LỜI NÓI ĐẦU……………………………………………………………………..........................................i
MỤC LỤC………………………………………………………………...……….........................................ii
Phần I: TÍNH TOÁN HỘP GIẢM TỐC.................................................................. ...........................…1
1. Chọn động cơ...................................................................................................................................1
2. Phân phối tỉ số truyền.......................................................................................................................2
3. Xác định công suất, momen, và số vòng quay trên các trục............................................................ 3
Phần II . THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG..................................................................................4
1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng.......................................................................................................4
2. Chọn vật liệu.................................................................................................................................... 4
3. Xác định ứng suất cho phép............................................................................................................ 4
4. Xác định các thông số của bộ truyền cấp chậm............................................................................... 6
5. Bộ truyền bánh răng cấp nhanh...................................................................................................... 11
Phần III. THIẾT KẾ TRỤC...................................................................................................................16
1. Chọn vật liệu................................................................................................................................... 17
2. Tính sức bền trục............................................................................................................................ 17
2.1. Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục........................................ 17
2.2. Xác định sơ bộ đường kính trục:................................................................................................. 19
2.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:............................................................. 19
2.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục........................................................................ 22
2.5. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:................................................................................................ 28
3. Tính chọn then................................................................................................................................ 34
3.1. Chọn then trục I........................................................................................................................... 34
3.2. Tính chọn then cho trục II............................................................................................................ 35
3.3. Tính chọn then cho trục III........................................................................................................... 37
4. Tính chọn ổ lăn............................................................................................................................... 40
4.1. Ổ lăn trục I................................................................................................................................... 40
4.2. Ổ lăn trục II.................................................................................................................................. 43
4.3. Ổ lăn trục III................................................................................................................................. 46
5. Tính chọn khớp nối:........................................................................................................................ 48
5.1. Khớp nối cho đầu vào trục I........................................................................................................ 48
5.2. Khớp nối cho đầu vào trục III..................................................................................................... 50
PHẦN IV: CHẾ TẠO VỎ, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP GHÉP TRONG HỘP.........52
1. Thiết kế các kích thước của vỏ hộp............................................................................................ 52
1.1. Chọn vật liệu, bề mặt ghép nắp và thân..................................................................................... 52
1.2. Các kích thước cơ bản của vỏ hộp............................................................................................ .53
2. Các chi tiết phụ và chọn chế độ lắp trong hộp.............................................................................. .55
2.1. Cửa thăm.....................................................................................................................................55
2.2. Nút thông hơi...............................................................................................................................55
2.3. Nút tháo dầu................................................................................................................................56
2.4. Que thăm dầu............................................................................................................................. 57
2.5. Vòng chắn dầu:........................................................................................................................... 57
2.6. Chốt định vị................................................................................................................................. 58
2.7. Ống lót ........................................................................................................................................58
2.8. Vòng đệm................................................................................................................................... 58
2.9. Nắp ổ.......................................................................................................................................... 58
2.10. Kết cấu cốc lót.......................................................................................................................... 59
2.11. Bôi trơn ổ lăn và hộp giảm tốc.................................................................................................. 59
2.11.1. Bôi trơn ổ lăn......................................................................................................................... 59
2.11.2. Bôi trơn hộp giảm tốc............................................................................................................ 59
2.12. Xác định và chọn các kiểu lắp.................................................................................................. 60
TÀI LIỆU THAM KHẢO………………………………………………….....................................…...…..61
LỜI NÓI ĐẦU
Đất nước ta đang trên con đường Công Nghiệp Hoá - Hiện Đại Hoá theo định hướng XHCN trong đó ngành công nghiệp đang đóng một vai trò rất quan trọng. Các hệ thống máy móc ngày càng trở nên phổ biến và từng bước thay thế sức lao động của con người . Để tạo ra được và làm chủ những máy móc như thế đòi hỏi mỗi con người chúng ta phải tìm tòi nghiên cứu rất nhiều. Là những sinh viên khoa Cơ Khí trường chúng em luôn thấy được tầm quan trọng của những kiến thức mà mình đã được học và tiếp thu từ các thầy, cô.
Việc thiết kế đồ án hoặc hoàn thành bài tập dài là một công việc rất quan trọng trong quá trình học tập bởi nó giúp cho người sinh viên hiểu sâu, hiểu kỹ và đúc kết được những kiến thức cơ bản của môn học. Môn học Đồ án chi tiết máy là một môn khoa học giúp sinh viên làm quen và thực hành các bước của một tiến trình tính toán, thiết kế, thiết kế lại với sự trợ giúp của máy tính dựa trên kiến thức môn Chi Tiết Máy, đó là cơ sở nghiên cứu về phương pháp tính toán và thiết kế các chi tiết máy có công dụng chung từ đó giúp sinh viên có những kiến thức cơ bản về cấu tạo, nguyên lý hoạt động và phương pháp tính toán Thiết kế các chi tiết máy làm cơ sở để vận dụng vào việc thiết kế máy, vì vậy thiết kế đồ án môn học là công việc quan trọng và rất cần thiết .
Đề tài thiết kế của em được Thầy giao cho với nội dung là thiết kế trạm dẫn động băng tải . Với những kiến thức đã học và sau một thời gian nghiên cứu cùng với sự giúp đỡ tận tình của thầy cô giáo , sự đóng góp, trao đổi xây dựng của các bạn nhóm em đã hoàn thành được đồ án này.
Song với những hiểu biết còn hạn chế cùng với kinh nghiệm thực tế chưa nhiều nên đồ án của nhóm chúng em không tránh khỏi những thiếu sót. Chúng em rất mong được sự chỉ bảo của các thầy,cô trong bộ môn Kỹ Thuật Cơ Khí để đồ án của nhóm chúng em với nội dung được giao hoàn thiện hơn cũng như kiến thức về môn học này .
Chúng em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong bộ môn đã, đặc biệt thầy: Ths………………tận tình giúp đỡ em hoàn thành đồ án này.
Em xin chân thành cảm ơn!
Hồ Chí Minh , Ngày … tháng … năm 20…
Sinh viên thực hiện
………………..
THIẾT KẾ MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Đề bài: Tính công suất cần thiết, chọn động cơ điện và phân phối tỉ số truyền cho hệ thống truyền động.
Chế độ làm việc : mỗi ngày làm việc 2 ca , mỗi ca 4 giờ. Mỗi năm làm việc 300 ngày, tải trọng va đập nhẹ
Phần I: TÍNH TOÁN HỘP GIẢM TỐC
1. Chọn động cơ :
1.1. Xác định công suất động cơ :
Do động cơ làm việc ở chế độ dài hạn với phụ tải thay đổi nên ta chọn công suất của động cơ sao cho trong thời gian làm việc động cơ lúc chạy quá tải, lúc chạy non tải một cách thích hợp để nhiệt độ động cơ đạt giá trị ổn định. Như vậy ta coi động cơ làm việc với phụ tải đẳng trị không đổi . Bằng phương pháp mômen đẳng trị ta xác định công suất của động cơ.
Để chọn động cơ điện cần tính công suất cần thiết
Và :
Mmax= 1,4M => Po = 1,4 P1
M1 = 0,5M => P1 = 0,7P
- Công suất cần thiết của động cơ được xác định bởi công thức :
Pđc= Ptđ / h = 5,58 / 0.85 = 6,56 (kw)
- Hiệu suất truyền động : h= hbr× hổ× hkhớp nối
- Tra bảng 2-3 “ trị số các hiệu suất” (sách TTTKHDD cơ khí trang 19) ta có:
Hiệu suất truyền động là: h=1×0,994×0,974 = 0,85
=> Số vòng quay sơ bộ của động cơ : nsb =nct × ut= 59,7 × 16 = 955,2 (v/ph)
- Chọn động cơ:
Quy cách chọn động cơ phải thỏa mãn đồng thời:
Pđc Pct, nđc nsb
Với: Pđc = 6,56 (kw) ; nsb = 955,2 (v/ph) ;
Theo bảng phụ lục P1.3 (sách tính toán thiết kế ... tr 237)
Ta chọn được kiểu động cơ là: 4A132M6Y3
1.2. Bảng các thông sô động cơ.
Các thông sô động cơ như bảng dưới
Với số vòng quay đồng bộ : n = 60f/p = 1455(v/ph)
Trong đó f là tần số dòng điện.
* Kết luận: Chọn động cơ 4A132M6Y3 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế
2. Phân phối tỉ số truyền
- Việc phân phối tỷ số truyền cho các cấp bộ truyền trong hộp giảm tốc có ảnh hưởng rất lớn tới kích thước và khối lượng của hộp giảm tốc .
Chọn uh = 16
Mà uh = u1.u2
- Để tạo điều kiện bôi trơn các bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đồng trục bằng phương pháp ngâm dầu ta chọn u1 = u2
3. Xác định công suất, momen, và số vòng quay trên các trục
Tính công suất, momen và số vòng quay trên các trục (I, II, III) của hệ dẫn động.
* Trục động cơ I :
PI = 7,02 kW ;
nI = nđc= 968 v/ph ;
Mđc = 69257,23Nmm
* Trục III : Trục làm việc
PIII = = 6,475 KW
nIII = nct = 60,6 v/ph
MIII = 1020400,165 Nmm
Phần II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG
1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng :
1.1. Chọn vật liệu
- Vì hộp giảm tốc có công suất nhỏ bộ truyền chịu tải trọng va đập nhẹ và không có yêu cầu gì đặc biệt nên ta chọn vật liệu chế tạo hai cấp bánh răng như sau :
- Bánh nhỏ (bánh dẫn): thép 45, tôi cải thiện.
+ Độ rắn: HB = 241 ÷ 285
+ Giới hạn bền: σb1 = 850 (MPa)
+ Giới hạn chảy: σch1 = 580 (MPa)
- Bánh lớn (bánh bị dẫn): thép 45, tôi cải thiện.
+ Độ rắn: HB = 192 ÷ 240
+ Giới hạn bền: σb2 = 750 (MPa)
+ Giới hạn chảy: σch2 = 450 (MPa)
1.2. Xác định ứng suất cho phép
- Trong thiết kế sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.YS.KxF = 1, do đó các công thức (6.1) và (6.2) trở thành:
Ta chọn độ rắn bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là: HB1 = 245 và HB2 = 230 khi đó ta được:
+ Bánh nhỏ:
dH lim1 = 2HB + 70 = 2.245 + 70 = 560MPa
dF lim1 = 1,8HB = 1,8.245 = 441MPa
+ Bánh lớn:
dH lim2 = 2HB + 70 = 2.230 + 70 = 530MPa
dF lim2 = 1,8HB = 1,8.230 = 414MPa
- Từ công thức 6.7[1]
NHE = 60.c ( Ti / Tmax)3 .niti
NHE2 = 60.c (n1/u1) ti (Ti /Tmax)3 = 60.1. .(2.4.300.5)(13. +0,73. ) = 11,7.107
NHE1 = 60.c (n1/u1) ti (Ti /Tmax)3
= 60.2. .(2.4.300.5)(13. +0,73. )
= 23,4.107
+ Với NHE1 > NHO1 nên ta lấy KHL1= 1
+ Với NHE2 > NHO2 nên ta lấy KHL2= 1
Với cấp chậm sử dụng răng thẳng: [ ]’ = min([ ]1 ; [ ]2) = 481,8 Mpa.
Theo công thức 6.8 tài liệu [1].
NFE = 60C (Ti/Tmax)MFni Ti
Theo bảng 6.4 tài liệu [1] ta xác định được mF = 6
NFE = 60.1 .(5.290.4.2)(16. +0,56. ) =
Thấy NFE2 > NF0 =4.106 do đó KFL2 = 1
Tương tự KFL1 = 1.
Ứng suất quá tải cho phép theo 6.13 và 6.14 tài liệu [1].
[ ]max = 2,8 = 2.8.450 = 1260 Mpa.
[ ]max = 0,8 = 0,8.580 = 464 Mpa.
[ ]max = 0,8 = 0,8.450 = 360 Mpa.
2. Xác định các thông số của bộ truyền cấp chậm
2.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
Theo công thức(6-16)ta có:𝜓bd = 0,53. 𝜓ba.(u2+1) = 0,53.0,3.(4+1) = 0,795
KHβ : là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trong trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.
Thay số vào ta có:
aw1 = 49,5.(4+1). = 194,74 mm
Lấy aw1 = 195 mm
2.2. Xác định các thông số ăn khớp :
* Xác định mô đun : theo công thức (6-17)
m = (0,01 ÷ 0,02).aw2 = (0,01÷ 0,02). 195 = 1,95 ÷ 3,9
dựa theo tiêu chuẩn trị số của mô đun (bảng 6-8) ta chọn mô đun m = 3
* Xác định số răng , góc nghiêng b và số dịch chỉnh x :
Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên b = 00
Ta tiến hành tính lại khoảng cách trục : theo (6-21) ta có
aw = 195 mm
Lấy aw = 195 mm.
- Như vậy với bánh răng thẳng có z1 = 26 theo bảng (6-9) chọn hệ số dịch chỉnh bánh răng : bánh lớn : x2 = 0 ; bánh nhỏ : x1 = 0.
2.4. Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền uốn:
T2 : là mômen xoắn trên bánh chủ động, T2= 132989,67 (Nmm)
m : là mô dun, m = 3(mm)
bW : là chiều rộng vành răng , bW = 58,5 (mm)
dW3: là đường kính vòng lăn bánh chủ động , dW1 = 78 (mm)
+ Với hệ số dịch chỉnh x1= x2= 0. Tra bảng 6.18 – Tr 109 [1] ta có : YF1= 3,88;YF2= 3,6.
+ Hệ số tải trọng khi tính về uốn: theo công thức 6.45 tài liệu [1].
Với : y bd = 0,795 . Tra bảng 6.7 – Tr 98 [2] ta được KFb= 1,17 (sơ đồ 4) (KFb : là hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng)
Ta có KFa = 1 vì bánh răng trụ thẳng (KFa : là hệ số kể đến sự phân bố không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp)
- Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:
Với m = 3 (mm) Þ YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(3) = 1,004(YS : là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất), = 1 ( bánh răng phay).
YR = 1 : hệ số phụ thuộc độ nhám
KxF = 1 vì da < 400(mm): hệ số xét đến kích thước bánh răng.
[sF1]CX = [sF1].YR.YS.KxF =252,57 .1.1,004.1 = 253,6 (MPa) > sF3
[sF2]CX = [sF2]YRYSKxF = 236,57.1.1,004.1 =237,52 (MPa) > sF4
Vậy bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn .
+ Đường kính vòng chia :
d1 = 78 mm
d2 = 312 mm
+ Đường kính đỉnh răng :
da1 = d1 + 2.(1+x1- Y).m =78 + 2.(1+0-0).3 = 84 mm
da2 = d2 + 2.(1+x2- Y).m =312 + 2.(1+0-0).3 =318 mm
+ Đường kính đáy răng :
df1 = d1 - (2,5- 2.x1).m = 78 - (2,5- 0). 3 = 70,5 mm
df2 = d2 - (2,5- 2.x2).m = 312 - (2,5- 0). 3 = 304,5 mm
Bảng các thông số cơ bản bộ truyền như bảng dưới.
2.6. Bộ truyền bánh răng cấp nhanh:
2.6.1. 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 2 cấp bánh răng như nhau.
- Xác định sơ bộ khoảng cách trục : Vì hộp giảm tốc là hộp bánh răng trụ đồng trục nên khoảng cách trục của hai bộ truyền bằng nhau: aW1 = aW2 = 195 (mm)
2.6. Xác định môđun m:
- Môđun được xác định theo công thức [2]:
m = (0,01 - 0,02). aw1 = (0,01 - 0,02).195=1,95 - 3,9
Theo bảng 6.8 – Tr 99 [2]: chọn môđun pháp m =2,5mm
2.6.4. Xác định số răng Z1 , Z2 :
+ Số bánh răng nhỏ xác định theo [2] : Z1 = 29,5
Chọn Z1 = 30 ( răng)
+ Số bánh răng lớn xác định theo [2] :
Z2 = u1.Z1 = 4.30 = 120 (răng)
3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
- Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng và bộ truyền bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện:
ZM : là ệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp.
Tra bảng 6.5 - Tr 96 [2] ta có: Z M =274 (Mpa1/3)
a : là góc prophin gốc - Theo TCVN 1065-71:a=200
b : là góc nghiêng răng, b = 15,85 = 15050’,cosb = 0,962
Từ (2.29), ta có: tgbb = cos(20,720).tg(15,850) = 0,27
=> bb = 15,110 = 1506’
atW : là góc ăn khớp, atW=at =20,720
- Vận tốc vòng của bánh răng: v = 3,81 m/s
+ Với:
dw1 : là đường kính vòng lăn nhỏ: dw1=2aw/(um+1) = 2.188/(4+1) = 75,2 (mm)
Tra bảng 6.13-Tr 102 [2]: với v = 3,81 < 4 (m/s) nên cấp chính xác của bánh răng là 9. Tra Bảng 6.14-Tr107 [2] : ta được KHa = 1,16
- Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép :
[sH]CX = [sH].Zv.ZR.KxH (2.34)
Đường kính vòng đỉnh da < 700 (mm) Þ lấy KxH = 1 (KxH : là hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng)
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 Ra = 2,5 ¸ 1,25 (mm) Þ lấy ZR = 0,95 (ZR : làhệ số kể đến độ nhám bề mặt răng làm việc)
Từ (2.34) Þ [sH]CX = 495,46.1.1.0,95 = 470,69 (MPa)
=> Như vậy sH < [sH]CX do đó thoả mãn độ bền tiếp xúc.
3. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn :
- Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép:
Với: m = 2,5 (mm) Þ YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2,5) = 1,016(YS : là hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với tập trung ứng suất), = 1 ( bánh răng phay).
YR = 1 : hệ số phụ thuộc độ nhám
KxF = 1 vì da < 400(mm): hệ số xét đến kích thước bánh răng.
[sF1]CX = [sF1].YR.YS.KxF =252,57 .1.1,016.1 = 256,6 (MPa) > sF1
[sF2]CX = [sF2]YRYSKxF = 236,57.1.1,016.1 =240,36 (MPa) > sF2
Vậy bánh răng thoả mãn điều kiện độ bền uốn .
* Kiểm nghiệm răng về quá tải:
+ Ứng suất uốn cực đại:
sF1max = sF1 . Kqt = 57,85. 1,4 = 80,99 (MPa) < [sF1]max = 256,6 (MPa)
sF2max = sF2 . Kqt= 54,8.1,4 = 76,72 (MPa ) < [sF2]max = 240,36 (MPa)
=> Thỏa mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.
Vậy bánh răng đủ bền khi quá tải
+ Đường kính vòng chia :
d1 = 78 mm
d2 = 312 mm
+ Đường kính đỉnh răng :
da1 = d1+2.(1+x1- Y).m =78 + 2.(1+0-0).2 ,5= 83 mm
da2 = d2 + 2.(1+x2- Y).m =312 + 2.(1+0-0).2,5 = 317 mm
+ Đường kính đáy răng :
df1 = d1 - (2,5- 2.x1).m = 78 - (2,5- 0). 2,5 = 72 mm
df2 = d2 - (2,5- 2.x2).m = 312 - (2,5- 0). 2,5 = 306 mm
Phần III. THIẾT KẾ TRỤC
1. Chọn vật liệu.
Trục của hộp giảm tốc chỉ chịu tải trọng nhỏ, do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiện có sb = 600 (Mpa); sch = 340 (Mpa); ứng suất xoắn cho phép [t ] = ( 12 - 20 ) (Mpa).
3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
- Dựa theo đường kính trục sơ bộ, tra bảng 10.2 – Tr 189 [2], xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo :
* Trên trục I:
- Theo yêu cầu lắp ghép nên chọn b01 = 19mm
lm12 = (1,4¸2,5)d1 = (1,4¸2,5).30 = (42¸75) mm
Lấy lm12 = 60(mm)
lm13 = (1,2 ¸ 1,5)d1 = (1,2 ¸ 1,5).30 = (36¸45) mm
Lấy lm13 = 40 (mm)
* Trên trục II: Trên trục có 2 mayơ của 2 bánh răng trụ.
- Theo yêu cầu lắp ghép nên chọn b02 = 23mm
lm22 = (1,2¸1,5)d2 =(1,2¸1,5).40 =(48¸60)mm
Lấy lm22 =60 (mm) = lm23
* Trên trục III: Trên trục có mayơ của bánh răng trụ và mayơ của khớp nối
Theo yêu cầu lắp ghép nên chọn b03 = 35mm
lm32 = (1,2¸1,5)d3 = (1,2¸1,4).70 = (84¸98)mm
Lấy lm32= 84(mm)
- Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay, theo bảng 10.4 – Tr 191 [2] , ta có:
* Trục I:
l12 = 0,5.(b01+lm12)+hn +k3 = 0,5.(60+ 19)+ 12 + 18 =69,5 (mm)
l13 = 0,5.(lm13+b01) +2.k1 +k2 = 0,5.(40+19)+ 2.10 + 8 = 57,5 (mm)
* Trục III:
l32 = l23 = 0,5(lm32 + bo3)+ k1+k2 = 0,5(84 + 35)+ 10 + 8 = 77,5(mm)
l31 = 2.l32 + k1 = 2.77,5 + 10 = 165 (mm)
l33= l31 +k3 + hn + 0,5.(b03 + lm33) = 165 + 12 + 18 + 0,5.(35 + 100)=262,5 (mm )
3.1. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục
a) Trục I: T1 = 69257,23 Nmm, l12 = 69,5 mm, l13 = 57,5 mm
d1 = 30 mm => Dt = 50
- Frk1 = ( 0,2 ÷ 0,3 ).2 T1/Dt = ( 0,2 ÷ 0,3 ).2.69257,23/ 50 = ( 554,06 ÷ 831,09)
Chọn Frk1 = 831,09 N
- Xác định phản lực tại các ổ :
+ Lấy momen tại B
XB = Frk1.(l12 + 9,5)/bo1 = 831,09.(69,5+9,5)/19 = 3455,6 N
Z Fx = 0 =>XC = XB - Frk1 = 3455,6 -831,09 = 2624,51 N
Z Fy = 0 => YC.19 + Fr1.l13 - Fa1.67 =0 => YC =( -Fr1.l13 + Fa1.67)/19 = (-696,91.57,5+ 522,96.67)/19 = -264,95 N
+ Phương trình tổng lực theo phương Y:
ZFy = 0 ó YB – YC – Fr1 =0 => YB = YC + Fr1 = -264,95 + 696,91 = 431,96 N
Từ biểu đồ ta thấy các mặt cắt nguy hiểm tại A, B, C, D. Ta tiến hành xác định đường kính trục tại các mặt cắt.
- Từ biểu đồ ta thấy các mặt cắt nguy hiểm tại A, B, C, D. Ta tiến hành xác định đường kính trục tại các mặt cắt.
c) Trục số III
- Trên trục III gồm hai chi tiết bánh răng Z4 và khớp nối, do đó các lực tác dụng lên trục gồm:
+ Hai lực vòng Ft4= Ft3= 3409,99 (N
+ Hai lực hướng kính Fr4 = Fr3 = 1241,13 N
+ Và lực do khớp nối Frk3= (0,2 ÷ 0,3)2T3/Dt = (0,2 ÷ 0,3).1020400,165/105
= (1943,62..2915,43) N lấy Frk = 1943,62N. Ngoài ra còn có phản lực tại các ổ lăn.
T3 =1020400,165 Nmm, l32 = 77,5 mm, l31=165 mm, l33=262,5 mm
- Theo phương X:
Lấy mômen tại A, ta có :
åMA = 0 => XC = Frk.l33/l31 = 1943,62.262,5/165 = 3092,12 (N)
åFx = 0 => XA = XC -Frk = 3092,12- 1943,62 = 1148,5 (N)
- Theo phương Y
Lấy mômen tại A, ta có :
ZMA = 0 => YC = -Fr4.l32/l31= -1241,13.77,5/165 = -582,955 (N)
ZFY = 0 => YA – Fr4 –YC = 0 => YA = Fr4 +YC = 1241,13-582,955 = 658,175 (N)
+ Xác định đường kính tại 2 ổ lăn A,C:
Momen tại A bằng 0 nên ta tính đường kính trục tại A theo C
MCtd = 899908,37 Nmm
dC ≥ = 56,46
Theo tiêu chuẩn lắp ghép và chế tạo dA = dC= 63 mm
3.2. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
- Khi xác định đường kính trục, ta chưa xét đến một số ảnh hưởng của độ bền mỏi trục như đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt.Vì vậy cần kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố trên.
Ta có: σb = 600MPa
=> s-1 = 0,436.600 = 261,6 ( Mpa)
=> t-1 = 0,58.261,6 = 151,73 ( Mpa)
3.2.1. Kiểm nghiệm đối với trục I :
- Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ mômen tương ứng có thể thấy tiết diện C lắp ổ lăn là tiết diện nguy hiểm, cần được kiểm tra về độ bền mỏi về phía bên trái.
- Ta có đường kính truc tại chỗ lắp ổ lăn là dI = 30 (mm), tra bảng 9.1a – Tr 173 [1], ta có kích thước then chiều rộng b = 8 mm; chiều sâu rãnh then trên trục t1= 4 mm.
WC = 2290,19 (mm3)
WoC = 4940,90(mm3)
MCt = 49865,49 (Nmm)
soC = smaxC = 21,77(Mpa)
toC = 7,01(Mpa)
- Hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi: Tra bảng 10.10 – Tr 198 [2], ta có: es = 0,92 ; et = 0,89
- Hệ số an toàn riêng:
ssc = 6,1
stc = 12,09
=> s c =5,45> [s] = 1,5…2,5
Vậy trục I thỏa điều kiện bền mỏi.
3.2.2. Kiểm nghiệm đối với trục II :
- Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ mômen tương ứng có thể thấy tiết diện lắp bánh răng 3 (tiết diện tại C) là tiết diện nguy hiểm, cần được kiểm tra về độ bền mỏi về phía trái điểm C
- Ta có đường kính truc tại chỗ lắp bánh răng là dII=38 (mm), tra bảng 9.1a – Tr 173[1], ta có kích thước then chiều rộng b =10mm, chiều sâu rãnh then trên trục t1 = 5 mm.
Ta có :
WC = 4670,6 (mm3)
WoC = 10057,6 (mm3)
soC = smaxC = 28,47(Mpa)
toC = 6,61(Mpa)
4. Tính kiểm nghiệm độ bền của then :
σd và τc : là ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán (MPa)
d (mm) : là đường kính trục
T (Nmm) : là mô men xoắn trên trục
lt ,b; h; t1 : là kích thước của then
[σd] = 150 MPa : là ứng suất dập cho phép (tra bảng 9.5)
[τc] = 60 … 90 MPa : là ứng suất cắt cho phép
lt = 1,35d
Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.
4. Tính toán ổ lăn:
4.1. Trục I :
Chọn loại ổ : ta có trục I chỉ chịu xoắn nên ta dùng loại ổ bi đỡ chặn.
Với kết cấu và đường kính ngõng trục d = 25 mm chọn ổ bi đỡ chặn cỡ trung hẹp theo bảng P2.12 ta chọn ổ : 46305với các thông số :
+ Đường kính trong : d= 25 mm
+ Đường kính ngoài : D = 62 mm
4.3. Trục III :
a) Chọn loại ổ :
Do trục III chỉ chịu lực hướng tâm nên ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy.
b) Chọn kích thước ổ :
Với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d = 60mm ta chọn ổ bi đỡ cỡ trungtheo bảng P2.7 ổ có kí hiệu 312 :
+ Đường kính trong: d = 60 mm ,
+ Đường kính ngoài: D = 130 mm ,
+ Khả năng tải động: C = 64,1 kN
+ Khả năng tải tĩnh : C0 = 49,4 kN
d) Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ :
Theo bảng (11.6) với ổ bi 1 dãy :
X0 = 0,6 ; Y0 = 0,50
Theo công thức (11.9) khả năng tải tĩnh của ổ :
Qt = X0.Fr + Y0.Fa = 0,6 2483,5 + 0,5 . 0 = 1490,1 N
=> Qt = 1940,1 < Fr0 = 2483,5 N
Vậy tất cả các ổ đều đảm bảo khả năng tải tĩnh và tải động.
5. Tính chọn khớp nối:
5.1. Khớp nối cho đầu vào trục I:
- Đường kính chỗ lắp khớp nối: d = 25 mm
- Khớp nối là chi tiết tiêu chuẩn vì vậy trong thiết kế thường dựa vào mômen xoắn Tt được xác định theo công thức sau đây để chọn kích thước khớp nối [3]:
Tt= k.T £ [T]
Tra bảng 16-10a – Tr68 [3] : với d = 25mm, ta có :
[T] = 125 Nm = 125.103 Nmm.
=> Tt =1,4.69257,23 = 96960,122 (Nmm) ≈ 96,96 Nm < [T]
Thay các thông số vào các công thức, ta có:
sd = 1,37 < [s]d
su = 40,73 < [s]u
Như vậy, vòng đàn hồi thoả mãn điều kiện bền dập và chốt thoả mãn điều kiện bền uốn.
Vậy, khớp nối đã chọn thoả mãn.
5.2. Khớp nối cho đầu vào trục III:
- Đường kính chỗ lắp khớp nối: d = 63 mm
- Khớp nối là chi tiết tiêu chuẩn vì vậy trong thiết kế thường dựa vào mômen xoắn Tt được xác định theo công thức sau đây để chọn kích thước khớp nối :
Tt= k.T £ [T]
=> Tt =1,4. 1020400,165 = 1428560,231 (Nmm) ≈ 1428,56Nm < [T]
Thay các thông số vào các công thức, ta có:
sd = 1,81 < [s]d
su = 74,04 < [s]u
Như vậy, vòng đàn hồi thoả mãn điều kiện bền dập và chốt thoả mãn điều kiện bền uốn.
Vậy, khớp nối đã chọn thoả mãn.
CHƯƠNG IV: CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ CHỌN CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP
1. Thiết kế các kích thước của vỏ hộp.
1.1. Chọn vật liệu, bề mặt ghép nắp và thân.
- Vỏ hộp giảm tốc đúc có thể có nhiều dạng khác nhau, song chúng đều có chung nhiệm vụ bảo đảm vị trí tượng đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ đến , đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bặm.
- Vật liệu làm hộp giảm tốc ta chọn là gang xám GX 15-32.
- Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua đường tâm trục vì khi đó việc lắp ghép các chi tiết sẽ thuận lợi hơn.
1.2. Các kích thước cơ bản của vỏ hộp.Các kích thước cơ bản của vỏ hộp xác định theo bảng 18.1 – Tr85 [3]:
+ Chiều dầy thành hộp :
d = 0,03.a + 3 = 0,03.195 +3 = 8,85 (mm) (a - khoảng cách tâm). Lấy d = 10 mm
+ Chiều dầy nắp hộp:
d1 = 0,9. d = 0,9. 9 = 8,1 (mm) , chọn d1 = 9 (mm)
+ Gân tăng cứng:
- Chiều dày :
e = (0,8 ÷ 1)d = (0,8 ÷ 1).10 = (8 ÷ 10) (mm). Lấy e =10 mm
- Bulông ghép nắp bích và thân :
d3 = (0,8 ÷ 0,9).d2 = (0,8 ¸ 0,9).16 = (12.18 ÷ 14.14 )mm. Chọn d3 = 12 (mm)
- Chiều dầy bích thân hộp :
S3 = (1,4 ÷ 1,8).d3 = (1,4÷ 1,8).12 = ( 16,8÷ 21,6 ) , Chọn S3 = 20 (mm)
- Chiều dầy bích nắp hộp :
S4 = (0,9÷ 1).S3 = (0,9÷ 1).16= 14,4÷ 16 (mm) Lấy S4 = 16mm
- Khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp :
D ³ (1÷ 1,2).d = (1÷ 1,2).9 = (9÷ 10,8) mm. Chọn D = 10 (mm)
- Khe hở giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp :
D1 = (3¸5).d = (3¸5).9 = (18 ¸ 45). Chọn D1 = 26 (mm)
2. Các chi tiết phụ và chọn chế độ lắp trong hộp
2.1. Cửa thăm.
Để kiểm tra, quan sát các chi tiết trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp. Trên nắp có thể lắp thêm nút thông hơi. Kích thước cửa thăm chọn theo bảng 18.5.[II].
2.3. Nút tháo dầu:
Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn hoặc bị biến chất, do đó phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu. Lúc làm việc lỗ được bít kín bằng nút tháo dầu. Dựa vào bảng 18-7[II] ta chọn nút tháo dầu có kích thước như hình vẽ.
2.5. Vòng chắn dầu:
Vòng gồm 3 rãnh tiết diện tam giác có góc ở đỉnh là 60o . Khoảng cách giữa các đỉnh là 3 (mm). Vòng cách mép trong thành hộp khoảng (0,5÷1) mm. Khe hở giữa vỏ với mặt ngoài của vòng ren là 0,43 (mm)
2.6. Chốt định vị:
Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục. Lỗ trụ lắp ở trên nắp và thân hộp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ có chốt định vị khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ.
2.8, Nắp ổ:
Tra bảng 18.2[II]
Nắp ổ thường được chế tạo bằng gang xám GX15-32
2.11. Bôi trơn ổ lăn và hộp giảm tốc
a) Bôi trơn ổ lăn
- Khi ổ được bôi trơn đúng kỹ thuật sẽ hạn chế được mài mòn bởi vì chất bôi trơn sẽ giúp tránh không để các chi tiết kim loại tiếp xúc trực tiếp với nhau, ma sát trong ổ sẽ giảm, khả năng chống mài mòn của ổ tăng lên, khả năng thoát nhiệt tốt hơn bảo vệ bề mặt không bị han gỉ, đồng thời giảm được tiếng ồn.
- Dựa vào số vòng quay và nhiệt độ làm việc của ổ ta chọn loại mỡ tra vào ổ lăn.
b) Bôi trơn hộp giảm tốc
Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị hỏng, cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc.
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Tập1.
[2]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí. Tập2 Nxb Giáo dục. Hà Nội.
[3]. Nguyễn Trọng Hiệp - Chi tiết máy. Tập1,2
Nxb Giáo dục. Hà nội 1994
[4]. Ninh Đức Tốn - Dung sai và lắp ghép.
Nxb Giáo dục. Hà nội 2004
[5]. Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm - Thiết kế chi tiết máy.
Nxb Giáo dục.
"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"