MỤC LỤC

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU

CHƯƠNG I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN. 

I. Chọn động cơ

1. Công suất tương đương

2. Công suất cần thiết

3. Chọn động cơ

II. Phân phối tỉ số truyền.

III. Số vòng quay.

IV. Phân phối công suất.

V. Moment xoắn các trục.

CHƯƠNG II. TRUYỀN ĐỘNG ĐAI.

CHƯƠNG III. TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG.

1. Chọn vật liệu.

2. Xác định ứng suất cho phép.

3. Tính toán cấp nhanh.

4. Bộ truyền cấp chậm bánh răng thẳng.

CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ TRỤC.

 I. TRỤC II.

1.Chọn vật liệu.

2.Tính sơ bộ trục II.

3.Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

II.  TRỤC I.

1. Chọn vật liệu .

2. Tính sơ bộ trục I.

3. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

III. TRỤC III.

1. Chọn vật liệu .

2. Tính sơ bộ trục III.

3. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

CHƯƠNG V:MỐI GHÉP THEN.

CHƯƠNG VI: TÍNH CHỌN Ổ LĂN.

I.  TRỤC I..

1. Chọn ổ .

2. Kiểm nghiệm .

a.Kiểm nghiệm khả năng tải động.

b.Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh.

c.Khả năng quá tải .

II. TRỤC II.

1. Chọn ổ .

2. Kiểm nghiệm .

a. Kiểm nghiệm khả năng tải động.

b. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh.

c. Khả năng quá tải.

III. TRỤC III.

1. Chọn ổ .

2. Kiểm nghiệm .

a.Kiểm nghiệm khả năng tải động.

b.Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh.

c.Hệ số quá tải .

CHƯƠNG VII : CHỌN VÀ KIỂM TRA NỐI TRỤC ĐÀN HỒI.

CHƯƠNGVIII:  THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC.

CHƯƠNG IX:CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP.

TÀI LIỆU THAM KHẢO

KẾT LUẬN

LỜI NÓI ĐẦU

     Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí là rất lớn. Hiểu biết lý thuyết và vận dụng nó trong thực tiễn là một yêu cầu cần thiết đối với một người kỹ sư.

     Để nắm vững lý thuyết và chuẩn bị tốt trong viểc trở thành một người kỹ sư trong tương lai. Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí trong ngành cơ khí là một môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí làm quen với những kỹ năng thiết kế, tra cứu và sử dụng tài liệu được tốt hơn, vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống cụ thể. Ngoài ra môn học này còn giúp sinh viên cũng cố kiến thức của các môn học liên quan, vận dụng khả năng sáng tạo và phát huy khả năng làm việc theo nhóm.

     Trong quá trình trình thực hiện đồ án môn học này, chúng em luôn được sự hướng dẫn tận tình của thầy và các thầy bộ môn trong khoa cơ khí.

     Em xin chân thành cảm ơn thầy ………………………, và các  thầy trong bô môn cơ khí đã giúp đỡ chúng em hoàn thành đồ án môn học này.

CHƯƠNG I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI

 TỈ SỐ TRUYỀN

I. Chọn động cơ

1.     Công suất tương đương

 =  = 5,28 (kW)

2.     Công suất cần thiết.

-         Hiệu suất chung

     - Hiệu suất bộ truyền bánh răng

      - Hiệu suất bộ truyền đai

   - Hiệu suất của một cặp ổ lăn

                      - Hiệu suất khớp nối.

   (kW)

3.     Chọn động cơ

Theo nguyên lý lam việc thì công suất động cơ lớn hơn công suất làm việc do đó ta phải chọn đông cơ có công suất động cơ lớn hơn công suất làm việc.

Ta chọn động cơ: 4A132S4Y3 có công suất P=7,5 kW ; số vòng quay n= 1455vòng/phút;  ; ; ; khối lượng: 77kg.

II. Phân phối tỉ số truyền

Tỉ số truyền chung:

Theo tiêu chuẩn tỉ số truyền đai thang u=3-5, ta chọn u=4. Tỉ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp khai triển trừ 6 - 30, ta chọn 8 có ,  .

Tỉ số truyền đai:

u_d =  = = 4,04.

Kiểm tra lại:

III. Số vòng quay

    vòng/phút

       vòng/phút

     vòng/phút

IV. Phân phối công suất

    (kW)

  (kW)

(kW)

V. Moment xoắn các trục

- Moment xoắn động cơ.

 (N.mm)

- Moment xoắn trên các trục

Moment xoắn trên trục I

  (N.mm)

Moment xoắn trên trục II

(N.mm)

Moment xoắn trên trục III

 (N.mm)

Ta có bảng thông số sau:

Bảng 1:

CHƯƠNG II. TRUYỀN ĐỘNG ĐAI

1.     Theo hình 4.1 chọn tiết diện đai.

2.     Theo bảng 4.13 chon đường kính đai nhỏ d₁=165 mm

-         Vận tốc cực đại: v = d₁n₁/60000= .165.1455/60000 = 12,57 m/s nhỏ hơn vận tốc cho phép v_max = 25 m/s.

-         Theo công thức 4.2 với  đường kính bánh đai lớn

d₂ = u.d(1 – )= 4,04.165.(1 – 0,02) = 653,26 mm.

-         Theo bảng 4.26 chon đường kính tiêu chuẩn d₂=710 mm.

-         Như vậy tỉ số truyền thực tế :

U_t = d₂/[d₁(1 – )] = 710/[165(1 – 0,02)]= 4,39

= (u_t –u)/u =[(4,39 – 4,04)/4,04].100% = 8,6%

-         Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng trục.

 A= d₂= 710 mm.

-         Theo công thức 4.4 chiều dài đai

l=2.a + 0,5..(d₁ + d₂) + (d₂ – d₁)²/4a =2.710 + 0,5..(165 + 710) + (710-165)²/4.710 = 2899 mm.

-         Theo bảng 4.13 chọn chiều dài tiêu chuẩn là l = 2800 mm

-         Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s,

Theo bảng 4.15, i= v/l = 12,57/3,15= 3,99/s < 10/s

-         Tính khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2800 mm.

-         Theo 4.6:

a= ( + )/4

-         Với = l – .(d₁ + d₂)/2= 2800 – (165 + 710)/2= 1425,5

-         = (d₂ –d₁)/2 = (710 – 165)/2 =272,5

-         Vậy a= (1425,5 + )/4= 656 mm

-         Theo góc ôm : =180⁰ – (d₂ – d₁).57⁰/a

                           = 180 – (710 – 165).57/750= 138,58⁰ > =120⁰

3.     Xác định số đai:

-         Theo công thức 4.16: z = P₁.K_đ/([P₀]. C₁.C_u.C_z)

-         Theo bảng 4.7 K_đ=1,25

-         Với =138,58⁰ ,=0,88       (tra bảng 4.15)

-         Với l/l₀ = 2800/2240=1,25 ; C_l= 1,083 (tra bảng 4.16)

-         Với u = 4; C_u=1,14 ( tra bảng 4.17)

-         Theo bảng 4.19, với v = 12,57 m/s; d₁=165mm ; suy ra [P₀]= 2,88

-         Với P_l/[P₀]= 6,28/2,88 = 2,18 suy ra C_z=0,95

Vậy z= 5,906.1,25/2,88.0,88.1,083.1,14.0,95= 2,18

Lấy z=2 đai

-         Chiều rộng bánh đai. Theo công thức 4.17 và bảng 4.21:

B = (z – 1).t + 2.e = (2 -1).19 + 2.12,5= 44 mm

-         Đường kính ngoài của bánh đai:

d_a1= d₁ + 2h₀ = 165 + 2.4,2 = 173,4 mm

d_a2= d₂ + 2h₀=710 + 2.4,2 = 718,4 mm

4.     Xác định lực căng ban đầu:

-         Theo 4.19; F₀ = 780.P_l.K_đ/(V..z) + F_v

-         Trong đó: F_v=q_m.V²

Với q_m= 0,178 kg/m  (Tra bảng 4.22): F_v= 0,178.12,57²=28,12 N

Vậy F₀=780.6,28.1,25/(12,57.0,88.2) + 28,12 = 304,8 N

-         Theo 4.21 lực tác dụng lên trục:

-                     F_r= 2.F₀.z.=2.304,8.2.=1140,41 N

Các thông số:

CHƯƠNG III. TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG

1.       Chọn vật liệu

Do không có yêu cầu gì đặc biệt  và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế nên ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.

v Theo bảng 6.1 ta chọn:

-         Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285 có:=850MPa;=580 MPa

-         Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192…240 có có:=750MPa;= 450 MPa

2.       Xác định ứng suất cho phép

-         Theo bảng 6.2 với tôi cải thiện đạt độ rắn HB180…350

= 2HB + 70, S_H = 1,1;   = 1,8HB , SF= 1,75

-         Chọn độ rắn bánh răng nhỏ: HB₁=245

-         Chọn độ rắn bánh răng lớn: HB₂ = 230

-         Khi đó:

= 2.HB₁ + 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa

= 2.HB₂ + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa

 = 1,8.HB₁ = 1,8.245 = 441 MPa

 = 1,8.HB₂ = 1,8.230 = 414 MPa

v Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở:

-         Theo 6.5:

-         N_HO1 = 30. HB^2,4 = 30.245^2,4=1,6.10⁷

-         N_HO2 = 30. HB^2,4 = 30.230^2,4=1,39.10⁷

-         N_FO1=N_FO2 = 4.10⁶

·        Số chu kỳ làm việc tương đương:

-         N_HE = 60.c.(T_i/T_max)³.n_i.t_i

-         N_HE1 = 60.c. = 60.1. (1³.0,7 + (0,8)³.0,3).475.24000

        = 583862400

-         N_HE2 = 60.c. = 60.1.(1³.0,7 + (0,8)³.0,3).124.24000   

             = 152418816

Do: N_HE1 > N_HO1 do đó K_HL1= 1

  N_HE2 > N_HO2 do đó K_HL2= 1

·        Như vậy theo 6.1a sơ bộ xác định được:

[s ] = ( s⁰_Hlim . K_HL ) / S_H

[s_H ]₁  = ( s⁰_Hlim1 . K_HL ) / S_H =(560.1) / 1,1 = 509 MPa

[s_H ]₂  = ( s⁰_Hlim2 . K_HL ) / S_H  = (530.1) / 1,1 = 482 Mpa

- với cấp nhanh sử dụng bánh răng nghiêng do đó theo 6.12:

[s_H] =  = = 495,5 Mpa < 1,25.[ s_H ]₂

·        Với cấp chậm sử dụng bánh răng thẳng va tính ra N_HE đều lớn hơn N_HO nên K_HL=1, do [s_H ]^’  = [s_H ]₂ = 482 MPa

·        Theo 6.7:

-         N_FE = 60.c.(T_i/T_max)⁶.n_i.t_i

-         N_FE1 = 60.c. = 60.1.[1⁶.0,7 +(0,8)⁶. 0,3) ].363.24000

                  = 407012373,5

-         N_FE2 = 60.c. = 60.1.[1⁶.0,7 +(0,8)⁶. 0,3).110.24000
 = 123337082,9

Do:  N_FE1 > N_FO do đó K_FL1= 1

  N_FE2 > N_FO do đó K_FL2= 1

·        Theo 6.2a với bộ truyền quay 1 chiều K_FC= 1 ta được:

[s⁰_F] = ( s⁰_Flim . K_FC .K_FL ) / S_F 

ð [s_F ]₁  = ( 441.1.1 ) / 1,75 = 252 MPa.

ð [s_F]₂  = ( 414.1.1 ) / 1,75 = 236,5  MPa.

v Ứng suất quá tải cho phép. Theo 6.13 và 6.14

v [s_H1 ]_max  = 2.8 [s_ch ]₁ = 2,8.580 = 1624 MPa

v [s_H2 ]_max  = 2.8 [s_ch ]₂ = 2,8.450 = 1260 MPa

v [s_F1 ]_max = 0,8. [s_ch ]₁ = 0,8.580 = 464 MPa

v [s_F2 ]_max = 0,8. [s_ch ]₂ = 0,8.450 = 360 Mpa

3.     Tính toán cấp nhanh:

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

v Xác định sơ bộ khoảng cách trục

-         Theo 6.15a:

a_w= K_a.(u + 1).

-         Trong đó: Tra bảng 6.6 chon  = 0,3  với bánh răng trụ răng nghiêng K_a= 43 ( tra bảng 6.5). Theo 6.16 =0,53 . .(u + 1)=0,53 . 0,3.(3,3 + 1) = 0,68. Do đó theo bảng 6.7 lấy =1,09

ð a_w = 43.(3,3 + 1). = 163,9 mm

ð Lấy a_w= 160

v Xác định các thông số ăn khớp.

-         Theo 6.17: m= (0,01… 0,02). a_w = (0,01… 0.02). 165 = 1,6….3,2.

-         Theo tiêu chuẩn ta chọn m= 2 mm     ( tra bảng 6.8)

-         Chọn sơ bộ = 10⁰, do đó =0,9848

-         Theo 6.31 số răng bánh nhỏ:

  Z₁=  = = 36,64 Lấy Z₁= 37

-         Số răng bánh lớn. Z₂=u. Z₁=3,3.37 =121,1 Lấy Z₂= 121

-         Do tỉ số truyền thực sẽ là: u_m=z₂/z₁= 121/37=3,27

-         Kiểm nghiệm góc β:

cosβ = mZ_t/(2a_w)

ð  Cosβ = [ 2.(37 + 121)] / ( 2.160)

ð  Cosβ = 0,99

β = 8,1⁰ = thỏa điều kiện góc β tính ra nằm trong khoảng 8⁰ – 20⁰(dối với bánh răng nghiêng).

-         Theo công thức trong bảng 6.11, tính được:

Đường  kính vòng chia:

ð  d₁ = m.Z₁ / cos b = 2.37 / 0,99 = 74,7 mm.

ð  d₂ = m.Z₁ / cos b = 2.121 / 0,99 = 244,4 mm.

Đường kính đỉnh răng:

ð  d_a1 = d₁ + 2.(1 + x₁ - ).m = 74,7 + 2.(1 + 0 - 0).2= 78,7 mm.

ð  d_a2 = d₂ + 2.(1 + x₂- )..m = 244,4 + 2.(1 + 0 -0).2= 248,4 mm.

Đường kính đáy răng:

ð  d_f1 = d₁ - (2,5 – 2. x₁).m = 74,7- (2,5 – 2. 0).2= 69,7 mm.

ð  d_f2 = d₂ - (2,5 – 2. X₂).m =244,4- (2,5 – 2. 0).2= 239,4 mm.

Chiều rộng vành răng

b_w = Y_ba . a_w = 0,3 . 160 = 48 mm   Lấy b_w = 48 mm.

v Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

-         Theo 6.33:

.

-         Theo bảng 6.5, Z_M= 274MPa^1/3

-         Theo 6.35:

           tgb_b = cosa_t . tgb

Góc profin răng

a_tw = a_t = arctg( tga / cosb)

a_tw = a_t = arctg(tg20 / 0,99)

a_tw = a_t = 20,18⁰

-         Vậy  tgb_b = cos20,18 . tg8,1= 0,133            b_b = 7,57⁰

-         Theo 6.34: Z_H== = 1,7

-         Theo 6.37: = bw.sinb_b/(.m)= 44.sin(7,57) /(.2)= 0,92

-         Do dó theo 6.38: =

-         Theo 6.38b:

-         = [ 0,92 – 3,2 . (

     = [ 0,92 – 3,2 . ( = 0,91

Vậy ===1,04

-         Đường kính vòng lăn bánh nhỏ.

d_w1= 2.a_w/(u_m + 1)=2.160/(3,3 + 1)=74,41 (mm)

Theo 6.40:  v = π.d_w1.n₁/60000       ( m/s).  

ð  v = p.74,41.363 / 60000 =  1,41 (m/s).

-         với v = 1,41m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9. Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9 và v 2,5 ð = 1,13 ,  = 1,37.

-         Theo 6.42, V_H= d_H. g_o.v.

-         Theo bảng 6.15 d_H= 0,002

-         Theo bảng 6.16 g_o = 73

-         V_H= d_H. g_o.v. =0,002.73.1,41. = 1,43.

-         Theo 6.41:

-         K_HV = 1 +  = 1 +  =1,01.

-           

ð K_H = 1,09.1,13.1,01 = 1,24.

-         Thay các gia trị vừa tính được vào 6.33 ta được:

s_H=274.1,7.1,04. = 695,46 MPa ≤ [s_H]

Thỏa điều kiện: s_H≤ [s_H]

v Kiểm nghiệm độ bền uốn.

-         Theo 6.43:

-         Theo bảng 6.7: K_Fβ - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn K_Fβ = 1,20

-         Theo bảng 6.14 với v = 1,41 m/s và cấp chính xác 9

-         Theo 6.47 :

V_F = d_F. g_o.v. =0,006.73.1,41. = 4,3.

     K_Fv = 1 + =1,02.

Do đó: K_F= K_Fβ . K_Fv = 1,20.1,37.1,02= 1,67.

-         Với =0,91 suy ra = 1/= 1/0,91=1,09.

 =1 – 8,1/140 = 0,94.

-         Số răng tương đương:

           Z_V1= Z₁ / cos³b = 37 / 0,99³ = 38,1.

Ta chọn Z_V1= 38.

Z_V2= Z₂ / cos³b = 121 / 0,99³ = 124,7.

Ta chọn Z_V2= 124.

ð  Theo bảng 6.18 ta chọn được: Y_F1 = 3,7; Y_F2 = 3,6

Vậy:

            = 2.155378,23.1,09.1,09.0,94.3,7/(44.74,41.2)= 196,1 MPa.

-         Với m = 2, Y_s= 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln2= 1,03

-         Y_R= 1, K_xF = 1 (d_a<400 mm)

-         Do đó theo 6.2 và 6.2a:

[s_F]₁= [s_F1].Y_R.Y_S.K_xF= 252.1.1,03.1= 259,56 MPa

[s_F]₂= [s_F2].Y_R.Y_S.K_xF= 236,5.1.1,03.1= 243,59 MPa

- Theo 6.44:                   

σ_F2 =  = 190,8 MPa.  

Thỏa điều kiện :

s_F1   [σ_F]₂ = 259,56Mpa.

σ_F2   [σ_F]₂ = 243,59 Mpa.

v Kiểm nghiệm răng về quá tải.

-         Theo 6.48: σ_Hmax = σ_H.

Với K_qt= T_max/T = 1

-         σ_Hmax1 = σ_H.= 695,46.= 695,46 MPa

vậy: σ_Hmax1 = 695,46 MPa  [s_H1 ]_max  = 1624 MPa

-         Theo 6.49: σ_Fmax = σ_F. K_qt

σ_Fmax1 = σ_F1. K_qt= 196,1.1= 196,1 MPa  [s_F1 ]_max = 464 MPa.

σ_Fmax2 = σ_F2. K_qt= 190,8.1= 190,8 MPa  [s_F1 ]_max = 360 MPa.

Các thông số:

4.     Bộ truyền cấp chậm bánh răng thẳng

v Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

-         Theo 6.15a:

a_w= K_a.(u + 1).

-         Trong đó: Tra bảng 6.6 chon  = 0,4  với bánh răng trụ răng nghiêng K_a= 49,5 ( tra bảng 6.5). Theo 6.16 =0,5 . .(u + 1)=0,5 . 0,4.(2,61 + 1) = 0,722. Do đó theo bảng 6.7 lấy =1,04 (sơ đồ 5)

ð a_w2 = 49,5.(2,42 + 1). = 217.2 mm.

ð Lấy a_w2= 220

v Xác định các thông số ăn khớp.

-         Theo 6.17: m= (0,01… 0,02). a_w = (0,01… 0.02). 220 = 2,2….4,40

-         Theo tiêu chuẩn ta chọn m= 2,5 mm     ( tra bảng 6.8)

-         Do bánh răng thẳng nên  =0

-         Theo 6.31 số răng bánh nhỏ:

  Z₁=  = = 51,46    Lấy Z₁= 51

-         Số răng bánh lớn. Z₂=u. Z₁=2,42.51 =123,42 Lấy Z₂= 120.

-         Do tỉ số truyền thực sẽ là: u_m=z₂/z₁= 120/51=2,35.

-         Do đó : a_w= m.Z_t/2= m.(Z₁ + Z₂)/2= 2,5.(51 + 120)/2 = 213,75 mm

Lấy a_w= 220 mm, do đó cần dịch chỉnh để tăng khoảng cách trục từ 213,75 mm lên 220 mm.

Tính hệ số dịch tâm theo 6.22:

Y = a_w2/m – 0,5.(Z₁ + Z₂) = 220/2,5 – 0,5.(51 + 120)=2,5

K_y= 1000.y/Z_t=1000.2,5/(51 + 120)= 14,61.

Theo bảng 6.10a, tra được: k_x= 1,421.

Hệ số giảm đỉnh răng = k_x.z_t/1000=1,421.(51 + 120)/1000=0,242.

Tổng hệ số dịch chỉnh x_t = y + = 2,5 + 0,242= 2,742.

Do đó hệ số dịch chỉnh bánh răng tính theo 6.26:

X₁=0,5[x_t – (z₂ – z₁).y/z_t]= 0,5.[2,742 – (120– 51).2,5/(51 + 120)]=0,135.

X₂= x_t - x₁= 2,742 – 0,135 = 2,607.

Góc ăn khớp: cos=z_t.m.cos/(2.a_w)= (51 + 120).2,5.cos20⁰/(2.220)=0,934

Do đó: = 24,49⁰

-         Theo công thức trong bảng 6.11, tính được:

Đường  kính vòng chia:

ð  d₁ = m.Z₁ / cos b = 2,5.51 / 1 = 127,5mm.

ð  d₂ = m.Z₂ / cos b = 2,5.120 / 1 = 300 mm.

Đường kính đỉnh răng:

ð  d_a1 = d₁ + 2.(1 + x₁ - ).m = 127,5 + 2.(1 + 0,135 – 0,242).2,5= 131,96 mm.

ð  d_a2 = d₂ + 2.(1 + x₂- ).m = 300 + 2.(1 + 2,607 - 0,242).2,5= 316,82 mm.

Đường kính đáy răng:

ð  d_f1 = d₁ - (2,5 – 2. x₁).m = 127,5 - (2,5 – 2. 0,135).2,5= 121,9 mm.

ð  d_f2 = d₂ - (2,5 – 2. X₂).m = 300 -  (2,5 – 2. 2,607).2,5= 306,78 mm.

Chiều rộng vành răng

b_w = Y_ba . a_w = 0,4 . 220 = 88 mm  

v Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

-         Theo 6.33:

-         Theo bảng 6.5, Z_M= 274MPa^1/3

-         Theo 6.34: Z_H== = 1,62.

-         Do dó theo 6.36a: =

-         Theo 6.38b:

-         = [ 1,88 – 3,2 . (

     = [ 1,88 – 3,2 . (= 1,79

-         Vậy =  == 0,73

-         Đường kính vòng lăn bánh nhỏ.

d_w= 2.a_w/(u_m + 1)=2.220/(2,42 + 1)=128,65 mm.

Theo 6.40:  v = π.d_w.n/60000 ( m/s). 

ð  v = p.128,65.124 / 60000 =  0,83 (m/s)

-         với v = 0,83 m/s theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9. Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9, theo bảng 6.16 g_o = 73.

-         Theo 6.42, V_H= d_H. g_o.v.

-         Theo bảng 6.15 d_H= 0,006

-         V_H= d_H. g_o.v. =0,006.73.0,83. = 3,46.

-         Theo 6.41: do là bánh răng thẳng nên =1

-         K_HV = 1 +  = 1 +  =1,038.

-           

ð K_H = 1,04.1.1,038 = 1,079.

-         Thay các gia trị vừa tính được vào 6.33 ta được:

s_H =274.1,62.0,73=327,31 MPa.

Thỏa điều kiện: s_H = 327,31 MPa≤ [s_H]=482 MPa

v Kiểm nghiệm độ bền uốn

-         Theo 6.43:

-         Theo bảng 6.7: K_Fβ - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn K_Fβ = 1,09

-         Theo bảng 6.14 với v = 0,83 m/s và cấp chính xác 9

-         Theo bảng 6.15: d_F = 0,016

-         Theo 6.47 :

V_F = d_F. g_o.v. =0,016.73.0,83. = 9,24.

     K_Fv = 1 + =1,072

Do đó: K_F= K_Fβ . K_Fv = 1,09.1,37.1,072= 1,07.

-         Với =1,79 suy ra = 1/= 1/1,79=0,55.

-         Số răng tương đương:

           Z_V1= Z₁ / cos³b = 51 / 1³ = 51.

Z_V2= Z₂ / cos³b = 120 / 1³ = 120.

ð  Theo bảng 6.18 ta chọn được: Y_F1 = 3,594; Y_F2 = 3,56

Vậy

                 s_F1  = 2.487310,45.1,07.0,55.1.3,594/(88.128,65.2,5)= 72,8MPa

-         Với m = 2,5, Y_s= 1,08 – 0,0695.ln(m) = 1,08 – 0,0695.ln2,5= 1,022

-         Y_R= 1, K_xF = 1 (d_a<400 mm)

-         Do đó theo 6.2 và 6.2a:

[s_F]₁= [s_F1].Y_R.Y_S.K_xF= 252.1.1,022.1= 257,5 MPa

[s_F]₂= [s_F2].Y_R.Y_S.K_xF= 236,5.1.1,022.1= 241,7MPa

- Theo 6.44:              

σ_F2 =  = 72,11 MPa.

Thỏa điều kiện :

s_F1   [σ_F]₂ = 259,56Mpa.   

σ_F2   [σ_F]₂ = 243,59 Mpa.

v Kiểm nghiệm răng về quá tải.

-         Theo 6.48: σ_Hmax = σ_H.

Với K_qt= T_max/T = 1

-         σ_Hmax1 = σ_H.= 327,31.= 327,31 MPa

vậy: σ_Hmax1 = 327,31  MPa  [s_H1 ]_max  = 1624 MPa

-         Theo 6.49: σ_Fmax = σ_F. K_qt

σ_Fmax1 = σ_F1. K_qt= 72,8.1= 72,8MPa  [s_F1 ]_max = 464 MPa

σ_Fmax2 = σ_F2. K_qt= 72,11.1= 72,11 MPa  [s_F1 ]_max = 360 MPa

Các thông số:

CHƯƠNG IV: THIẾT KẾ TRỤC

I, TRỤC II:

1. Chọn vật liệu

-         Thép 45 –  Tôi cải thiện

-         Cơ tính : s_b = 850 ( Mpa )                            ( Tra bảng 10.5)

                    s_c = 580  ( Mpa )

                    HB = 245

      - Ứng suất xoắn cho  phép          :

2. Tính sơ bộ trục II

a.Tính sơ bộ đường kính trục

D  )   25,32.

Chọn đường kính sơ bộ của trục là : d = 55

Chiều rộng ổ lăn: b₀=29 

b.Kích thước các đoạn trục

Chiều dài trục

l_m=(1,2…1,5)D

l_m=(1,2…1,5)55

l_m= 66…82,5 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ nghiêng: l_m22=66 mm

Chiều dài mayơ bánh răng trụ thẳng: l_m23=80 mm

Chọn : K₁ = 10mm: là khoảng cách từ mặt mút  của chi tiết quay đến thành trong của       hộp.   

K₂ = 14mm: là khoảng cách từ mặt mút  ổ đến thành trong của hộp.   

l₂₂= 0,5.(l_m22 + b₀) + k₁ + k₂= 0,5(66 + 29) + 10 + 14=71,5 mm

l₂₃= l₂₂ + 0,5(l_m22 + l_m23) + k₁= 71,5 + 0,5.(66 + 80) + 10= 154,5 mm

l₂₁=l_m22 + l_m23 + 3k₁ +2k₂ + b₀= 66 + 80 + 3.10 + 2.14 + 29= 233 mm

c. Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng.

F_t2= F_t1 =2.T₁/d_w1= 2.155378,23/76,74 = 4049,47         (N)

F_r2= F_r1 = F_t2.tg/cos= 4049,47.tg(20,18⁰)/cos(8,1⁰) =  1503,3 (N)

F_a2= F_a1 = F_t2.tg= 4049,47.tg(8,1⁰) =  576,3 (N)

M_a2=  =  = 86445(N)  

F_t3=F_t4 = 2.T₂/d_w2= 2.487310,45/128,65 = 7575,7 (N)

F_r3= F_r4 = F_t3.tg/cos= 7575,7.tg(20,18⁰)/ cos(0) = 3784,3 (N).

Phản lực tại các gối đỡ:

R_dx=

R_dx=  = 6266(N).

R_cx = F_t2 - R_dx + F_t3 = 4049,47 - 6266 + 7575,7  = 5359,17 (N).

R_dy =   

R_dy=  = 2419,02(N).

   R_cy= F_r2 - F_r3  + R_dy = 1503,3 – 3784,3 + 2419,02 = 138,02 (N).

-         Moment uốn toàn phần :

M_j =                                                        (Công thức 10.15)

M_jC =

M_jC = = 383307,7( Nm)

 M_tdc =  =  = 570112,6(Nm).

M_jD =

M_jD = =  527263,02( Nm).

M_tdD =  =  = 641548,12 (Nm).

-                  Đường kính trục tại tiết diện lắp ổ lăn c:

d_jc=  =  = 47,2 mm.

Tăng thêm 5% do có rãnh then => d_jc=49,56 mm.

Chọn d_jc= 55mm

Đường kính trục tai tiết diện lắp ổ lăn d:

d_jd=  =  = 49,1 mm.

Tăng thêm 5% do có rãnh then => d_jd=51,5 mm

Chọn d_jd= 55 mm

3.  Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

 Trong đó:     

Chọn hệ số an toàn [s]=2.5 để kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn và theo độ cứng

-                                                                             (Công thức 10.22)

-        

-         w = 16325,5

ð=  = 32,3(MPa).

-        

-                     Trục làm bằng thép 45 – Tôi cải thiện

-  Giới hạn mỏi uốn :

   ( MPa ).

- Giới hạn mỏi xoắn :

    ( MPa ).

- Hệ số tập trung ứng suất thực tế :

           K_t = 1,88                                 (Bảng-10.12)

- Hệ số kích thước :

                                          (Bảng-10.10)
- Các hệ số :

                                         (Bảng-10.7)

- Hệ số an toàn ứng suất pháp:

Chọn  = 2,57 theo kiểu lắp h6                         (Bảng - 10.11)

 = 4,46.

- Hệ số an toàn ứng suất tiếp:

                                                                  (Công thức 10.23)

                                               (Công thức 10.21)

Chọn 2,57 theo kiểu lắp h6                                            (Bảng: 10.11)

 =  = 11,1.

- Hệ số an toàn S:

           ð    S = = 4,1.

Thỏa điều kiện :

S        [ S] (1,5…2,5)

II, TRỤC I

1. Chọn vật liệu

-         Thép 45 –  Tôi cải thiện

-         Cơ tính : s_b = 850 ( Mpa )                            ( Tra bảng 10.5)

                    s_c = 580  ( Mpa )

                    HB = 245

      - Ứng suất xoắn cho  phép          :

2. Tính sơ bộ trục I:

a.Tính sơ bộ đường kính trục:

D  )  =37,27.

Chọn đường kính sơ bộ của trục là : d = 40

Chiều rộng ổ lăn: b₀=23 

b.Kích thước các đoạn trục

Chiều dài trục

l_m=(1,2…1,5)D.

l_m=(1,2…1,5)40.

l_m= 48…60 mm.

Chiều dài mayơ bánh răng trụ nghiêng: l_m13=60 mm

Chiều dài mayơ bánh đai: l_m12=50 mm

Chọn : K₁ = 15mm: là khoảng cách từ mặt mút  của chi tiết quay đến thành trong của hộp.   

K₂ = 15mm: là khoảng cách từ mặt mút  ổ đến thành trong của hộp.   

K₃ =10 mm :là khoảng cách từ mặt mút  của chi tiết quay đến nắp ổ.     

h_n =15 mm: chiều cao nắp ổ và đầu bulông.

l_c12=0,5( l_m12 + b₀) + K₃ + h_n.

l_c12= 0,5(50 + 23) + 10 + 15 = 61,5 mm.

l₁₂= - l_c12= - 61,5 mm.

l₁₃=0,5( l_m13 + b₀) + K₁ + k₂

l₁₃= 0,5.(60 + 23) + 15 +15= 71,5 mm.

l₁₁= l₂₁= 233 mm

c. Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng

F_t1 = F_t2 =2.T₁/d_w1= 2.155378,23/76,74 = 4049,47        (N).

F_r1 = F_r2= F_t2.tg/cos= 4049,47.tg(20,18⁰)/cos(8,1⁰) =  1503,3 (N).

 F_a1 = F_a2 = F_t2.tg= 4049,47.tg(8,1⁰) =  576,3 (N).

Lực của bánh đai tác dụng lên trục:

F_r= 417,2    (N)

M_a1=  =  = 36739,125(N).

R_by =  =  = 729,1(N).

R_ay = F_r1 - F_r – R_by = 1503,3 – 417,2 – 729,1 = 357 (N).

R_bx =  =  = 1242,6 (N).

R_ax = F_t1 – R_bx = 4049,47 – 1242,6 = 2806,87 (N).

M_j =                                                        (Công thức 10.15)

M_jB = =  232674,43( Nm).

M_tdB =  =

= 268782,78(Nm).

Đường kính trục tai tiết diện lắp ổ lăn b:

D_jb=  =  = 35,5 mm.

Tăng thêm 5% do có rãnh then => d_jb=37,2 mm.

Chọn d_jb= 40mm.

3.     Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

 Trong đó:     

Chọn hệ số an toàn [s]=2.5 để kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn và theo độ cứng.

-                                                   (Coong thức 10.22)

-         = 6280

ð   = 81,08(MPa).

-        

-   Trục làm bằng thép 45 – Tôi cải thiện

- Giới hạn mỏi uốn :

   ( MPa )

- Giới hạn mỏi xoắn :

    ( MPa )

- Hệ số tập trung ứng suất thực tế :

                     K_t = 1,88              (Bảng-10.12)

- Hệ số kích thước :

                                 (Bảng-10.10)
- Các hệ số :

                               (Bảng-10.7)

- Hệ số an toàn ứng suất pháp:

Chọn  = 2,44 theo kiểu lắp k6                (Bảng - 10.11)

 = 4,1.

- Hệ số an toàn ứng suất tiếp:

                                                       (Công thức 10.23)

                               (Công thức 10.21)

Chọn 2,44theo kiểu lắp k6                            (Bảng: 10.11)

 =  = 14,44.

- Hệ số an toàn S:

           ð    S = = 5,61.

Thỏa điều kiện :

S        [ S] (1,5…2,5)

III.TRỤC III

1. Chọn vật liệu

-         Thép 45 –  Tôi cải thiện

-         Cơ tính : s_b = 850 ( Mpa )                            ( Tra bảng 10.5)

                    s_c = 580  ( Mpa )

                    HB = 245

      - Ứng suất xoắn cho  phép          :

2. Tính sơ bộ trục III

a.Tính sơ bộ đường kính trục

D  )   60,76

Chọn đường kính sơ bộ của trục là : d = 70

Chiều rộng ổ lăn: b₀=29 

b.Kích thước các đoạn trục

Chiều dài trục

l_m=(1,2…1,5)D

l_m=(1,2…1,5)70

l_m= 84…105 mm.

Chiều dài mayơ bánh răng trụ thăng: l_m31=85 mm

Chọn : K₁ = 10mm: là khoảng cách từ mặt mút  của chi tiết quay đến thành trong của hộp.   

K₂ = 14mm: là khoảng cách từ mặt mút  ổ đến thành trong của hộp.   

K₃ =10 mm :là khoảng cách từ mặt mút  của chi tiết quay đến nắp ổ.     

h_n =15 mm: chiều cao nắp ổ và đầu bulông.

L₃₃= l₂₁=l₁₁= 233 mm

 L₃₂=l₂₃= 154,5 mm

l₁₃=0,5( l_m13 + b₀) + K₁ + k₂

= 0,5(85+29)+10+14 = 81.

c. Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng

F_t4 = F_t3=2.T₂/d_w2= 2.487310,45/128,65 = 7575,7(N).

F_r4 =F_r3= F_t3.tg/cos= 7575,7.tg(20,18⁰)/ cos(0) = 2784,3(N).

Lực vòng tại chốt : F_tk=   =  = 22440,4(N).

Trong đó: D_t=100 đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi (tra bảng 15.9 tập II)

Lực do khớp nối tác dụng lên trục:

F_kn=(0,2-0,3).F_tk=0,3.22440,4 = 6732,12(N).

R_ey=  =  = 938,05 (N) .

R_fy=F_r4 – R_ey= 2784,3 – 938,05 = 1846,25 (N).

R_ex=  =  = 211,9 (N).

R_fx = F_t4 – R_ey  + F_kn= 7575,7 - 938,05 +6732,12 = 13369,77 (N).

M_j =                                                        (Công thức 10.15)

M_jE = = 1059486,17   ( Nm).

 M_tdE =  =

         = 1437604,7 (Nm).        

Đường kính trục tai tiết diện lắp ổ lăn c:

d_jc=  =  = 63,9 mm

Tăng thêm 5% do có rãnh then => d_jc=67.9 mm.

Chọn d_jc= 70mm

3.     Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

 Trong đó:     

Chọn hệ số an toàn [s]=2.5 để kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn và theo độ cứng

-                                                                   (Công thức 10.22)

-         W =  

ð    = 31,5 (MPa).

-        

-   Trục làm bằng thép 45 – Tôi cải thiện

- Giới hạn mỏi uốn :

   (MPa)

- Giới hạn mỏi xoắn :

    ( MPa )

- Hệ số tập trung ứng suất thực tế :

           K_t = 1,88                        (Bảng-10.12).

- Hệ số kích thước :

                                  (Bảng-10.10).
- Các hệ số :

                                 (Bảng-10.7).

- Hệ số an toàn ứng suất pháp:

Chọn  = 2,57 theo kiểu lắp h6             (Bảng - 10.11)

 = 2,58.

- Hệ số an toàn ứng suất tiếp:

                                                   (Công thức 10.23)

W =  = 67347,8

                            (Công thức 10.21)

Chọn 2,57 theo kiểu lắp h6                        (Bảng: 10.11)

 =  = 10,6.

- Hệ số an toàn S:

           ð    S = = 2,5.

Thỏa điều kiện : S        [ S] (1,5…2,5)

CHƯƠNG V: MỐI GHÉP THEN

I.Trục I

Ta có: [t_c] = 30     (MPa)

l_t =  =  = 21,5.

Theo tiêu chuẩn chọn l_t = 36.

t_c =  =  = 26,9.

Thỏa điều kiện: t_c ≤ [t_c]

s_d =  ≤ [s_d ]                                 (Tra bảng 9.1a)

s_d =  = 71,9(MPa).

Thỏa điều kiện: s_d ≤ [s_d] = 100 (MPa).

Chọn :( Then bằng cao)

d = 30 ;   b = 8 ; h = 7 ; t₁ = 4; t₂ = 2,8 ; r_max = 0,25 ; r_min = 0,16.

II.Trục II

Ta có: [t_c] = 30     (MPa)

l_t =  =  = 36,9

Theo tiêu chuẩn chọn l_t = 40.

t_c =  =  = 24,6.

Thỏa điều kiện: t_c ≤ [t_c]

s_d =  ≤ [s_d ]                               (Tra bảng 9.1a)

s_d =  = 98,4 (MPa)

Thỏa điều kiện: s_d ≤ [s_d] = 100 (MPa)

Chọn : ( Then bằng cao)

d = 55 ;   b = 16 ; h = 10 ; t₁ = 6; t₂ = 4,3 ; r_max = 0,4 ; r_min = 0,25

III.Trục III

Ta có: [t_c] = 30     (MPa)

l_t =  =  = 59,3.

Theo tiêu chuẩn chọn l_t = 80.

t_c =  =  = 20,03.

Thỏa điều kiện: t_c ≤ [t_c]

s_d =  ≤ [s_d ]                        (Tra bảng 9.1a)

s_d =  = 89,04 (MPa).

Thỏa điều kiện: s_d ≤ [s_d] = 100 (MPa)

Chọn: ( Then bằng cao)

d = 70 ;   b = 20 ; h = 12 ; t₁ = 7,5; t₂ = 4,9 ; r_max = 0,4 ; r_min = 0,25.

CHƯƠNG VI: TÍNH CHỌN Ổ LĂN

II.      TRỤC I

1. Chọn ổ

- Thông số : F_a = 576,3 (N) - F_r =   = 2831,8 (N)

     =  = 0,203

- Đường kính ngõng trục: d₁ = 40 mm

- Ta chọn cấp chính xác 0 cho ổ lan trục 1, với cấp chính xác 0 ta có độ đảo hướng tâm: 20 mm.

Chọn ổ bi đỡ chặn - cỡ nhẹ hẹp 36208

C = 30,6 kN.

C_o = 23,7 kN.

2. Kiểm nghiệm

a. Kiểm nghiệm khả năng tải động      

+  Q = ( X.F_r + Y.F_a).k_tk_d

Q : tải trọng động quy ước

K_t : hệ số kể đến ảnh hưởng bởi nhiệt độ ( k_t = 1 )

K_đ : hệ số kể đến đặc tính tải trọng ( k_đ =1 )

+ Vòng trong quay V = 1

   =  = 0,024 =>  X = 0,56 - Y = 1,99     (Tra bảng 11.4)

Q = (0,56. 2831,8   + 1,99 . 576.3) .1.1 = 2732,6

K_HE = 

K_HE =  = 0,85

L_HE = K_HE .L_h = 0,85 . 24000 =         20400

                     (Triệu vòng quay).

C_d =  2732,6 . = 20851,3  ( N ) = 20,85 (kN) <   C = 23,7  (kN).

Khả năng tải động của ổ đảm bảo yêu cầu.

b. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Q_­t = X_o.F_r + Y_o.F_a

X_o= 0,6       - Y_o= 0,5                                                   (Tra bảng 11.6 )

Q_t = 0,6.2966,25  +  0,5.576,3 = 2067,9

Q_t = 1982,73 (N) = 1,98273 (kN).

Q_t = F_r = 2966,25  (N) =2,96625 (kN).

Q = 2,96625 (kN)   <  C_o = 18,17 (kN).

Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

c. Khả năng quá tải

Q_qt = 1,95.F_r = 1,95. 2831,8 = 5522,01 (N) = 5,52201( kN)

Q_qt   <  C_o

Ổ lăn được đảm bảo điều kiện bền khi quá tải.

II. TRỤC II

1. Chọn ổ

- Thông số : F_a2 = 576,3 (N)              F_r =  = 2966,25 (N)

       =  = 0,107.

- Đường kính ngõng trục: d₁ = 55 mm

- Ta chọn cấp chính xác 0 cho ổ lăn trục 1, với cấp chính xác 0 ta có độ đảo hướng tâm: 20 mm.

Chọn ổ bi đỡ chặn - cỡ nhẹ, hẹp 36211

C = 39,4 (kN)

C_o = 34,9 (kN)

2. Kiểm nghiệm

a. Kiểm nghiệm khả năng tải động

+  Q = ( X.F_r + Y.F_a).k_tk_d

Q : tải trọng động quy ước

K_t : hệ số kể đến ảnh hưởng bởi nhiệt độ ( k_t = 1 )

K_đ : hệ số kể đến đặc tính tải trọng ( k_đ =1 )

+ Vòng trong quay V = 1

     =      =>  X = 0,56  - Y = 2,30     (Tra bảng 11.4)

Q = (0,56. 2966,25+ 2,30 . 576,3) .1.1 = 2986,59

K_HE = 

K_HE =  = 0,85

L_HE = K_HE .L_h = 0,85 . 24000 =         20400

  (Triệu vòng quay)

C_d =  4327,6. = 22180,52  (N )= 22,18052(kN) <  C = 39,4 ( kN)

Khả năng tải động của ổ đảm bảo yêu cầu

b.Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Q_­t = X_o.F_r + Y_o.F_a

X_o= 0,6.       Y_o= 0,5      ( Tra bảng 11.6 )

Q_t = 0,6. 5360,9   + 0,5.576,3 = 3504,7(N).

Q_t = F_r =5360,9 (N) = 5,3609 (kN)   <  C_o = 34,9 (kN)

Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

c.Khả năng quá tải

Q_qt = 1,95.F_r = 1,95. 5360,9 = 10453,755 (N) = 10,453755 (kN).

Q_qt   <  C_o

Ổ lăn được đảm bảo điều kiện bền khi quá tải

III. TRỤC III

1. Chọn ổ

- Thông số : F_a = 0  (N)           F_r =   = 13496,6(N)

          = 0.

- Đường kính ngõng trục: d_O = 70 m.

- Ta chọn cấp chính xác 0 cho ổ lan trục III, với cấp chính xác 0 ta có độ đảo hướng tâm: 20 mm.

Chọn ổ bi đỡ chặn - cỡ nhẹ, hep 36214

C = 63 (kN).

C_o = 55,9 (kN).

2. Kiểm nghiệm

a. Kiểm nghiệm khả năng tải động

+  Q = ( X.F_r + Y.F_a).k_tk_d

Q : tải trọng động quy ước

K_t : hệ số kể đến ảnh hưởng bởi nhiệt độ ( k_t = 1 )

K_đ : hệ số kể đến đặc tính tải trọng ( k_đ =1 )

+ Vòng trong quay V = 1

          X = 1               Y = 0 ( Tra bảng 11.4)

Q = (1. 13496,6+ 0) .1.1 = 13496,6 (N).

K_HE = 

K_HE =  = 0,85

L_HE = K_HE .L_h = 0,85 . 24000 =         20400

 (Triệu vòng quay).

C_d = 13496,6. = 51543,7(N) = 51,5437 (kN).

C_d  = 51,5   (kN)  <  C = 63,0 (kN)

Khả năng tải động của ổ đảm bảo yêu cầu.

b. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Q_­t = X_o.F_r + Y_o.F_a

X_o= 0,6       - Y_o= 0,5     ( Tra bảng 11.6 )

Q_t = 0,6. 15357,25+ 0,5.0

Q_t = 15357,25 (N).

Q_t = F_r = 15357,25  (N)

Q_t =  15,35725 (kN)   <  C_o = 55,9 (kN)

Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

c. Hệ số quá tải

Q_qt = 1,95.F_r = 1,95. 9629,9  = 18778,3 (N) =18,7783 (kN)

Q_qt   <  C_o

Ổ lăn được đảm bảo điều kiện bền khi quá tải.

CHƯƠNG VII : CHỌN VÀ KIỂM TRA NỐI TRỤC ĐÀN HỒI

Sử dụng nối trục đàn hồi : moment xoắn tại trục đầu vào T = 757904,3 Nmm.

Theo  bảng 16.10 a  và b trang 68 sách Trịnh Chất tập 2 , ta có bảng thông  số nối trục như sau :

Chọn vật liệu chốt nối trục là thép C45 với

+ Ứng suất uốn cho phép  [σ_F]=70MPa ,

+ Ứng suất dập giữa chốt và ống [σ_d]=3MPa

Hệ số chế độ làm việc k , ta chọn k=1,45 (tra bảng 14.1 trang 465 [III] )

Từ công thức trang 69 ta có :

Kiểm tra sức bền của chốt:

          =  = 52,9

Với l_o=l₁+l₂/2= 48+48/2 =72(mm)

Kiểm tra độ bền dập giữa chốt và vòng cao su

Với l₃=44mm  tra bảng 16_10b trang 69 [II] .

  Do đó điều kiện bền uốn và bền dập nối trục vừa chọn được thỏa.

CHƯƠNGVIII:  THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI

TIẾT PHỤ KHÁC

1.Tính kết cấu của vỏ hộp

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

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

Các kích thước cơ bản được trình bảng kết cấu vỏ hộp.

Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc:                         

2. Bôi trơn trong hộp giảm tốc

Lấy chiều sâu ngâm dầu là 1/4 bán kính của bánh  răng cấp chậm khoảng 42,75mm

Do đáy của hộp giảm tốc cánh chân răng của bánh răng bị động một lượng là 30 mm. Vậy chiều cao của lớp dầu cần phải có trong hộp giảm tốc là 72,75 mm. 

3.     Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp

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

4.     Điều chỉnh sự ăn khớp

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

CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC

1.     Vòng phớt : không cho dầu hoặc mỡ chảy ra ngoài hộp giảm tốc và ngăn không cho bụi từ bên ngoài vào hộp giảm tốc.

2.     Vòng chắn dầu: không cho dầu trong hộp giảm tốc bắn vào ổ bi và có tác dụng ngăn cách và cố định các ổ bi với bánh răng.

3.     Chốt định vị: dùng định vị chính xác vị trí của nắp hộp và thân hộp giảm tốc, tạo thuận lợi cho việc cố định khi lắp chi tiết.

4.     Nút thông hơi: làm giảm áp suất, điều hoà không khí bên trong và bên ngoài hộp giảm tốc, và cũng có thể dùng để thay dầu làm việc khi dầu cũ bị dơ.

Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm.

5.     Cửa thăm: Có tác dụng để kiểm tra , quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc khi lắp ghép và đổ dầu vào trong hộp , được bố trí trên đỉnh hộp.Cửa thăm được đậy bằng nắp.Trên nắp có lắp thêm nút thông hơi.

6.     Nút tháo dầu : có tác dụng để tháo dầu cũ vì sau một thời gian làm việc,dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn do bụi hoặc do hạt mài hoặc bị biến chất.

7.     Vít tách nắp và thân: Có tác dụng dùng để tác nắp và thân .

8.     Que thăm dầu: Kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc.

9.     Ống lót: Nhằm hạn chế các bánh răng trên trục và vai ổ lăn.

Các phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc :

       + Bôi trơn ngâm dầu.

       + Bôi trơn lưu thông.

-         Đối với bộ truyền hở của những máy không quan trọng,bôi trơn định kỳ bằng mỡ.

Dầu bôi trơn HGT:

      - Dầu công nghiệp được dùng rộng rãi nhất.Bôi trơn lưu thông dùng dầu công nghiệp 45.

- Dầu tuabin dùng bôi trơn các bộ truyền bánh răng quay nhanh.

- Dầu ôtô,máy kéo AK10, AK15 dùng bôi trơn các loại HGT.

10.Thiết kế Bu lông Vòng

Trọng lượng hộp giảm tốc : Q = 300kg ( tra bảng 18-3b/89 sách Trịnh Chất-Lê Văn Uyển)

Nên ta chọn bu lông vòng M12

11.Bu lông tách nắp : Dùng để tách nắp hộp giảm tốc dễ dàng khi sữa chữa. Chọn bu lông tách nắp M8.

CHƯƠNG IX: CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP

Chọn dầu bôi trơn:

Bôi trơn hộp giảm tốc : Bằng cách ngâm dầu cho bánh răng ở nhiệt độ 50⁰c ứng với vận tốc của bộ truyền  v >3 m/s. Dầu có độ nhớt là 57centipois.Tra bảng ta chọn được dầu bôi trơn AK.Dầu AK có thể dùng  để bôi trơn các loại hộp giảm tốc.

Vòng trong của ổ lăn lắp lên trục theo hệ lỗ, còn vòng ngoài lắp lên vỏ theo hệ trục.

          Mối lắp theo kiểu H7/k6 là mối lắp trung gian được dùng để cố định các chi tiết ghép với nhau và các chi tiết này nhất thiết phải được cố định thêm bằng then, bulông, vít, chốt, vòng hãm …

 Bảng thống kê kiểu lắp ghép có trong Hộp Giảm Tốc:

Cụ thể nh­ sau:

Trên trục I: Có các mối ghép giữa các chi tiết với trục nh­ sau:

- Kiểu lắp giữa trục với vòng chắn dầu làH7/h6 là kiểu lắp lỏng ta có:

Lỗ f40H7;Trục f40h6Þ

- Kiểu lắp giữa trục với vòng trong ổ bi là k6 là kiểu lắp chặt vì:

Lỗ f35;Trục f35k6Þ

- Kiểu lắp giữa trục với bạc chắn là H7/h6 là kiểu lắp lỏng ta có:

Lỗ f35H7;Trục f30h6Þ

- Kiểu lắp vỏ hộp với vòng ngoài ổ bi là H7 là kiểu lỏng vì:

Lỗ f80H7;Trục f80k6Þ

- Kiểu lắp trục với vỏ hộp là H7/d11 là kiểu lắp lỏng ta có:

Lỗ f80H7;Trục f80d11Þ

Trên trục II: Gồm mối ghép giữa trục với các chi tiết khác nh­ sau:

- Kiểu lắp giữa trục với bánh răng thẳng là H7/n6 là kiểu lắp trung gian ta có:

Lỗ f55H7;Trục f55n6Þ

- Kiểu lắp giữa trục với vòng chắn dầu là H7/h6 là kiểu lắp trung gian ta có:

Lỗ f45H7;Trục f45h6Þ

- Kiểu lắp giữa trục với vòng trong ổ bi là k6 là kiểu lắp chặt vì:

Lỗ f45;Trục f45k6Þ

- Kiểu lắp vỏ hộp với vòng ngoài ổ bi là H7 là kiểu lỏng vì:

Lỗ f100H7;Trục f100h6Þ

- Kiểu lắp trục với vỏ hộp là H7/d11 là kiểu lắp lỏng ta có:

Lỗ f100H7;Trục f100d11Þ

Trên trục III: Gồm các mối ghép giữa trục với các chi tiết khác nh­ sau:

- Kiểu lắp giữa trục với bánh răng nghiêng là H7/n6 là kiểu lắp trung gian ta có:

Lỗ f70H7;Trục f70n6Þ

- Kiểu lắp giữa trục với vòng chắn dầu là H7/h6 là kiểu lắp lỏng vì:

Lỗ f65H7;Trục f65h6Þ

- Kiểu lắp giữa trục với vòng trong ổ bi là k6 là kiểu lắp chặt vì:

Lỗ f65;Trục f65k6Þ

- Kiểu lắp vỏ hộp với vòng ngoài ổ bi là H7 là kiểu lỏng vì:

Lỗ f125H7;Trục f125h6Þ

- Kiểu lắp trục với vỏ hộp là H7/d11 là kiểu lắp lỏng ta có:

Lỗ f125H7;Trục f125d11Þ

- Kiểu lắp giữa trục với bạc chắn là H7/h6 là kiểu lắp lỏng ta có: Lỗ f60H7

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 !

                                                                    Sinh viên thực hiện

                                                                   …………………

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1. Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập 1 – 2 , NXB Giáo Dục, 2003.

2. Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm, Thiết kế chi tiết máy, NXB Giáo Dục, 2007

3.   Nguyễn Tuấn Kiệt – Nguyên Thanh Nam – Phan Tấn Tùng  - Nguyễn Hữu Lộc ( Chủ biên ) .

4. Nguyễn Hữu Lọc, BT Cơ sở thiết kế máy máy, ĐHBK TPHCM, 2001.

5. Nguyễn Trọng Hiệp, Chi tiết máy, Tập 1 – 2, NXB Giáo Dục, 1999.

6. John H.Perry, Chemical Engineer’s Handbook 4^th, Mc Graw_Hill, 1963.

7. Lê Hoàng Tuấn, Sức bền vật liệu, Tập 1 – 2, NXB KHKT, 1998.

8.Ninh Đức Tốn, Dung sai và lắp ghép, NXB Giáo Dục, 2000.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"