K_FC = 1.

·        S_H , S_F  Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.

Bảng 6.2 tr94 [I] ta có : = 2HB + 70

        =  1,8 HB

                                          S_H          = 1,1

     S_F      = 1,75

·        K_HL, K_FL- Hệ số tuổi thọ khi xét ảnh hưởng của chế độ tải và thời hạn phục vụ của bộ truyền.

K_HL =                            (Công thức 6.3 tr93 [I])

K_FL  =                      (Công thức 6.4 tr93 [I])

Trong đó :

 . m_H, m_F Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. m_F =6, m_H=6 với HB <= 350

. N_HO Số chu kì thay đổi ứng xuất cơ sở khi thử về tiếp xúc

N_HO= 30

. N_FO Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn bằng

4.10⁶ với tất cả các loại thép.

. N_HE, N_FE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương; tải trọng động:

N_HE=60c            (Công thức 6.7 tr 93 [I])

N_FE=60c          (Công thức 6.8 tr 93 [I])

3.2.1. Bánh răng nhỏ.

Chọn HB₁= 250 , suy ra:

          N_HO1= 30.250^2,4= 1,7. 10⁷

           = 2HB₁ + 70 = 2. 250 + 70 = 570 MPa

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tổng cộng:

N_HE1=60c

        =60.1. 743,655/3,07.24000.(1³.0,7+0,8³.0,3)=297,75.10⁶

Vì N_HE1>N_HO1= 1,6. 10⁷ do đó    K_HL1=1

= .Z_R.Z_V.K_xH.K_HL1= .K_HL1=  518,2 MPa

            =  1,8 HB = 1,8.250=450 MPa

N_FE1=60c

        =60.1.743,655/3,07.24000.(1⁶.0,7+0,8⁶.0,3)=297,75.10⁶
Vì N_FE1>N_FO=4.10⁶ do đó    K_FL1=1

= .Y_R.Y_S.K_xF. K_FC.K_FL1 = 257,1 MPa

3.2.2. Bánh răng lớn.

Chọn HB₂= 230 , suy ra:

          N_HO2= 30.  =30.230^2,4= 1,39. 10⁷

           = 2HB₂ + 70 = 2. 230 + 70 = 530 MPa

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tổng cộng:

N_HE2= = =96,99.10⁶

Vì N_HE2>N_HO2= 1,39. 10⁷ do đó    K_HL2=1

= .Z_R.Z_V.K_xH.K_HL1  481,8 MPa

            =1,8.HB= 1,8.230=414 MPa

N_FE2=60c

        =60.1.743,655/3,07.24000.(1⁶.0,7+0,8⁶.0,3)=297,75.10⁶
Vì N_FE2>N_FO=4.10⁶ do đó    K_FL2=1

= .K_FC.K_FL2= 236,57 MPa

Do đó:

          [ ]=(  + )/2=(518,2+481,8)/2=500 MPa

          257,1 MPa

          =236,57 MPa

3.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải.

=2,8 =2,8.450=1260 MPa

=0,8 =0,8.580=464 MPa

=0,8 =0,8.450=360 MPa

3.3. Tính bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

3.3.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

Theo (6.15a) [I]:

          a_w2=K_a(u₂+1)

          a_w2=43(3,07+1) = 174,876 mm

Trong đó: Theo bảng (6.6) [I] chọn =0,3; với răng nghiêng K_a=43; theo (6.16) [I] =0,5 (u+1)=0,5.0,3(3,07+1)=0,61, do đó theo bảng (6.7) [I] =1,07 (sơ đồ 3); T₂= 214,692 Nm=214692 Nmm.

Lấy a_w2=175 mm.

3.4. Xác định các thông số ăn khớp.

Theo (6.17) [I] m=(0,01 0,02)a_w2=(0,01 0,02) 175=1,75 3,5 mm.

Theo bảng (6.8) [I] chọn môđun pháp m=2,5.

Chọn sơ bộ =10 , do đó cos =0,9848, theo (6.31) [I] số răng bánh nhỏ:

          z₁=2a_w2 cos /[m(u+1)]=2.175.0,9848/[2,5(3,07+1)]=33,875

          Lấy z₁=33.

Số răng bánh lớn:

          z₂=u z₁=3,07.33=101,31

          Lấy z₂=102.

Do đó tỉ số truyền thực sẽ là:  u_m=102/33=3,09.

          cos =m(z₁+ z₂)/(2a_w2)=2,5(33+102)/(2.175)=0,9643

Suy ra =15,356 =15 21’21’’.

3.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền.

3.5.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Theo (6.33) [I], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

          =Z_MZ_H

Theo bảng (6.5) [I] , Z_M=274 MPa^1/3;

Theo (6.35) [I] :

tg =cos tg

        =cos(20,679).tg(15,356)=0,257

Với = =arctg(tg / cos )= arctg(tg /0,9643)=20,679.

Do đó theo (6.34) [I] :

          Z_H=

               = =1,712

Theo (6.37) [I] , =b_wsin /( m)=0,3.175sin(15,356)/( .2,5)=1,77

Do đó theo (6.38) [I] , = = =0,769.

          Trong đó theo (6.38b):

          =[1,88-3,2( )] cos =[1,88-3,2( )] 0,9643=1,689.

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

          d_w2=2a_w2/(u_m+1)=2.175/(3,09+1)=85,57 mm

Theo (6.40) [I], v= d_w2n₂/60000= . 85,57 .743,655/60000=3,33 m/s.

Với v= 3,33 m/s theo bảng (6.13) [I] dùng cấp chính xác 9. Theo bảng (6.14) [I] với cấp chính xác 9 và v<5 m/s, =1,16.

Theo (6.42) [I] = g_ov =0,002.73. 3,33 =3,659

          Trong đó theo bảng (6.15) [I] =0,002; theo bảng (6.16) g_o=73.

Do đó theo (6.41) [I]:

          K_Hv=1+ b_w d_w2/(2T₂ )

                 =1+3,659.52,5.85,57 /(2.214692. )=1,031

Theo (6.39) [I] K_H=  K_Hv=1,16.1,07.1,031=1,279

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

         =Z_MZ_H

             =274. 1,712. 0,769

             =496 MPa.

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo (6.1) [I] với v=3,33 m/s <5 m/s , Z_v=1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám R_a=2,5…1,25 m, do đó Z_R=0,95, với d_a<700mm, K_xH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a):

          [ ] = [ ]Z_vZ_R K_xH=500.1.0,95.1=475 MPa.

Như vậy >[ ] =475 MPa, nhưng chênh lệch không quá 4%, do dó có thể tăng chiều rộng vành răng: b= .a_w2( [ ])²=52,5.(496/475)²=57,245. Lấy b=60 mm.

3.5.2.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Theo (6.43) [I] :

          =2T_­2K_F Y_F1/(b_wd_w1m)

Theo bảng (6.7) [I]  =1,17; theo bảng (6.14) [I] với v<5 m/s và cấp chính xác 9, =1,4; theo (6.47) [I]

          = g_ov =0,006.73.3,33 =10,976

          Trong đó theo bảng 6.15, =0,006, theo bảng 6.16, g_o=73. Do đó theo (6.46) [I]  K_Fv=1+ b_w d_w1/(2T₂ )

                      =1+10,976.52,5.85,57/(2. . 1,17.1,4)=1,0701

Do đó :   K_F=  K_Fv=1,17. 1,4. 1,0701=1,753

          Với =1,689, =1/ =1/1,689=0,592

          Với =15,356 , =1-15,356/140=0,8903

Số răng tương đương:

          z_v1=z₁/cos³ =33/(0,9643)³=36

          z_v2=z₂/cos³ =102/(0,9643)³=113

Theo bảng 6.18 ta được Y_F1=3,76,   Y_F2=3,6

Với m=2,5, Y_S=1,08-0,0695ln(2,5)=1,022; Y_R=1 (bánh răng phay);

K_xF=1 (d_a<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) [I]:

          [ ]= [ ]. Y_R. Y_S. K_xF=257,1.1. 1,022.1=262,76 MPa

Tương tự tính được:  [ ]=241,775 MPa.

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên:

          =2T_­2K_F Y_F1/(b_wd_w1m)

                =2. . 1,753. 0,592. 0,8903. 3,76/(52,5.85,57.2,5)

               = 132,82 MPa.

          = 132,82 MPa <[ ]= 262,76 MPa

          =  Y_F2/ Y_F1=132,82. 3,6/3,76=127,12 MPa

          = 127,12 MPa <[ ]= 241,775 MPa

Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo.

3.5.3.Kiểm nghiệm răng về độ bền tải.

Theo (6.48) [I] với K_qt=T_max/T=1,2;

          = =475 =520,34 MPa< =1260 MPa

 

Theo (6.49) [I] :

          =  K_qt=132,82.1,2=159,38 MPa< =464 MPa

 

                    =  K_qt=127,12.1,2=152,54 MPa< =360 MPa

Như vậy điều kiện bền tải được đảm bảo.

3.6. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

 

 

Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng
Thông số	Kí hiệu	Giá trị
Khoảng cách trục	aw2	175 mm
Môđun pháp	m	2,5
Chiều rộng vành răng	bw	60 mm
Tỉ số truyền thực tế	um	3,09
Góc nghiêng của răng		15 21’21’’
Số răng bánh răng	z1	33
	z2	102
Hệ số dịch chỉnh	x1	0
	x2	0
Đường kính vòng chia	d1	85,57 mm
	d2	264,44 mm
Đường kính đỉnh răng	da1	88,998 mm
	da2	267,888 mm
Đường kính đáy răng	df1	79,3 mm
	df2	258,19 mm

 

 

 

 

 

 

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

TRỤ - RĂNG THẲNG CẤP CHẬM

4.1. Chọn vật liệu.

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 3 cấp bánh răng như nhau.

          Cụ thể theo bảng 6.1 thiết kế T1, tr 92 chọn:

          Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có  = 850 MPa,  = 580 Mpa.

Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có  = 750 MPa,  = 450 Mpa.

4.2. Xác định ứng suất cho phép.

Công thức tính ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

          = .Z_R.Z_V.K_xH.K_HL       (công thức (6.1) tr91 [I])

          = .Y_R.Y_S.K_xF. K_FC.K_FL          (công thức (6.2) tr91 [I])

Trong đó:

·        Z_R -  Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Với Ra=10..40 mm Z_R =  0,9.

·        Z_v  -  Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Với HB < 350 thì Z_V = 0,85v^0,1 .

·        K_xH - Hệ số  xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Với da ≤ 700 nên K_xH = 1.

·        Y_R  - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng:Y_R = 1.

·        Y_S - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất:

Y_S=1,08 – 0,0695 ln(m) (m là modun).

·        K_xF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến bền uốn. Với d_a ≤ 400 thì K_xF = 1.

Trong bước tính sơ bộ lấy = 1 và =1

·        ,  ứng suất tiếp xúc, ứng xuất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.

·        K_FC – Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tải, đặc tải 1 phía K_FC = 1.

·        S_H , S_F  Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn.

Bảng 6.2 tr94 [I] ta có :    = 2HB + 70

        =  1,8 HB

                                           S_H          = 1,1

     S_F      = 1,75

·        K_HL, K_FL- Hệ số tuổi thọ khi xét ảnh hưởng của chế độ tải và thời hạn phục vụ của bộ truyền.

K_HL =                             (Công thức 6.3 tr93 [I])

K_FL  =                       (Công thức 6.4 tr93 [I])

Trong đó :

 . m_H, m_F Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn. m_F =6, m_H=6 với HB <= 350

. N_HO Số chu kì thay đổi ứng xuất cơ sở khi thử về tiếp xúc

N_HO= 30

. N_FO Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn bằng

4.10⁶ với tất cả các loại thép.

. N_HE, N_FE số chu kì thay đổi ứng suất tương đương; tải trọng động:

N_HE=60c               (Công thức 6.7 tr 93 [I])

N_FE=60c             (Công thức 6.8 tr 93 [I])

4.2.1. Bánh răng nhỏ.

Chọn HB₁= 250 , suy ra:

          N_HO1= 30. =30.250^2,4= 1,7. 10⁷

           = 2HB₁ + 70 = 2. 250 + 70 = 570 MPa

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tổng cộng:

N_HE1=60c

        =60.1.242,233/2,31.24000.(1³.0,7+0,8³.0,3)=128,896.10⁶

Vì N_HE1>N_HO1= 1,6. 10⁷ do đó    K_HL1=1

= .Z_R.Z_V.K_xH.K_HL1=  518,2 MPa

            =1,8.HB₁= 1,8.250=450 MPa

N_FE1=60c

        =60.1.242,233/2,31.24000.(1⁶.0,7+0,8⁶.0,3)=117,58.10⁶
Vì N_FE1>N_FO=4.10⁶ do đó    K_FL1=1

= .Y_R.Y_S.K_xF. K_FC.K_FL1 = 257,1 MPa

4.2.2. Bánh răng lớn.

Chọn HB₂= 230 , suy ra:

          N_HO2= 30. =30.230^2,4= 1,39. 10⁷

           = 2HB₂ + 70 = 2. 230 + 70 = 530 MPa

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tổng cộng:

N_HE2= = =55,799.10⁶

Vì N_HE2>N_HO2= 1,39. 10⁷ do đó    K_HL2=1

= .Z_R.Z_V.K_xH.K_HL2=  481,8 MPa

            = 1,8. =1,8.230=414 MPa

N_FE2=60c

        =60.1.242,233/2,31.24000.(1⁶.0,7+0,8⁶.0,3)=117,58.10⁶
Vì N_FE2>N_FO=4.10⁶ do đó    K_FL2=1

= .Y_R.Y_S.K_xF. K_FC.K_FL2 = 236,57 MPa

Do đó:

          [ ]=( + )/2=(518,2+481,8)/2=500 MPa

          257,1 MPa

          =236,57 MPa

4.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải.

=2,8 =2,8.450=1260 MPa

=0,8 =0,8.580=464 MPa

=0,8 =0,8.450=360 MPa

4.3. Tính bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

4.3.1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

Theo (6.15a) [I]:

          a_w3=K_a(u₃+1)

          a_w3=49,5(2,31+1) = 231,54 mm

Trong đó: Theo bảng (6.6) [I] chọn =0,4; với răng thẳng K_a=49,5; theo (6.16) [I] =0,5 (u+1)=0,5.0,4(2,31+1)=0,662, do đó theo bảng (6.7) [I] =1,03 (sơ đồ 5); T₃= 632,927 Nm=632927 Nmm.

Lấy a_w3=231 mm.

4.4. Xác định các thông số ăn khớp.

Theo (6.17) [I] m=(0,01 0,02)a_w3=(0,01 0,02) 175=1,75 3,5 mm.

Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn môđun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môđun ở cấp trung gian m=2,5 mm.

          z₁=2a_w3/[m(u+1)]=2.231/[2,5(2,31+1)]=55,83

          Lấy z₁=55.

          z₂=u z₁=2,31.55=127,05; lấy z₂=128

Do đó a_w3=m(z₁+ z₂)/2=2,5(55+128)/2=228,75 mm

Lấy a_w3=230 mm, do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 228,75 lên 230 mm.

Tính hệ số dịch tâm theo (6.22) [I]:

          y= a_w3/m-0,5(z₁+ z₂)= 230/2,5-0,5(55 + 128)=0,5

Theo (6.23) [I] , k_y=1000y/z_t=1000. 0,5/(55 + 128)=2,732

Tra bảng (6.10a) [I] tra được k_x=0,0599, do đó theo (6.24) [I] hệ số giảm đỉnh răng y= k_x z_t/1000=0,0599(55 + 128)/1000=0,011

Theo (6.25) [I] tổng hệ số dịch chỉnh

          x_t=y+ y=0,5+0,011=0,511

Theo (6.26) [I], hệ số dịch chỉnh bánh 1:

          x₁=0,5[x_t-( z₂- z₁)y/ z_t]= 0,5[0,511-( 128- 55).0,5/ (55 + 128)]=0,156

và hệ số dịch chỉnh của bánh 2:

          x₂= x_t- x₁=0,511-0,156=0,355.

Theo (6.27) [I] góc ăn khớp:

          cos = z_tmcos /(2a_w3)= (55 + 128).2,5cos(20 )/(2.230)=0,935

          do đó: =20,772 .

4.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền.

4.5.1.Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.

Theo công thức (6.33) [I], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc

          =Z_MZ_H

Theo bảng 6.5 [I] , Z_M=274 MPa^1/3;

Theo công thức (6.34) [I] :

          Z_H=

               = =1,7366

Với bánh răng thẳng, dùng công thức (6.36a) để tính :

          = = =0,857

          Trong đó:

          =1,88-3,2( )=1,88-3,2( )=1,797;

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

          d_w3=2a_w3/(u_m+1)=2.230/(128/55+1)=138,25 mm;

Theo (6.40) [I], v= d_w3n₃/60000= . 138,25.242,233/60000=1,75 m/s.

Với v= 1,75 m/s theo bảng (6.13) [I] dùng cấp chính xác 9, do đó theo bảng 6.16, g_o=73, với cấp chính xác 9 theo bảng 6.14 =1,13.

Theo (6.42) [I] = g_ov =0,006.73. 1,75 =7,62

Trong đó theo bảng (6.15) [I] =0,006.

Do đó:

          K_Hv=1+ b_w d_w3/(2T₃ )

                 =1+7,62.92.138,25 /(2.632927. )=1,07

Theo (6.39) [I] K_H=  K_Hv=1,13.1,03.1,07=1,245.

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

       =Z_MZ_H

          =274.1,7366.0,857

          =461,6 MPa.

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

Theo (6.1) [I] với v=1,75 m/s <5 m/s , Z_v=1; với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9, khi đó cần gia công đạt độ nhám R_z=10…40 m, do đó Z_R=0,9; với d_a<700mm, K_xH=1, do đó theo (6.1) và (6.1a):

          [ ] = [ ]Z_vZ_R K_xH=500.1.0,9.1=450 MPa.

Như vậy >[ ] =450 MPa, nhưng chênh lệch không quá 4%, do dó có thể tăng chiều rộng vành răng: b= .a_w3( [ ])²=92.(461,6/450)²=96,804. Lấy b=97 mm.

4.5.2.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.

Theo (6.43) [I] :

          =2T_­3K_F Y_F1/(b_wd_w3m)

Theo bảng (6.7) [I]  =1,08; theo bảng (6.14) [I] với v<2,5 m/s và cấp chính xác 9, =1,37; theo (6.47) [I]

          = g_ov =0,016.73.1,75 =20,32

          Trong đó theo bảng 6.15, =0,016, theo bảng 6.16, g_o=73. Do đó theo (6.46) [I]  K_Fv=1+ b_w d_w3/(2T₃ )

                      =1+20,32.97.138,25/(2. . 1,08.1,37)=1,145

Do đó :   K_F=  K_Fv=1,08. 1,37. 1,145=1,694.

          Với =1,797, =1/ =1/1,797=0,556

          Với =0 , =1-0/140=1

Số răng tương đương:

          z_v1=z₁/cos³ =55/(1)³=55

          z_v2=z₂/cos³ =128/(1)³=128

Theo bảng 6.18 ta được Y_F1=3,639,   Y_F2=3,6

Với m=2,5, Y_S=1,08-0,0695ln(2,5)=1,022; Y_R=1 (bánh răng phay);

K_xF=1 (d_a<400mm), do đó theo (6.2) và (6.2a) [I]:

          [ ]= [ ]. Y_R. Y_S. K_xF=257,1.1. 1,022.1=262,76 MPa

Tương tự tính được:  [ ]=241,775 MPa.

Thay các giá trị vừa tính được vào công thức trên:

          =2T_­3K_F Y_F1/(b_wd_w3m)

                =2. . 1,694. 0,556.1. 3,639/(97.138,25.2,5)

               = 129,4 MPa.

          = 129,4 MPa <[ ]= 262,76 MPa

          =  Y_F2/ Y_F1=129,4. 3,6/3,639=128,013 MPa

          = 128,013 MPa <[ ]= 241,775 MPa

Như vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo.

4.5.3.Kiểm nghiệm răng về độ bền tải.

Theo (6.48) [I] với K_qt=T_max/T=1,2;

          = =461,6 =505,66 MPa< =1260 MPa

 

Theo (6.49) [I] :

          =  K_qt=129,4.1,2=155,28 MPa< =464 MPa

 

          =  K_qt=128,013.1,2=153,6 MPa< =360 MPa

Như vậy điều kiện bền tải được đảm bảo.

4.6. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.

Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng
Thông số	Kí hiệu	Giá trị
Khoảng cách trục	aw3	230 mm
Môđun	m	2,5
Chiều rộng vành răng	bw	97 mm
Tỉ số truyền thực	um	2,327
Góc nghiêng của răng		0
Số răng bánh răng	z1	55
	z2	128
Hệ số dịch chỉnh	x1	0,156
	x2	0,355
Đường kính chia	d1	137,5 mm
	d2	320 mm
Đường kính đỉnh răng	da1	143,23 mm
	da2	326,72 mm
Đường kính đáy răng	df1	132,03 mm
	df2	315,53 mm

 

 

 

CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ HỆ THỐNG XÍCH TẢI

Thông số đầu vào: 

          P₄ =  15,417    kW

          T₄=  1404,045 Nm

          n₄ =  104,863  v/ph

          u_x=2,75

5.1. Chọn loại xích.

Do điều kiện làm việc chịu va đập nhẹ và hiệu suất của bộ truyền xích yêu  cầu cao nên chọn loại xích ống con lăn.

5.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền.

·        Theo bảng 5.4 [I] , với u=2,75, chọn số răng đĩa nhỏ z₁=25, do đó số răng đĩa lớn z₂=uz₁=2,75.25=68,75max=120. Chọn z₂=69.

·        Theo công thức (5.3) [I], công suất tính toán:

P_t=P₄.k.k_zk_n

Trong đó với z₁=25, k_z=25/z₁=1; với n₀₁=200 v/ph, k_n=n₀₁/n₄=1,9; theo công thức (5.4) và bảng 5.6:

          k=k₀k_ak_đck_đk_ck_bt=1.1.1.1,35.1,25.1,3=2,19

Với:             k₀=1 (đường tâm của các đĩa xích làm với phương nằm ngang 1 góc <40 );

          k_a=1 (chọn a=40p);

          k_đc=1 (điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích);

          k_đ=1,35 (tải trọng va đập);

          k_c=1,25 (bộ truyền làm việc 2 ca);

          k_bt=1,3 (môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II – bảng 5.7);

Như vậy:

P_t=P₄.k.k_zk_n=15,417.2,19.1.1,9=64,15 kW

Theo bảng 5.5 với n₀₁=200 v/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p=50,8 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn;

                   P_t<[P]=68,1 kW;

Theo bảng 5.8 thấy p>p_max, để bước xích nhỏ hơn ta dùng xích 2 dãy, theo công thức (5.5) [I] ta được: P_d=P_t/1,7=64,15/1,7=37,74 kW, vậy theo bảng 5.5 ta chọn xích 2 dãy có bước xích p=44,45 mm.

·        Khoảng cách trục: a=40p=40.44,45=1778 mm.

Theo công thức (5.12) số mắt xích :

          x=2a/p+0,5(z₁+z₂)+(z₂-z₁)²p/(4 a)

            =2.1778/44,45+0,5(25+69)+(69-25)².44,45/(4 .1778)=128,2

Lấy số mắt xích chẵn x=128, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13):

a=0,25p{x_c-0,5(z₁+z₂)+ }

            =0,25.44,45{128-0,5(25+69)+ }

            =1772,9 mm. Chọn a= 1773 mm.

Để xích không chịu lực căng quá lớn, giảm a 1 lượng bằng:

          a=0,003a 5,32 mm. Do đó a=1768 mm.

·        Số lần va đập của xích: Theo (5.14) [I] :

i=z₁n₄/(15x)=25.104,863/ (15.128)=1,365<[i]=15 (bảng 5.9 [I]).

5.3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền.

Theo (5.15); s=Q/(k_đF_t+F₀+F_v)

·        Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q=344800 N, khối lượng 1 mét xích q= 14,4 kg;

·        k_đ=1,35(tải trọng va đập);

·        v=z₁pn₄/60000=25.44,45.104,863/60000=1,94 m/s

F_t=1000P₄/v=1000.15,417/1,94=7946,9 N;

F_v=qv²=14,4.1,94²=54,2 N;

F₀=9,81k_fqa=9,81.4.14,4.1,773=1001,84 N;

Trong đó : k_f=4 (bộ truyền nghiêng 1 góc <40 );

Do đó: s=344800/(1,35.7946,9 +1001,84+54,2)=29,26

Theo bảng 5.10 với n=200 v/ph, [s]=9,3. Vậy s>[s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

5.4. Đường kính đĩa xích.

Theo công thức (5.17) và bảng 13.4 [I]:

          d₁=p/sin( /z₁)=44,45/sin( /25)=354,65 mm

          d₂=p/sin( /z₂)=44,45/sin( /69)=976,61 mm

          d_a1=p[0,5+cotg( /z₁)]=374,08 mm;             d_a2=997,82 mm

          d_f1=d₁-2r=354,65-2.12,81=329,03 mm;      d_f2=950,99 mm

Với r=0,5025d₁+0,05=0,5025.25,4+0,05=12,81mm và d₁=25,4 (xem bảng 5.2).

·        Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) [I]:

          =0,47

          =0,47

               =439,87 MPa.

Trong đó với z₁=25, K_r=0,42; E=2,1.10⁵ MPa; A=802 mm² (bảng 5.12).

k_đ=1,35 (tải trọng va đập tra theo bảng 5.6 [I]), lực va đập trên 2 dãy xích theo (5.19) [I]: F_vđ=13.10^-7n₄p³.2=13.10^-7.104,863.44,45³.2=23,94 N.

Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [ ]=600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. Tương tự đĩa 2 cũng đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc (với cùng vật liệu và nhiệt luyện).

5.5. Xác định lực tác dụng lên trục.

Theo (5.20) [I]: F_r=k_xF_t=1,15.7946,9=9138,94 N;

Trong đó đối với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 40 , k_x=1,15.

5.6. Các thông số của bộ truyền xích.

 

Các thông số của bộ truyền xích
Thông số	Kí hiệu	Giá trị
Loại xích	….	Xích ống con lăn
Bước xích	p	44,45 mm
Số mắt xích	x	128
Khoảng cách trục	a	1768 mm
Số răng đĩa xích nhỏ	z1	25
Số răng đĩa xích lớn	z2	69
Vật liệu đĩa xích	Thép 45	[ ]=600 MPa
Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ	d1	354,65 mm
Đường kính vòng chia đĩa xích lớn	d2	976,61 mm
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ	da1	374,08 mm
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn	da2	997,82 mm
Bán kính đáy	r	12,81mm
Đường kính chân xích đĩa xích nhỏ	df1	329,03 mm
Đường kính chân xích đĩa xích lớn	df2	950,99 mm
Lực tác dụng lên trục	Fr	9138,94 N

 

 

 

 

 

 

 

 

CHƯƠNG 6: THIẾT KẾ TRỤC

6.1. Chọn khớp nối.

          Mômen cần truyền:                 T=T_dc=57316 Nmm

          Đường kính trục động cơ:        d_dc=42 mm

6.1.1.Tính chọn khớp nối.

Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục, ta chọn khớp nối theo điều kiện:

          T

          d_t

          Trong đó:

·        T là mômen xoắn cần truyền: T=T_dc=57316 Nmm.

·        d_t là đường kính trục cần truyền:

d_t= d_sb=

Chọn =16 MPa  d_t= =26,16 mm.

          T

          d_t

Theo bảng 16-10a [II] ta được các thông số:

          =125 Nm

          =36 mm

          z=4

D_o=90 mm

Tra bảng 16.10b [II]  với T=125 Nm, ta được:

          l₁=34 mm

          l₃=28 mm

          d_c= 14 mm

6.1.2. Lực từ khớp nối tác dụng lên trục.

          F_k= = =126,1 N.

Bảng các thông số khớp nối:

Thông số khớp nối
Thông số	Giá trị
Mômen xoắn lớn nhất có thể đạt được,  (Nm)	125
Đường kính lớn nhất của trục nối,  (mm)	36
Số chốt	4
Đường kính vòng tâm chốt, Do (mm)	90
Chiều dài phần tử đàn hồi, l3 (mm)	28
Chiều dài đoạn congxon của chốt,  l1 (mm)	34
Đường kính của chốt đàn hồi, dc (mm)	14

 

6.2. Tính trục.

6.2.1. Chọn vật liệu.

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có =600 MPa, ứng suất xoắn cho phép

=15…30 MPa.

6.2.2. Tính sơ bộ đường kính trục.

Áp dụng công thức: d   mm

Trong đó:

·        d - Đư­ờng kính trục,  (mm).

·        T – Mômen xoắn, (Nmm).

·        [ ]_x – ứng suất xoắn cho phép: [ _x] =12...20 (MPa)

            Lấy giá trị nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc

            Lấy giá trị lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc.

a. Trục 1, khớp nối và bánh răng côn răng thẳng.

T₁=56743 Nmm  ;    d₁ =26,08 mm

Trong đó ta lấy  :  [t_x1]=16   MPa.

Trục 1 là trục vào hộp giảm tốc, lắp bằng khớp nối với trục động cơ nên chọn d₁ theo tiêu chuẩn thỏa mãn : d₁=(0,8…1,2)d_dc=33,6…50,4 mm

Vậy chọn theo tiêu chuẩn : d₁=35 mm.

Với d₁=35 mm, tra bảng 10.2 tr 189 [I] được chiều rộng ở lăn b₀₁=21 mm.

b. Trục 2, bánh răng côn răng thẳng và bánh răng trụ răng nghiêng.

T₂=214692 Nmm ;    d₂ =37,72 mm

Trong đó ta lấy  :  [t_x2]=20   MPa.

Vậy chọn theo tiêu chuẩn : d₂=40 mm.

Với d₂=40 mm, tra bảng 10.2 tr 189 [I] được chiều rộng ở lăn b₀₂=23 mm.

c. Trục 3, bánh răng trụ răng nghiêng và bánh răng trụ răng thẳng.

T₃=632927 Nmm ;    d₃ =54,1 mm

Trong đó ta lấy  :  [t_x3]=20   MPa.

Vậy chọn theo tiêu chuẩn : d₃=55 mm.

Với d₃=55 mm, tra bảng 10.2 tr 189 [I] được chiều rộng ở lăn b₀₃=29 mm.

d. Trục 4, trục ra cấp chậm hộp giảm tốc.

T₄=1404045 Nmm ;    d₄ =63,057 mm

Trong đó ta lấy  :  [t_x4]=28   MPa.

Vậy chọn theo tiêu chuẩn : d₄=65 mm.

Với d₄=65 mm, tra bảng 10.2 tr 189 [I] được chiều rộng ở lăn b₀₄=33 mm.

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

          Quy ước:

l_ij là khoảng cách từ phần tử quay thứ j đến gối đỡ 0 trên trục i (i=  ; j=2,3…);

          l_mij là chiều dài mayơ của phần tử quay thứ j trên trục i (i=  ; j=2,3…);

          l_i1 là chiều dài giữa 2 gối đỡ 0 và 1 trên trục i (i=  );

a. Trục 1:

·        Chiều dài mayơ:

+ Chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ:

l_m13=(1,2…1,4) 35=42…49 mm, chọn l_m13=45 mm.

·        Chiều dài mayơ nửa khớp nối đối với trục đàn hồi:

l_mk=(1,4…2,5) d_k (công thức (10.13) tr 189 [I])

trong đó d_k là đường kính trục 1 nối với trục động cơ bằng khớp nối đàn hồi.    l_m01=(1,4…2,5) 35=49…87,5, chọn l_m01=68 mm.

·        Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay:

k₁=8…15 mm. Lấy k₁=10 mm.

·        Khoảng cách từ mặt mút  ổ đến thành trong của hộp:

k₂=5…15 mm. Lấy k₂=10 mm.

·        Khoảng cách từ mặt mút  của chi tiết quay đến nắp ổ:

k₃=10…20 mm. Lấy k₃=15 mm.

·        Chiều cao nắp ổ và đầu bulông:

h_n=15…20 mm. Lấy h_n=20 mm.

·        Chiều dài các đoạn trục:

Theo bảng 10.4 tr 191 [I] với trường hợp hộp giảm tốc bánh răng côn trụ hình 10.10 tr 193 [I], ta có:

l₁₁=(2,5…3)d₁=(2,5…3)35=(87,5…105) mm. Lấy l₁₁=95 mm.

l₁₂=0,5(l_m01+b₀₁)+ k₃+ h_n

   =0,5.(68+21)+ 15+ 20=79,5 mm. Lấy l₁₂=80 mm.

          l₁₃= l₁₁+k₁+k₂+ l_m13+0,5(b₀₁-b₁₃cos )

              =95+10+10+45+0,5(21-45cos(14 16’21’’))=148,7 mm

          Vậy lấy l₁₃=149 mm.

b. Trục 2:

·        Chiều dài mayơ:

+ Chiều dài mayơ bánh răng côn lớn:

l_m22=(1,2…1,4)40=48…56 mm, chọn l_m22=52 mm.

+ Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng nhỏ:

l_m23=(1,2…1,5)40=48…60 mm, chọn l_m23=54 mm.

·        Các khoảng cách: k₁=10 mm, k₂=10 mm, k₃=15 mm, h_n=20 mm.

·        Chiều dài các đoạn trục:

l₂₂=0,5(l_m22+b₀₂)+ k₁+ k₂=0,5. (52+23)+ 10+ 10=57,5 mm.

Lấy l₂₂=58 mm.

          l₂₃= l₂₂ +0,5(l_m22+b₁₃cos )+ k₁

              =57,5+0,5(52+45cos(75 43’38’’))+10=99,05 mm

          Vậy lấy l₂₃=100 mm.

          l₂₁= l_m22+ l_m23+ b₀₂+3k₁+2k₂

              =52+54+23+3.10+2.10=179 mm.

c. Trục 3:

·        Chiều dài mayơ:

l_m32=l_m33=(1,2…1,5)55=66…82,5 mm, chọn l_m32=l_m33=75 mm.

·        Các khoảng cách: k₁=10 mm, k₂=10 mm, k₃=15 mm, h_n=20 mm.

·        Chiều dài các đoạn trục:

l₃₂=0,5(l_m32+b₀₃)+ k₁+ k₂=0,5. (75+29)+ 10+ 10=72 mm.

          l₃₃= l₃₂ +0,5(l_m32+ l_m33)+ k₁

              =72+0,5(75+75)+10=157 mm.

          l₃₁= l_m32+ l_m33+ b₀₃+3k₁+2k₂

              =75+75+29+3.10+2.10=229 mm.

d. Trục 4:

·        Chiều dài mayơ:

l_m43=(1,2…1,5)65=78…97,5 mm, chọn l_m43= l_m42=88 mm.

·        Các khoảng cách: k₁=10 mm, k₂=10 mm, k₃=15 mm, h_n=20 mm.

·        Chiều dài các đoạn trục:

l₄₂=0,5b₀₄+ k₃+ h_n=0,5.33+ 15+ 20=51,5 mm. Chọn l₄₂=52 mm.

l₄₃=0,5(l_m43+b₀₄)+ k₁+ k₂=0,5. (88+33)+ 10+ 10=80,5 mm

     Lấy l₄₃=81 mm.

          l₄₁= l_m42+ b₀₄+3k₁+2k₂

              =88+33+3.10+2.10=171 mm.

6.2.4. Xác định các lực tác dụng lên trục.

• Theo giả thiết :          T₁  =  56,743    (N.m)  ;      n₁  = 2930       (v/p)

                                   T₂  = 214,692   (N.m)  ;      n₂   = 743,655 (v/p)

                                   T₃  =632,927     (N.m) ;      n₃   = 242,233 (v/p)

    T₄  =1404,045   (N.m) ;      n₄   = 104,863 (v/p)

a. Trục 1:

Phân tích lực tác dụng lên trục:

·        Lực phụ từ khớp nối: F_k= F_k= = =126,1  N.

·        Lực vòng ăn khớp trong bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:

F_t1= F_t2=2T₁/d_m1=2.56743/63,8=1778,78 N.

·        Lực hướng tâm ăn khớp trong bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:

F_r1= F_a2= F_t1tg cos =1778,78.tg(20 )cos(14 16’21’’)=627,44 N.

·        Lực dọc trục ăn khớp trong bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:

F_a1= F_r2= F_t1tg sin =1778,78.tg(20 )sin(14 16’21’’)=159,61 N.

·        Phản lực tại 2 gối A ( , ), B ( , ).

Phương chiều các lực biểu diễn trong hình 5.1 dưới đây:

 

Hình 5.1. Sơ đồ đặt lực cho trục 1.

b. Trục 2:

Phân tích lực tác dụng lên trục:

·        Lực vòng ăn khớp trong bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:

F_t2= F_t1=2T₁/d_m1=2.56743/63,8=1778,78 N.

·        Lực hướng tâm ăn khớp trong bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:

F_a2= F_r1= F_t1tg cos = 1778,78.tg(20 )cos(14 16’21’’)=627,44 N.

·        Lực dọc trục ăn khớp trong bộ truyền bánh răng côn răng thẳng:

F_r2= F_a1= F_t1tg sin = 1778,78.tg(20 )sin(14 16’21’’)=159,61 N.

·        Lực vòng ăn khớp trong bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

F_t3= F_t4=2T₂/d_w2=2. 214692 /85,57=5017,93 N.

·        Lực hướng tâm ăn khớp trong bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

F_r3= F_r4= F_t3tg /cos =5017,93.tg(20,679)/cos(15,356)=1964,14 N.

·        Lực dọc trục ăn khớp trong bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

F_a3= F_a4= F_t3tg =5017,93.tg(15,356)=1378,02 N.

·        Phản lực tại 2 gối E ( , ), H ( , ).

Phương chiều các lực biểu diễn trong hình 5.2 dưới đây:

 

Hình 5.2. Sơ đồ đặt lực cho trục 2.

c. Trục 3:

Phân tích lực tác dụng lên trục:

·        Lực vòng ăn khớp trong bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

F_t4= F_t3= 5017,93 N.

·        Lực hướng tâm ăn khớp trong bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

F_r4= F_r3= 1964,14 N.

·        Lực dọc trục ăn khớp trong bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

F_a4= F_a3= 1378,02 N.

·        Lực vòng ăn khớp trong bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

F_t5= F_t6=2T₃/d_w3=2.632927 /138,25 = 9156,27 N.

·        Lực hướng tâm ăn khớp trong bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

F_r5= F_r6= F_t5tg =9156,27.tg(20,772)= 3473,02 N.

·        Lực dọc trục ăn khớp trong bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

F_a5= F_a6= F_t3tg =5017,93.tg(0)=0.

·        Phản lực tại 2 gối I ( , ), N ( , ).

Phương chiều các lực biểu diễn trong hình 5.3 dưới đây:

 

Hình 5.3. Sơ đồ đặt lực cho trục 3.

d. Trục 4:

Phân tích lực tác dụng lên trục:

·        Lực vòng ăn khớp trong bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

F_t6= F_t5= 9156,27 N.

·        Lực hướng tâm ăn khớp trong bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

F_r6= F_r5= 3473,02 N.

·        Lực dọc trục ăn khớp trong bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

F_a6= 0.

·        Lực do xích tác dụng lên trục: F_x =9138,94 N;

·        Phản lực tại các gối đỡ R ( , ), U ( , ).

Phương chiều các lực biểu diễn trong hình 5.4 dưới đây:

 

Hình 5.4. Sơ đồ đặt lực cho trục 4.

6.2.5. Tính các phản lực tại các ổ và vẽ biểu đồ mômen:

a. Trục 1:

Thông số độ lớn lực:

F_k= 126,1 N;        F_t1= 1778,78 N;    F_r1= 627,44 N;      F_a1=159,61 N.

Theo sơ đồ biểu diễn lực trên hình 5.1, ta lập được các phương trình lực và mômen sau:

·        =0 A_x+B_x=F_k-F_t1=126,1 -1778,78=-1652,68 N             (1)

·        =0 A_y+B_y=F_r1=627,44 N                                                         (2)

·        =-B_y.L₁₁-F_r1.L₁₃+F_a1. =0                                             (3)

Từ (3)  pt: 95B_y=-627,44.149+159,61.   B_y=-930,49 N

Vậy chiều  ngược chiều đã giả định.

Từ (2)  A_y=1557,93 N. Vậy chiều  đúng như giả định.

·        =-F_k.L₁₂-B_x.L₁₁-F_t1.L₁₃=0                                                          (4)

Từ (4)  pt: 95B_x=-126,1.80-1778,78.149 B_x=-2896,07 N                  

Vậy chiều  ngược chiều đã giả định.

Từ (1)  A_x=1243,39 N. Vậy chiều  đúng như giả định.

Vậy ta có độ lớn phản lực tại các ổ trên trục 1:

·        Tại A:

A_x=1243,39 N (chiều đúng giả định)

A_y=1557,93 N (chiều đúng giả định)

·        Tại B:

B_x=2896,07 N      (ngược chiều giả định)  

B_y=930,49 N         (ngược chiều giả định)  

Biểu diễn lực đúng, và mômen trên trục 1 như hình 5.5 dưới đây.

 

Hình 5.5. Mômen trên trục 1.

b. Trục 2:

Thông số độ lớn lực:

F_t2= 1778,78 N;                   F_a2= 627,44 N;     F_r2=159,61 N;      

F_t3=5017,93 N;                   F_r3=1964,14 N;     F_a3= 1378,02 N;  

Theo sơ đồ biểu diễn lực trên hình 5.2, ta lập được các phương trình lực và mômen sau:

·        =0 E_x+H_x=F_t2-F_t3=1778,78 -5017,93 = -3239,15 N                (1)

·        =0 E_y+H_y=-F_r2 + F_r3 =-159,61 +1964,14 =1804,53 N   (2)    

·        =-F_r2.L₂₂-F_a2.  + F_r3.L₂₃+ F_a3.          – H_y.L₂₁=0               (3)

·        =F_t2.L₂₂- F_t3.L₂₃- H_x.L₂₁=0                                               (4)

Thay F_r2=159,61 N; L₂₂=58 mm; F_a2= 627,44 N; =241,38 mm; F_r3=1964,14 N; L₂₃=100 mm; F_a3= 1378,02 N; =85,57 mm; L₂₁=179 mm vào pt (3) ta rút được : Hy=951,88 N (Vậy chiều  đúng như giả định).

Thay Hy=951,88 N vào (2) rút ra: E_y=852,65 N (Vậy chiều  đúng như giả định).

Thay F_t2= 1778,78 N; L₂₂=58 mm; F_t3=5017,93 N;       L₂₃=100 mm; L₂₁=179 mm vào (4) ta rút ra được: H_x=-2226,95 N    (Vậy chiều  ngược chiều giả định).

Thay H_x=-2226,95 N vào (1) rút ra: E_x=-1012,2 N (Vậy chiều  ngược chiều giả định).

Vậy ta có độ lớn phản lực tại các ổ trên trục 2:

·        Tại E:

E_x=1012,2 N            (ngược chiều giả định)

E_y=852,65 N              (chiều đúng giả định)

·        Tại H:

H_x=2226,95 N      (ngược chiều giả định)  

H_y=951,88 N        (chiều đúng giả định)

Biểu diễn lực đúng, và mômen trên trục 2 như hình 5.6 dưới đây.

 

Hình 5.6. Mômen trên trục 2.

c. Trục 3:

Thông số độ lớn lực:

F_t4=5017,93 N;                   F_r4=1964,14 N;     F_a4= 1378,02 N;

F_t5= 9156,27 N;                  F_r5=3473,02 N;

Theo sơ đồ biểu diễn lực trên hình 5.3, ta lập được các phương trình lực và mômen sau:

·        =0  I_x+N_x=F_t4+ F_t5=5017,93+9156,27=14174,2           (1)

·        =0  I_y+N_y=- F_r4+ F_r5=-1964,14 +3473,02= 1508,88        (2)   

·        =F_a4. - F_r4.L₃₂+ F_r5.L₃₃- N_y. L₃₁=0                                  (3)

·        = F_t4.L₃₂+ F_t5.L₃₃- N_x. L₃₁=0                                            (4)

Thay F_a4= 1378,02 N; d₂=264,44 mm; F_r4=1964,14 N; L₃₂=72 mm; F_r5=3473,02 N; L₃₃=157 mm; L₃₁=229 mm; vào pt (3) ta rút được :

N_y=2559,16 N (Vậy chiều  đúng như giả định).

Thay N_y=2559,16 N vào (2) rút ra: I_y=-1050,28 N (Vậy chiều  ngược chiều giả định).

Thay F_t4= 5017,93 N; L₃₂=72 mm; F_t5=9156,27 N; L₃₃=157 mm; L₃₁=229 mm; vào (4) ta rút ra được: N_x=7855,13 N      (Vậy chiều  đúng chiều giả định).

Thay N_x=7855,13 N vào (1) rút ra: I_x=6319,07 N (Vậy chiều  đúng chiều giả định).

Vậy ta có độ lớn phản lực tại các ổ trên trục 3:

·        Tại I:

I_x=6319,07 N                      (chiều đúng giả định)

I_y=1050,28 N              (ngược chiều giả định)

·        Tại N:

N_x=7855,13 N      (chiều đúng giả định)   

N_y=2559,16 N      (chiều đúng giả định)

Biểu diễn lực đúng, và mômen trên trục 3 như hình 5.7 dưới đây.

 

Hình 5.7. Mômen trên trục 3.

d. Trục 4:

Thông số độ lớn lực:

F_x =9138,94 N;                   F_t6= 9156,27 N;             F_r6=3473,02 N;

Theo sơ đồ biểu diễn lực trên hình 5.4, ta lập được các phương trình lực và mômen sau:

·        =0  R_x+U_x=          - F_t6=-9156,27 N                                         (1)

·        =0  R_y+U_y=- F_x- F_r6=-9138,94-3473,02=-12611,96               (2)    

·        = F_x.L₄₂- F_r6. L₄₃- U_y. L₄₁=0                                            (3)

·        =- F_t6. L₄₃- U_x. L₄₁=0                                                      (4)

Thay F_x =9138,94 N; L₄₂=52 mm; F_r6=3473,02 N; L₄₃=81 mm; L₄₁= 171 mm; vào (3) ta rút được : U_y=1133,98 N (Vậy chiều  đúng chiều giả định).

Thay U_y=1133,98 N vào (2) ta rút được: R_y=-13745,94 N (Vậy chiều  ngược chiều chiều giả định).

Thay F_t6= 9156,27 N; L₄₃=81 mm; L₄₁= 171 mm; vào (4) ta rút ra được:

U_x=-4337,18 N (Vậy chiều  ngược chiều chiều giả định).

Thay U_x=-4337,18 N vào (1) rút được: R_x=-4819,09 N (Vậy chiều  ngược chiều chiều giả định).

Vậy ta có độ lớn phản lực tại các ổ trên trục 4:

·        Tại R:

R_x=4819,09 N                     (ngược chiều giả định)

R_y=13745,94 N                             (ngược chiều giả định)

·        Tại U:

U_x=4337,18 N               (ngược chiều giả định)  

U_y=1133,98 N               (chiều đúng giả định)

Biểu diễn lực đúng, và mômen trên trục 4 như hình 5.8 dưới đây.

 

Hình 5.8. Mômen trên trục 4.

6.2.6. Xác định đường kính các đoạn trục.

Tính mômen uốn tổng M_j và mômen tương đương M_tđj tại các tiến diện j trên chiều dài trục theo các công thức (10.15) và (10.16) [I]:

          M_j=  Nmm

          M_tđj=  Nmm

Trong đó: M_xj, M_yj lần lượt là mômen uốn trong mặt phẳng x0z, y0z tại các tiết diện j; T_j là mômen xoắn tại tiết diện j;     

Tính đường kính trục tại tiết diện j theo công thức (10.17) [I]:

          d_j=

Trong đó  là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục tra theo bảng 10.5 [I]

a. Trục 1:

·        Tiết diện C:

M_C=  =  =0 Nmm

M_tđC=  =  = 49140,88 Nmm

d_C= = =20,16 mm

Chọn d_C theo tiêu chuẩn bằng 34 mm (lắp khớp nối).

·        Tiết diện A:

M_A=  =  =10088 Nmm

M_tđA=  =  = 50165,66 Nmm

d_A= = =20,3 mm

Chọn d_A theo tiêu chuẩn bằng 35 mm (lắp ổ lăn).

·        Tiết diện B:

M_B= =  =176440,88 Nmm

M_tđB= =  = 183156,25 Nmm

d_B= = =31,25  mm

Chọn d_B theo tiêu chuẩn bằng 35 mm (lắp ổ lăn).

·        Tiết diện D:

M_D= =  =  Nmm

M_tđD= =  = 49403,95 Nmm

d_D= = =20,2  mm

Chọn d_D theo tiêu chuẩn bằng 32 mm (lắp bánh răng).

Khi lắp khớp lên trục và lắp bánh răng côn lên trục ta dùng then bằng để truyền mômen xoắn, kích thước của các then cho trong bảng sau:

Tiết diện	Đường kính trục	Kích thước tiết diện		Chiều sâu rãnh then		Bán kính góc lượn
		b	h	t1	t2	Nhỏ nhất	Lớn nhất
C	34	10	8	5	3,3	0,25	0,4
D	32	10	8	5	3,3	0,25	0,4

 

Kiểm nghiệm độ bền của then tại tiết diện C và D.

          Tại tiết diện C:

                    Chọn l_t=(0,8…0,9)l_m12=(54,4…61,2)  l_t=60 mm

                   Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then:

                   =2T/[dl_t(h-t₁)]             (công thức (9.1) [I])

                   =2.56743/[34.60(8-5)]=18,54 MPa< =100 MPa;

                   Kiểm nghiệm độ bền cắt:

                   =2T/(dl_tb)                   (công thức (9.1) [I])

                   =2.56743/(34.60.10)=5,56 MPa < =30 MPa;

          Tại tiết diện D:

                   Chọn l_t=(0,8…0,9)l_m13=(36…40,5)  l_t=40 mm

                   Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then:

                   =2T/[dl_t(h-t₁)]             (Công thức (9.1) [I])

                   =2.56743/[32.40(8-5)]=29,55 MPa< =100 MPa;

                   Kiểm nghiệm độ bền cắt:

                   =2T/(dl_tb)                   (Công thức (9.1) [I])

                   =2.56743/(32.40.10)=8,87 MPa < =30 MPa;

Vậy chọn then trên trục 1 đủ bền.

b. Trục 2:

·        Tiết diện E:

M_E= =  =0 Nmm

M_tđE= =  = 0 Nmm

d_E= = =0 mm

Chọn d_E theo tiêu chuẩn bằng 30 mm (lắp ổ lăn).

·        Tiết diện F:

M_F= =  =76761 Nmm

M_tđF= =  = 201151,15 Nmm

d_F= = =32,07 mm

Chọn d_F theo tiêu chuẩn bằng 32 mm (lắp bánh răng).

·        Tiết diện G:

M_G= =  =191326,55 Nmm

M_tđG= =  = 266787,15 Nmm

d_G= = =35,23  mm

Chọn d_G theo tiêu chuẩn bằng 36 mm (lắp bánh răng).

·        Tiết diện H:

M_H= =  =  Nmm

M_tđH= =  = 0  Nmm

d_H= = =0  mm

Chọn d_H theo tiêu chuẩn bằng 30 mm (lắp ổ lăn).

Khi lắp bánh răng lên trục răng lên trục ta dùng then bằng để truyền mômen xoắn, kích thước của các then cho trong bảng sau:

Tiết diện	Đường kính trục	Kích thước tiết diện		Chiều sâu rãnh then		Bán kính góc lượn
		b	h	t1	t2	Nhỏ nhất	Lớn nhất
F	32	10	8	5	3,3	0,25	0,4
G	36	10	8	5	3,3	0,25	0,4

 

Kiểm nghiệm độ bền của then tại tiết diện F và G.

          Tại tiết diện F:

                    Chọn l_t=(0,8…0,9)l_m22=(41,6…46,8)  l_t=46 mm

                   Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then:

                   =2T/[dl_t(h-t₁)]             (công thức (9.1) [I])

                   =2.214692,14/[32.46(8-5)]=97,23 MPa< =100 MPa;

                   Kiểm nghiệm độ bền cắt:

                   =2T/(dl_tb)                   (công thức (9.1) [I])

                   =2.214692,14/(32.46.10)=29,17 MPa < =30 MPa;

          Tại tiết diện G:

                   Chọn l_t=(0,8…0,9)l_m23=(43,2…48,6)  l_t=48 mm

                   Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then:

                   =2T/[dl_t(h-t₁)]             (công thức (9.1) [I])

                   =2.214692,14/[36.48(8-5)]=82,8 MPa< =100 MPa;

                   Kiểm nghiệm độ bền cắt:

                   =2T/(dl_tb)                   (công thức (9.1) [I])

                   =2.214692,14/(36.48.10)=24,8 MPa < =30 MPa;

Vậy chọn then trên trục 2 đủ bền.

c. Trục 3:

·        Tiết diện I:

M_I= =  =0 Nmm

M_tđI= =  = 0 Nmm

d_I= = =0 mm

Chọn d_I theo tiêu chuẩn bằng 50 mm (lắp ổ lăn).

·        Tiết diện K:

M_K= =  =832347,7 Nmm

M_tđK= = =996619,43 Nmm

d_K= = =56,6 mm

Chọn d_K theo tiêu chuẩn bằng 60 mm (lắp bánh răng).

·        Tiết diện L:

M_L= =  =594827,93 Nmm

M_tđL= = =808868,26 Nmm

d_L= = =52,8  mm

Chọn d_L theo tiêu chuẩn bằng 55 mm (lắp bánh răng).

·        Tiết diện N:

M_N=  =  Nmm

M_tđN= =  = 0  Nmm

d_N= = =0  mm

Chọn d_N theo tiêu chuẩn bằng 50 mm (lắp ổ lăn).

Khi lắp bánh răng lên trục răng lên trục ta dùng then bằng để truyền mômen xoắn, kích thước của các then cho trong bảng sau:

Tiết diện	Đường kính trục	Kích thước tiết diện		Chiều sâu rãnh then		Bán kính góc lượn
		b	h	t1	t2	Nhỏ nhất	Lớn nhất
K	60	18	11	7	4,4	0,25	0,4
L	55	16	10	6	4,3	0,25	0,4

 

Kiểm nghiệm độ bền của then tại tiết diện K và L.

          Tại tiết diện K:

                   Chọn l_t=(0,8…0,9)l_m32=(60…67,5)  l_t=65 mm

                   Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then:

                   =2T/[dl_t(h-t₁)]             (Công thức (9.1) [I])

                   =2.632927,16/[60.65(11-7)]=81,14 MPa< =100 MPa;

                   Kiểm nghiệm độ bền cắt:

                   =2T/(dl_tb)                   (Công thức (9.1) [I])

                   =2.632927,16/(60.65.18)=18,03 MPa < =30 MPa;

          Tại tiết diện L:

                   Chọn l_t=(0,8…0,9)l_m33=(60…67,5)  l_t=65 mm

                   Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then:

                   =2T/[dl_t(h-t₁)]             (Công thức (9.1) [I])

                   =2.632927,16/[55.65(10-6)]=88,52 MPa< =100 MPa;

                   Kiểm nghiệm độ bền cắt:

                   =2T/(dl_tb)                   (Công thức (9.1) [I])

                   =2.632927,16/(55.65.16)=22,13 MPa < =30 MPa;

Vậy chọn then trên trục 3 đủ bền.

d. Trục 4:

·        Tiết diện V:

M_V= =  =0 Nmm

M_tđV= =  = 1215938,64 Nmm

d_V= = =60,84 mm

Chọn d_V theo tiêu chuẩn bằng 60 mm (lắp đĩa xích).

·        Tiết diện R:

M_R= =  =  Nmm

M_tđR= = = 1305505,8 Nmm

d_R= = =62,3 mm

Chọn d_R theo tiêu chuẩn bằng 65 mm (lắp ổ lăn).

·        Tiết diện S:

M_S= =  =403467,76 Nmm

M_tđS= = =1281129,58 Nmm

d_S= = =61,9  mm

Chọn d_S theo tiêu chuẩn bằng 70 mm (lắp bánh răng).

·        Tiết diện U:

M_U= =  =  Nmm

M_tđU= =  = 0  Nmm

d_U= = =0  mm

Chọn d_U theo tiêu chuẩn bằng 65 mm (lắp ổ lăn).

Khi lắp bánh răng và đĩa xích lên trục ta dùng then bằng để truyền mômen xoắn, kích thước của các then cho trong bảng sau:

Tiết diện	Đường kính trục	Kích thước tiết diện		Chiều sâu rãnh then		Bán kính góc lượn
		b	h	t1	t2	Nhỏ nhất	Lớn nhất
S	70	20	12	7,5	4,9	0,25	0,4
V	60	18	11	7	4,4	0,25	0,4

 

Kiểm nghiệm độ bền của then tại tiết diện S.

          Tại tiết diện K:

                   Chọn l_t=(0,8…0,9)l_m43=(70,4…79,2)  l_t=79 mm

                   Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then:

                   =2T/[dl_t(h-t₁)]             (Công thức (9.1) [I])

                   =2.1404045/[70.79(12-7,5)]= 112,84MPa> =100 MPa;

                   Không thỏa mãn điều kiện bền dập.

                   Kiểm nghiệm độ bền cắt:

                   =2T/(dl_tb)                   (Công thức (9.1) [I])

                   =2.1404045/(70.79.20)=25,38 MPa < =30 MPa;

Vậy trên trục 4 ta dùng 2 then kích thước như trên, đặt cách nhau 180  để mỗi then tiếp nhận 0,75T.

          Tại tiết diện V:

                   Chọn l_t=(0,8…0,9)l_m42=(70,4…79,2)  l_t=79 mm

                   Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then:

                   =2T/[dl_t(h-t₁)]             (Công thức (9.1) [I])

                   =2.1404045/[60.79(11-7)]= 148,1 MPa> =100 MPa;

                   Không thỏa mãn điều kiện bền dập.

                   Kiểm nghiệm độ bền cắt:

                   =2T/(dl_tb)                   (Công thức (9.1) [I])

                   =2.1404045/(60.79.18)=32,9 MPa > =30 MPa;

Vậy trên trục 4 ta dùng 2 then kích thước như trên, đặt cách nhau 180  để mỗi then tiếp nhận 0,75T.

6.2.7. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi và độ cứng.

          Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau:

          s_j= / [s]          (Công thức (10.19) [I])

          Trong đó:

·        [s] – Hệ số an toàn cho phép, thông thường [s]=1,5…2,5 (khi cần tăng độ cứng [s]=2,5…3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục);

·         và  –Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j:

                   =            (Công thức (10.20) [I])

                   =             (Công thức (10.20) [I])

          Trong các công thức (10.20) và (10.21):

·         và  – Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng. Có thể lấy gần đúng =0,436  (đối với thép cacbon) và =0,35 +(70…120) MPa (đối với thép hợp kim); =0,58 ; ; ; ;  – biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j:

                   = ;    = ;

          Đối với trục quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó:

                   =0;                     = =M_j/W_j        ((10.22) [I])

·        Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó:               = = /2=T_j/(2W_oj)              ((10.23) [I])

·        Khi trục quay 2 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó:                  = ;          = = T_j/W_oj                   ((10.24) [I])

·         và  – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra theo bảng 10.7 [I];

·         và  – hệ số, xác định theo các công thức:

                   =( )/K_y                                ((10.25) [I])

                   =( )/K_y                                 ((10.26) [I])

          Trong đó:

                   K_x – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhám bề mặt, cho trong bảng 10.8 [I];

                   K_y – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng 10.9 [I] phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu;

                    và  – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, trị số cho trong bảng 10.10 [I];

                    và  – hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất. Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi,  có thể tra trực tiếp tỉ số  và  – bảng 10.11 [I];

          Với thép 45 có:

=600MPa, =0,436 =0,436 =261,6MPa; =0,58 =0,58. 261,6=151,7 MPa; theo bảng 10.7 [I], =0,05 , =0; chọn [s] =2,5 (không cần kiểm tra độ cứng của trục);

a. Trục 1:

Mặt cắt nguy hiểm là mặt cắt B:

·        Theo bảng 10.8 : K_x=1,06

·        Theo bảng 10.9 : K_y=1,2

·        Theo bảng 10.11 : Tỉ số =2,06;     =1,64

Suy ra:

     =( )/K_y=(2,06+1,06-1)/1,2=1,77

     =( )/K_y=(1,64+1,06-1)/1,2=1,42

·        =0 (trục quay ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng);

·        =M_B/W_B (trục quay ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng);

                   M_B=  =176440,88 Nmm

                   W_B= /32= .35³/32=4209,24 (mm³)

                   Suy ra: =M_B/W_B=176440,88/4209,24=41,92 MPa;

·        = = /2=T_B/(2W_oB)

                   T_B=56743 Nmm

                   W_oB= /16= .35³/16=8418,49 (mm³)

                   Suy ra: = =56743/(2. 8418,49)=3,37

          Thay các số hạng vừa tìm được vào công thức tổng quát, ta được:

                   = = =3,53

                   = = =31,7

Vậy: s_B= / =3,53. 31,7/ =3,5 >[s]=2,5

Vậy trục 1 đảm bảo độ cứng và độ bền mỏi.

b. Trục 2:

Mặt cắt nguy hiểm là mặt cắt G:

·        Theo bảng 10.8 : K_x=1,06

·        Theo bảng 10.9 : K_y=1,2

·        Theo bảng 10.11 : Tỉ số =2,06;     =1,64

Suy ra:

     =( )/K_y=(2,06+1,06-1)/1,2=1,77

     =( )/K_y=(1,64+1,06-1)/1,2=1,42

·        =0 (trục quay ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng);

·        =M_G/W_G (trục quay ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng);

                   M_G=  =191326,55 Nmm

                   W_G= -

                        = - =3913,08 mm³

                   Suy ra: =M_G/W_G=191326,55 /3913,08 =48,83 MPa;

·        = = /2=T_G/(2W_oG)

                   T_G=214692,14 Nmm

                   W_oG= -

                          == - =8493,52 mm³

                   Suy ra: = =214692,14/(2.8493,52)=12,64 MPa;

          Thay các số hạng vừa tìm được vào công thức tổng quát, ta được:

                   = = =3,77

                   = = =8,45

Vậy: s_G= / =3,77. 8,45/ =3,44 >[s]=2,5

Vậy trục 2 đảm bảo độ cứng và độ bền mỏi.

c. Trục 3:

Mặt cắt nguy hiểm K:

·        Theo bảng 10.8 : K_x=1,06

·        Theo bảng 10.9 : K_y=1,2

·        Theo bảng 10.11 : Tỉ số =2,52;     =2,03

Suy ra:

     =( )/K_y=(2,52+1,06-1)/1,2=2,15

     =( )/K_y=(2,03+1,06-1)/1,2=1,74

·        =0 (trục quay ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng);

·        =M_K/W_K (trục quay ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng);

                   M_K=  =832347,7 Nmm

                   W_K= -

                        = - =18256,3 mm³

                   Suy ra: =M_K/W_K=832347,7/18256,3=45,59 MPa;

·        = = /2=T_K/(2W_oK)

                   T_K=632927,16 Nmm

                   W_oK= -

                          == - =39462,05 mm³

                   Suy ra: = =632927,16/(2.39462,05)=8,02 MPa;

          Thay các số hạng vừa tìm được vào công thức tổng quát, ta được:

                   = = =2,67

                   =          = =10,87

Vậy: s_K= / =2,67.10,87/ =2,59 >[s]=2,5

Mặt cắt nguy hiểm L:

·        Theo bảng 10.8 : K_x=1,06

·        Theo bảng 10.9 : K_y=1,2

·        Theo bảng 10.11 : Tỉ số =2,52;     =2,03

Suy ra:

     =( )/K_y=(2,52+1,06-1)/1,2=2,15

     =( )/K_y=(2,03+1,06-1)/1,2=1,74

·        =0 (trục quay ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng);

·        =M_L/W_L (trục quay ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng);

                   M_L=  =594827,93 Nmm

                   W_L= -

                        = - =14238,4 mm³

                   Suy ra: =M_L/W_L=594827,93/14238,4=41,78 MPa;

·        = = /2=T_L/(2W_oL)

                   T_L=632927,16 Nmm

                   W_oL= -

                          == - =30572,24 mm³

                   Suy ra: = =632927,16/(2.30572,24)=10,35 MPa;

          Thay các số hạng vừa tìm được vào công thức tổng quát, ta được:

                   = = =2,9

                   = = =8,42

Vậy: s_L= / =2,9.8,42/ =2,74 >[s]=2,5

Vậy trục 3 đảm bảo độ cứng và độ bền mỏi.

d. Trục 4:

Mặt cắt nguy hiểm R:

·        Theo bảng 10.8 : K_x=1,06

·        Theo bảng 10.9 : K_y=1,2

·        Theo bảng 10.11 : Tỉ số =2,52;     =2,03

Suy ra:

     =( )/K_y=(2,52+1,06-1)/1,2=2,15

     =( )/K_y=(2,03+1,06-1)/1,2=1,74

·        =0 (trục quay ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng);

·        =M_R/W_R (trục quay ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng);

                   M_R=  =  Nmm

                   W_R= = =26961,25 mm³

                   Suy ra: =M_R/W_R= /26961,25= 17,63 MPa;

·        = = /2=T_R/(2W_oR)

                   T_R=1404045 Nmm

                   W_oR= = =53922,49 mm³

                   Suy ra: = =1404045/(2. 53922,49)=13,02 MPa;

          Thay các số hạng vừa tìm được vào công thức tổng quát, ta được:

                   = = =6,9

                   = = =6,7

Vậy: s_R= / =6,9.6,7/ =4,8 >[s]=2,5

Mặt cắt nguy hiểm S:

·        Theo bảng 10.8 : K_x=1,06

·        Theo bảng 10.9 : K_y=1,2

·        Theo bảng 10.11 : Tỉ số =2,52;     =2,03

Suy ra:

     =( )/K_y=(2,52+1,06-1)/1,2=2,15

     =( )/K_y=(2,03+1,06-1)/1,2=1,74

·        =0 (trục quay ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng);

·        =M_S/W_S (trục quay ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng);

                   M_S=  =403467,76 Nmm

                   W_S= -

                        = - =25303,41 mm³

                   Suy ra: =M_S/W_S=403467,76/25303,41=15,95 MPa;

·        = = /2=T_S/(2W_oS)

                   T_S=1404045 Nmm

                   W_oS= -

                          == - =58977,36 mm³

                   Suy ra: = =1404045/(2.58977,36)=11,9 MPa;

          Thay các số hạng vừa tìm được vào công thức tổng quát, ta được:

                   = = =7,63

                   = = =7,33

Vậy: s_S= / =7,63.7,33/ =5,3 >[s]=2,5

Vậy trục 4 đảm bảo độ cứng và độ bền mỏi.

6.2.8. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

          Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh, công thức (10.27) [I] dùng kiểm nghiệm độ bền tĩnh:

           = [ ]

          Trong đó:

          =M_max/(0,1d³)               (Công thức (10.28) [I])

          = T_max/(0,2d³)               (Công thức (10.29) [I])

          [ ]=0,8                      (Công thức (10.30) [I])

Với M_max và T_max – Mômen uốn lớn nhất và mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải, Nmm;  - giới hạn chảy của vật liệu trục, MPa.

a. Trục 1:

·        M_max=M_B=  =176440,88 Nmm

·        T_max=56743 Nmm

·        d=d_B=35 mm

Suy ra:

          =M_max/(0,1d³)= 176440,88 /(0,1. 35³)=41,15 MPa

          = T_max/(0,2d³)= 56743/(0,2.35³)=6,62 MPa

           = = =42,72 MPa

          [ ]=0,8 =0,8.450=360 MPa

          Vậy: <[ ] (Trục 1 đảm bảo điều kiện bền tĩnh)

b. Trục 2:

·        M_max= M_G=  =191326,55 Nmm

·        T_max=214692,14 Nmm

·        d=d_G=36 mm

Suy ra:

          =M_max/(0,1d³)= 191326,55/(0,1. 36³)=41,01 MPa

          = T_max/(0,2d³)= 214692,14/(0,2.36³)=23,01 MPa

           = = =57,19 MPa

          [ ]=0,8 =0,8.450=360 MPa

          Vậy: <[ ] (Trục 2 đảm bảo điều kiện bền tĩnh)

c. Trục 3:

·        M_max=M_K=  =832347,7 Nmm

·        T_max=632927,16 Nmm

·        d=d_K=60 mm

Suy ra:

          =M_max/(0,1d³)= 832347,7/(0,1. 60³)= 38,53 MPa

          = T_max/(0,2d³)= 632927,16/(0,2.60³)= 14,65 MPa

           = = =46,13 MPa

          [ ]=0,8 =0,8.450=360 MPa

          Vậy: <[ ] (Trục 3 đảm bảo điều kiện bền tĩnh)

d. Trục 4:

·        M_max= M_R=  =  Nmm

·        T_max=1404045 Nmm

·        d=d_R=65 mm

Suy ra:

          =M_max/(0,1d³)= /(0,1. 65³)= 17,3 MPa

          = T_max/(0,2d³)= 1404045/(0,2.65³)= 25,56 MPa

           = = =47,53 MPa

          [ ]=0,8 =0,8.450=360 MPa

          Vậy: <[ ] (Trục 4 đảm bảo điều kiện bền tĩnh)

 

 

 

 

 

CHƯƠNG 7: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ

7.1. Tính toán chọn ổ cho trục 1.

a. Tính chọn ổ:

·        d_A=d_B= 35 mm (đường kính chỗ cần lắp ổ);

·        Theo tính toán độ lớn lực dọc trục và hướng tâm trên trục 1 ta có lập tỉ số F_a/F_r= 159,61/627,44=0,25 <0,3 không lớn nhưng do yêu cầu lắp bánh răng côn phải có vị trí nhất định và không thay đổi trong quá trình làm việc: Nên ta dùng ổ đũa côn, dùng 2 ổ cùng loại trên trục 1, số hiệu ổ 7307 có C=48,1 KN; C₀=35,3 KN, =12 .

b. Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

·        Theo bảng 11.4 [I] , với ổ đũa đỡ-chặn, e=1,5tg =1,5tg12 =0,319

·        Theo (11.7) [I], lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ:

F_sA=0,83e F_rA=0,83.0,319.1993,28=527,76 N;

Trong đó: F_rA= = =1993,28 N;

F_sB=0,83e F_rB=0,83.0,319.3041,88 =805,4 N;

Trong đó: F_rB= = =3041,88 N;

 

Sơ đồ bố trí ổ trên trục 1.

·        Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí ổ đã chọn trên ta có:

Tại A:

          = F_sA- F_a1=527,76-159,61=368,15 N< F_sA=527,76 N

Do đó: = F_sA=527,76 N;

Tại B:

          = F_sB- F_a1=805,4-159,61=645,79 N< F_sB=805,4 N

Do đó: = F_sB=805,4 N.

·        Xác định các hệ số tải trọng X, Y:

Tại A:

          F_aA/(VF_rA)= 527,76/(1.1993,28)=0,265

Tại B:

          F_aB/(VF_rB)= 805,4/(1.3041,88)=0,265

·        Theo công thức (11.3), tải trọng quy ước trên ổ A và B;

Q_A=(XVF_rA+YF_aA)k_tk_đ=(1.1.1993,28+0.527,76)1.1,2=2391,94 N

Q_B=(XVF_rB+YF_aB)k_tk_đ=(1.1.3041,88+0.805,4)1.1,2=3650,26 N

Trong đó: k_t – là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ: k_t=1;

                k_đ- là hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3 [I] chọn k_đ=1,2.

·        Theo (11.12) [I] tải trọng động tương đương:

Q_E=Q_EB= =Q_B

Q_E=3650,26[1^10/3.0,7+0,8^10/3.0,3]^0,3=3467,44 N

Trong đó: với ổ đũa m= 10/3; L_hi- xem sơ đồ hình 7.1 dưới đây:

 

Hình 7.1. Sơ đồ tải trọng.

                       L_h1 – thời gian mở máy nhỏ không đáng kể nên ta không tính;

·        Theo (11.1) khả năng tải động của ổ:

C_đ= Q_EL^0,3=3467,44.4219,2^0,3=42,42 kN< C=48,1 KN.

Trong đó: L=60n10^-6L_h=60.2930.10^-6.24000=4219,2 triệu vòng.

Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động.

Thông của ổ trên trục 1:

Kí hiệu ổ	Thông số
7307- cỡ trung	d	D	T	C	C0
	35 mm	80 mm	22,75 mm	48,1 kN	35,3 kN

c. Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

          Theo bảng 11.6, với ổ đũa côn X₀=0,5 (hệ số tải trọng hướng tâm); Y₀=0,22cotg =0,22cotg =1,035 (hệ số tải trọng dọc trục); theo công thức (11.9) [I], khả năng tải tĩnh:

          Q_t=X₀F_r+Y_­0F_a=0,5.3041,88+1,035.805,4=2354,53 N< F_rB=3041,88 N

Như vậy: Q_t= F_rB=3041,88 N<< C₀=35,3 kN.

Ổ chọn thỏa mãn khả năng tải tĩnh.

7.2. Tính toán chọn ổ cho trục 2.

a. Tính chọn ổ:

·        d_E=d_H= 30 mm (đường kính chỗ cần lắp ổ);

·        Theo tính toán  độ lớn lực dọc trục và hướng tâm trên trục 2 ta có lập tỉ số F_at/F_rt= (627,44+1378,02)/(1964,14-159,61)=1,11>0,3 tải trọng lớn yêu cầu độ cứng cao: Nên ta dùng ổ đũa côn, dùng 2 ổ cùng loại trên trục 2, số hiệu ổ 7306 có C=40 KN; C₀=29,9 KN, =13,5 .

b. Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

·        Theo bảng 11.4 [I] , với ổ đũa đỡ-chặn, e=1,5tg =1,5tg13,5 =0,36

·        Theo (11.7) [I], lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ:

F_sE=0,83e F_rE=0,83.0,36.1323,5 =395,54 N;

Trong đó: F_rE= = =1323,5 N;

F_sH=0,83e F_rH=0,83.0,36.2421,86 =723,65 N;

Trong đó: F_rH= = =2421,86 N;

 

          Sơ đồ bố trí ổ trên trục 2.

·        Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí ổ đã chọn trên ta có:

Tại E:

          = F_sE- F_at= F_sE- (F_a2+F_a3)

                  =395,54-(627,44+1378,02)=-1609,92 N< F_sE=395,54 N

Do đó: = F_sE=395,54 N;

Tại H:

          = F_sH- F_at= F_sE- (F_a2+F_a3)

                   =723,65-(627,44+1378,02)=-1281,81 N< F_sH=723,65 N

Do đó: = F_sH=723,65 N.

·        Xác định các hệ số tải trọng X, Y:

Tại E:

          F_aE/(VF_rE)=395,54/(1.1323,5)=0,299

Tại H:

          F_aH/(VF_rH)=723,65/(1.2421,86)=0,299

·        Theo công thức (11.3), tải trọng quy ước trên ổ E và H;

Q_E=(XVF_rE+YF_aE)k_tk_đ=(1.1.1323,5+0.395,54)1.1,2=1588,2 N

Q_H=(XVF_rH+YF_aH)k_tk_đ=(1.1.2421,86+0.723,65)1.1,2=2906,23 N

Trong đó: k_t – là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ: k_t=1;

                k_đ- là hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3 [I] chọn k_đ=1,2.

·        Theo (11.12) [I] tải trọng động tương đương:

Q_E=Q_EH= =Q_H

Q_E=2906,23[1^10/3.0,7+0,8^10/3.0,3]^0,3=2760,67 N

Trong đó: với ổ đũa m= 10/3; L_hi- xem sơ đồ hình 7.1 trên;

                         L_h1 – thời gian mở máy nhỏ không đáng kể nên ta không tính;

·        Theo (11.1) khả năng tải động của ổ:

C_đ= Q_EL^0,3=2760,67.1070,86^0,3=22,4 kN< C=40 KN.

Trong đó: L=60n10^-6L_h=60.743,655.10^-6.24000=1070,86 triệu vòng.

Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động.

Thông của ổ trên trục 2:

Kí hiệu ổ	Thông số
7306- cỡ trung	d	D	T	C	C0
	30 mm	72 mm	20,75 mm	40 kN	29,9 kN

c. Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

          Theo bảng 11.6, với ổ đũa côn X₀=0,5 (hệ số tải trọng hướng tâm); Y₀=0,22cotg =0,22cotg =0,92 (hệ số tải trọng dọc trục); theo công thức (11.9) [I], khả năng tải tĩnh:

          Q_t=X₀F_r+Y_­0F_a=0,5.2421,86 +0,92.723,65 =1876,69 N< F_rH=2421,86 N

Như vậy: Q_t= F_rH=2421,86 N<< C₀=29,9 kN.

Ổ chọn thỏa mãn khả năng tải tĩnh.

7.3. Tính toán chọn ổ cho trục 3.

a. Tính chọn ổ:

·        d_I=d_N= 50 mm (đường kính chỗ cần lắp ổ);

·        Theo tính toán  độ lớn lực dọc trục và hướng tâm trên trục 2 ta có lập tỉ số F_a/F_rt= (1378,02)/(3473,02-1964,14)=0,9>0,3 tải trọng lớn yêu cầu độ cứng cao: Nên ta dùng ổ đũa côn, dùng 2 ổ cùng loại trên trục 3, số hiệu ổ 7310 có C=96,6 KN; C₀=75,9 KN, =11,67 .

b. Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

·        Theo bảng 11.4 [I] , với ổ đũa đỡ-chặn, e=1,5tg =1,5tg11,67 =0,31

·        Theo (11.7) [I], lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra trên các ổ:

F_sI=0,83e F_rI=0,83.0,31.6405,76=1648,2 N;

Trong đó: F_rI= = =6405,76 N;

F_sN=0,83e F_rN=0,83.0,31.8261,5=2125,68 N;

Trong đó: F_rN= = =8261,5 N;

 

Sơ đồ bố trí ổ trên trục 3.

·        Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí ổ đã chọn trên ta có:

Tại I:

          = F_sI- F_a= F_sI-F_a4=1648,2-1378,02=270,18 N< F_sI=1648,2 N

Do đó: = F_sI=1648,2 N;

Tại N:

          =F_sN-F_a=F_sN-F_a4

                              =2125,68-1378,02=747,66 NsN=2125,68 N

Do đó: = F_sN=2125,68 N.

·        Xác định các hệ số tải trọng X, Y:

Tại I:

          F_aI/(VF_rI)=1648,2/(1.6405,76)=0,26

Tại N:

          F_aN/(VF_rN)=2125,68/(1.8261,5)=0,26

·        Theo công thức (11.3), tải trọng quy ước trên ổ I và N;

Q_I=(XVF_rI+YF_aI)k_tk_đ=(1.1.6405,76+0.1648,2)1.1,2=7686,91 N

Q_N=(XVF_rN+YF_aN)k_tk_đ=(1.1.8261,5+0.2125,68)1.1,2=9913,8 N

Trong đó: k_t – là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ: k_t=1;

                k_đ- là hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3 [I] chọn k_đ=1,2.

·        Theo (11.12) [I] tải trọng động tương đương:

Q_E=Q_EN= =Q_N

Q_E=9913,8[1^10/3.0,7+0,8^10/3.0,3]^0,3=9417,27 N

Trong đó: với ổ đũa m= 10/3; L_hi- xem sơ đồ hình 7.1 trên;

                         L_h1 – thời gian mở máy nhỏ không đáng kể nên ta không tính;

·        Theo (11.1) khả năng tải động của ổ:

C_đ= Q_EL^0,3=9417,27.348,82^0,3=54,54 kN< C=96,6 KN.

Trong đó: L=60n10^-6L_h=60.242,233.10^-6.24000=348,82 triệu vòng.

Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động.

Thông của ổ trên trục 3:

Kí hiệu ổ	Thông số
7310- cỡ trung	d	D	T	C	C0
	50 mm	110 mm	29,25 mm	96,6 kN	75,9 kN

 

c. Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

          Theo bảng 11.6, với ổ đũa côn X₀=0,5 (hệ số tải trọng hướng tâm); Y₀=0,22cotg =0,22cotg =1,065 (hệ số tải trọng dọc trục); theo công thức (11.9) [I], khả năng tải tĩnh:

          Q_t=X₀F_r+Y_­0F_a=0,5.8261,5+1,065.2125,68=6394,6 N< F_rN=8261,5 N

Như vậy: Q_t= F_rN=8261,5 N<< C₀=75,9 kN.

Ổ chọn thỏa mãn khả năng tải tĩnh.

7.4. Tính toán chọn ổ cho trục 4.

a. Tính chọn ổ:

·        d_R=d_U= 65 mm (đường kính chỗ cần lắp ổ);

·        Tải trọng lớn, chỉ có lực hướng tâm: Nên ta dùng ổ đũa đỡ lòng cầu 2 dãy, dùng 2 ổ cùng loại trên trục 4, số hiệu ổ 3613 có C=140 KN; C₀=145 KN.

b. Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

·        Vì trên đầu ra của trục có lắp nối đĩa xích, nên cần chọn chiều của F_x ngược với chiều đã dùng khi tính trục tức là cùng chiều với R_y. Khi đó phản lực trên mặt phẳng zoy :

          = F_xL₄₂ +F_r6L₄₃+U_yL₄₃=0                                      (1)

          Thay: F_x=9138,94 N; L₄₂=52 mm; F_r6=3473,02 N; L₄₃=81 mm; L₄₁=171 mm; vào (1) ta rút ra được: U_y= -4424,2 N;

                   =U_y+ F_r6-R_y- F_x=0                                          (2)

          Thay: F_x=9138,94 N; U_y= -4424,2 N; F_r6=3473,02 N; vào (2) ta rút ra được: R_y= -10090,12 N;

          Dấu “-“ chứng tỏ các phản lực này ngược với chiều F_x­. Như vậy phản lực tổng trên 2 ổ:

Tại R:

          F_rR= = =11181,87 N;

Tại U:

          F_rU= = =6195,54 N;

          Trong khi đó theo đầu bài phản lực tại 2 gối đỡ khi tính trục là F_rR=14566,21 N; F_rU=4482,97 N. Vậy ta tiếm hành tính kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn F_r= F_rR=14566,21 N.

·        Theo công thức (11.3) [I], với F_a=0, tải trọng quy ước:

Q=XVF_rk_đk_t=1.1.14566,21.1,2.1=17479,45 N;

          Trong đó:

                   - Đối với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X=1; V=1 (vòng trong quay);

                   - k_t=1 (nhiệt độ t 100 );

                   - k_đ=1,2 (tải trọng va đập nhẹ tra bảng 11.3 [I]);

·        Theo công thức (11.1) [I], khả năng tải động:

C_d=Q =17479,45 =93079,37 N< C=140 kN

          Trong đó:

                   - Với ổ bi m=3

                   - L=60nL_h/10⁶=60.104,863.24000/10⁶=151 triệu vòng.

c. Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

·        Theo (11.19) với F_a=0, Q₀=X₀F_r=1.14566,21=14566,21 N

Với: X₀=1 (tra bảng 11.6 [I])

          Như vậy: Q₀=14566,21 N=14,6 kN< C₀=145 KN khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo.

Thông của ổ trên trục 4:

Kí hiệu ổ	Thông số
3613- cỡ trung bình	d	D	B	C	C0
	65 mm	140 mm	48 mm	140 kN	145 kN

 

 

 

 

 

 

 

CHƯƠNG 8: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT KHÁC CỦA

 HỘP GIẢM TỐC.

8.1. Vỏ hộp.

- Công dụng: Để gá chặt hầu hết các chi tiết của hộp giảm tốc, định vị trí tương đối của các chi tiết và bộ phận máy, trực tiếp tiếp nhận tải trọng do các chi tiết truyền đến, chứa dầu bôi trơn các bộ truyền trong hộp giảm tốc, bảo vệ các chi tiết máy…

- Chỉ tiêu cơ bản đặt ra khi chế tạo hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ độ cứng cao và giá thành hạ.

- Vật liệu chế tạo hộp giảm tốc: gang xám GX 15 – 32.

- Phương pháp chế tạo:  chọn phương pháp đúc.

- Thành phần của hộp giảm tốc: thành hộp, gân chịu lực, mặt bích, gối đỡ, các loại vít và bulông lắp ghép.

- Chọn bề mặt lắp ghép đi qua đường tâm các trục.

Kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc
Tên gọi	Biểu thức tính toán	Giá trị
Khoảng cách tâm, a	a                           =		mm
Chiều dày: - Thân hộp,                    - Nắp hộp,	=  0,03.a + 3     » =  0,9.             =	10 9	mm mm
Gân tăng cứng:  - Chiều dày, e	e   = 0,9.   =	9	mm
- Chiều cao, h	h  <	58	mm
- Độ dốc	Khoảng	2	Độ
Đường kính: - Bulông nền, d1                       - Bulông cạnh ổ, d2	d1 >  0,04.a+10               »	16	mm
	d2 = (0,7 ¸ 0,8)d1  »	12	mm
Bulông ghép mặt bích và thân, d3	d3  = (0,8¸ 0,9).d2  »	10	mm
Vít ghép lắp ổ, d4	d4 = (0,6¸ 0,7).d2 »	8	mm
Vít ghép nắp cửa thăm, d5	d5 = (0,5¸ 0,6).d2 »	6	mm
Mặt bích ghép nắp và thân
Chiều dày bích thân hộp, s3	s3 = (1,4 ¸ 1,8).d3           »	22	mm
Chiều dày bích nắp hộp, s4	s4 = (0,9 ¸ 1).s3     »	20	mm
Bề rộng bích nắp và thân, k3	k3                          =	48	mm
Mặt đế hộp:
Chiều dày (có phần lồi): S1, S2.	S1 = (1,4 ¸ 1,7).d1 »	24	mm
	S2 = (1 ¸ 1,1).d1      »	18	mm
Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q	K1= 3.d1                          =	48	mm
	q ³  K1 + 2.d	68	mm
Khe hở giữa các chi tiết:
Giữa bánh răng với thành trong của hộp	D ³ (1¸ 1,2).d       =	12	mm
Giữa bánh răng lớn với đáy hộp	D1 ³ (3¸ 5).d          =	40	mm
Giữa mặt bên các b.răng với nhau	D2 ³ d                 =	10	mm
Số lượng bulông nền	Z = (L+B)/(200¸ 300)=	6

 

8.2. Nắp ổ.

- Vật liệu đúc bằng gang xám GX 15 – 32 (tra bảng 18.2 [II]).

Thông số        Trục	D	D2	D3	D4	h	d4	z
1	80	100	125	75	10	M8	4
2	72	90	115	65	10	M8	4
3	110	130	160	100	12	M10	6
4	140	160	190	125	14	M10	6

8.3. Chân đế.

Để cố định hộp giảm tốc trên bệ máy ta làm chân đế ở thân hộp, mặt chân đế làm hai dãy lồi song song, nhằm giảm thời gian gia công, tạo khả năng thoát nhiệt và lưu thông không khí… Số bulông nền là 4.

8.4. Cửa thăm, nút thông hơi và que thăm dầu.

a. Cửa thăm:

Để thuận tiện trong khi sử dụng quan sát được các phần trong hộp giảm tốc cũng như khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, ta làm cửa thăm trên đỉnh hộp. Cửa thăm được đậy bằng nắp, trên nắp có nút thông hơi.

Kích thước cửa thăm.

Thông số	A	B	A1	B1	C	C1	K	R	Vít	Số lượng
Giá trị	100	75	150	100	125	-	87	12	M8x22	4

 

b. Nút thông hơi:

Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm nhiệt độ, tăng độ tản nhiệt và thông khí trong hộp ta làm nút thông hơi.

c. Que thăm dầu:

Que thăm dầu để kiểm tra mức dầu thường xuyên trong khi sử dụng.

8.5. Nút tháo dầu.

Dầu bôi trơn sau một thời gian làm việc thường bị bẩn làm ảnh hưởng đến hiệu quả của việc bôi trơn vì vậy cần phải thay dầu mới và xả hết dầu cũ, để làm việc này cần nút tháo dầu.

Kích thước nút tháo dầu.

Thông số	d	b	m	f	L	c	q	D	S	D0
Giá trị	M20x2	15	9	3	28	2,5	17,8	30	22	25,4

 

8.6. Chốt định vị côn, vòng phớt, vòng chắn mỡ.

a. Chốt định vị côn:

Để đảm bảo vị trí của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như  khi nắp ghép, tránh được hiện tượng biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết chặt bulông.

Số lượng	d	c	l
2	4	0,6	50

 

b. Vòng phớt:

Để bảo vệ ổ khỏi bị bụi bẩn, ngăn phôi kim loại và các tạp chất xâm nhập vào ổ…

Thông số        Trục	dtrục	d0	D	b	Smin
1	35	26	48	6	12
2	30	31	44	6	12
3	50	51	68	7	12
4	65	66	82	7	12

 

Vòng phớt.

 

CHƯƠNG 9: BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH.

9.1. Bôi trơn hộp giảm tốc.

Bôi trơn hộp giảm tốc chủ yếu là bôi trơn bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng. vì vận tốc vòng của các bánh răng nhỏ nên ta chọn phương pháp bôi trơn là ngâm dầu. Chiều sâu ngâm dầu bằng 1/6 bán kính bánh răng lớn cấp nhanh, còn bằng 1/4 bánh răng lơn cấp chậm. Chọn loại dầu là AK – 15, lượng dầu cần thiết để ngâm là:    0,6.2,2 = 1,32 lít.

9.2. Điều chỉnh.

Trong chế tạo không thể không gây ra những sai số vì vậy khi lắp ghép thướng có những sai lệch. Nhất là bộ truyền bánh răng, ở đây là bộ truyền bánh răng trụ, thường xảy ra sự không ăn khớp đúng. Vì vậy khi lắp bộ truyền phải kiểm tra sự ăn khớp đúng. Để kiểm tra sự ăn khớp ngưới ta bôi một lớp sơn trên bề mặt làm việc của bánh răng, sau đó quay bánh răng và quan sát vết sơn trên phần răng ăn khớp, nếu ăn khớp đúng thì các vết tiếp xúc rải đều theo mặt phẳng làm việc của răng. Để đảm bảo độ chính xác về ăn khớp ta dùng phương pháp dịch chuyển trục trên đó đã gá chắc các bánh răng và các ổ. Ngoài ra, trong quá trình làm việc bề mặt các bánh răng thường bị mòn tạo nên các khe hở dọc trục và khe hở hướng tâm làm cho trục bị đảo và dao động, bánh răng ăn khớp kém, bộ truyền làm việc kém có tiếng ổn, khi đó rất cần phải thực hiện hiệu chỉnh. Để điều chỉnh khe hở này cần phải tạo độ dôi ban đầu bằng các tấm đệm điều chỉnh.

9.3. Đánh giá chỉ tiêu kinh tế.

Từ nhiệm vụ và yêu cầu làm việc của hệ thống dẫn động băng tải, trong quá trình tính toán thiết tôi đã rất chú trọng tới tính kinh tế theo quan điểm đảm bảo hệ thống làm việc đúng yêu cầu nhiêm vụ đặt ra với những chi tiết phần nhiều đã được tiêu chuẩn hoá hoặc những chi tiết đảm bảo có thể chế tạo được trong điều kiện thức tại của nền kinh tế và công nghiệp trong nước hiện nay, vật liệu chế tạo ra chi tiết đều có sẵn có cơ tính phù hợp. Yêu cầu đối với người sử dụng hệ thống khá đơn giản, phù hợp với tay nghề của công nhân bậc thấp. Tóm lại về chỉ tiêu kinh tế và chỉ tiêu kỹ thuật hệ thông đảm bảo được.

9.4. Một số yêu cầu khi sử dụng.

- Trước khi vận hành máy phải kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc, chế độ bôi trơn ở các ổ.

- Kiểm tra sự chắc chắn của các mối ghép như bắt chặc các bulông nền …

- Kiểm tra sự ăn khớp đúng của các cặp bánh răng và kiểm tra sự làm việc của bộ truyền xích…

- Theo định kỳ phải tiến hành bảo dưỡng máy.

 

CHƯƠNG 10: DUNG SAI, LẮP GHÉP

10.1. Chọn kiểu lắp.

            Theo yêu cầu của từng bộ phận ta chọn các loại mối ghép sau:

1. Lắp ghép giữa trục với ổ lăn: Lắp theo hệ thống lỗ: H7/h6.

2. Lắp ghép giữa ổ lăn với vỏ hộp: H7/h6.

3. Lắp ghép giữa nắp ổ và thân hộp: H7/h6

4. Lắp ghép giữa bánh răng với trục: H7/s6 (Lắp có đô dôi)

5. Lắp ghép giữa khớp nối với trục:  H9/h6

6. Lắp ghép giữa vòng chắn mỡ với trục: H11/k6 (Kiểu lắp chặt)

          7. Mối ghép then:Then cố định trên trục theo kiểu lắp có độ dôi.

10.2. Sai lệch giới hạn của chiều rộng và chiều sâu rãnh then.

Kích thước tiết diện then bxh	Sai lệch giới hạn của chiều rộng rãnh then	Chiều sâu rãnh then
		Trên trục, t1		Trên bạc, t2.
	Js9	t1	Sai lệch giới hạn	t2	Sai lệch giới hạn
10x8	±0,018	5	+0,2	3,3	+0,2
18x11	±0,021	7	+0,2	4,4	+0,2
16x10	±0,021	6	+0,2	4,3	+0,2
20x12	±0,026	7,5	+0,2	4,9	+0,2

 

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. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí [I], NXB Giáo Dục.

2. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển, Tính Toán Thiết Kế Hệ Thống Dẫn Động Cơ Khí [II], NXB Giáo Dục.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"