Đồ án thiết kế hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm

MỤC LỤC PHẦN I CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I Chọn động cơ điện Chọn động cơ điện để dẫn động máy móc hoặc các thiết bị công nghệ là công việc đầu tiên trong quá trình tính toán thiết kế máy.

LỜI NÓI ĐẦU: Thiết kế phát triển hệ thống truyền động vấn đề cốt lõi khí Mặt khác, cơng nghiệp phát triển khơng thể thiếu khí đại Vì vậy, việc thiết kế cải tiến hệ thống truyền động công việc quan trọng công đại hoá đất nước Hiểu biết, nắm vững vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế hệ thống truyền động yêu cầu cần thiết sinh viên, kỹ sư khí Đồ án thiết kế hệ thống truyền động khí giúp ta tìm hiểu thiết kế hộp giảm tốc, qua ta củng cố lại kiến thức học mơn học Truyền động khí, Vẽ kỹ thuật khí, giúp sinh viên có nhìn tổng quan việc thiết kế khí Hộp giảm tốc phận điển hình mà cơng việc thiết kế giúp làm quen với chi tiết bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, q trình thực sinh viên bổ sung hồn thiện kỹ vẽ AutoCad, điều cần thiết với sinh viên khí Do lần làm quen thiết kế với khối lượng kiến thức tổng hợp, có mảng chưa nắm vững dù rấ cố gắng, xong làm em không tránh khỏi sai sót Em mong nhận đóng góp ý kiến từ thầy bạn, giúp em có kiến thức thật bổ ích để sau trường ứng dụng công việc cụ thể Cuối cùng, em xin chân thành cảm ơn thầy PGS.TS Nguyễn Văn Yến giúp đỡ em nhiều trình thực đồ án Sinh viên thực hiện: NGUYỄN THẾ DŨNG SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I Chọn động điện: -Chọn động điện để dẫn động máy móc thiết bị công nghệ công việc q trình tính tốn thiết kế máy.Trong cơng nghiệp sử dụng nhiều loại động như: Động điện chiều, động điện xoay chiều Mỗi loại động có ưu nhược điểm riêng,tùy thuộc vào yêu cầu khác mà ta chọn loại động cho phù hợp: -Với phương án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đơi cấp chậm có: *Ưu điểm : +Tải trọng phân bố cho ổ +Giảm phân bố không đồng tải trọng chiều rộng vành nhờ bánh bố trí đối xứng với ổ +Tại tiết diện nguy hiểm trục trung gian trục mômen xoắn tương ứng với nửa công suất truyền so với trường hợp không khai triển phân đơi +Nhờ mà hộp giảm tốc loại nói chung nhẹ 20% so với hộp giảm tốc khai triển dạng bình thường *Nhược điểm: +Nhược điểm hộp giảm tốc phân đôi bề rộng hộp giảm tốc tăng cấp phân đôi làm thêm cặp bánh so với bình thường Do cấu tạo phận ổ phức tạp hơn, số lượng chi tiết khối lượng gia cơng tăng lên làm tăng giá thành truyền Xác định công suất trục động điện: Công suất trục tang: Ptg = 5,2 kW Công suất cần thiết trục động cơ: Pct = Ptg η (1) Hiệu suất truyền động: η = η ng.η ol3 η br2 Từ bảng 2.3 trang 19 tài liệu Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí Tập1 [1] ta có: Hiệu suất truyền xích: η ng = 0,96 SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: Hiệu suất cặp ổ lăn: η ol = 0,99 η br = 0,98 Hiệu suất cặp bánh răng: => η = 0,96.0,993.0,982 = 0,895 P 5,2 Pct = t = = 5,81 (kW) Thay vào (1) η 0,895 Theo dãy tiêu chuẩn bảng 2.2 tài liệu [1], ta chọn động là: 4A132S4Y3 có Pđc = 7,5 kW Số vòng quay sơ động điện: nsb = ntg ung unh uch Trong đó: ntg = 52 (vòng/phút) ung = : tỷ số truyền truyền xích (chọn theo bảng 2.4 tài liệu [1]) unh uch = uh =14 : tỷ số truyền hộp giảm tốc bánh trụ cấp phân đơi => nsb = 52.2.14 =1456 (vịng/phút) Chọn số vòng quay động nđc theo dãy số tiêu chuẩn gần số vòng quay sơ nsb : => Chọn nđc = 1450 (vòng/phút) II Phân phối tỷ số truyền: Tỷ số truyền: n 1450 u = đc = = 27,88 ntg 52 Phân tỷ số truyền hệ dẫn động: Chia u phần: u = ung unh uch ung =2 : tỷ số truyền truyền xích Ta cnó: uh = unh uch 27,88 => uh = u / ung = =13,94 Đối với hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm: unh = (1,2 ÷ 1,3) uch Chọn unh = 1,2 uch => 1,2 uch = 13,94 => uch = 3,4 => unh = 1,2.3,4 = 4,1 Tính lại giá trị ung theo unh uch hộp giảm tốc: SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: u 27,88 = =2 u nh u ch 4,1.3,4 Xác định cơng suất, moment số vịng quay trục: Dựa vào Pct sơ đồ hệ dẫn động: ung = Tct = 9,55.10 Pct 5,81 = 9,55.10 = 38265,86( N mm) nđc 1450  Đối với trục I: P1 = Pct ηkn ηol = 5,81.1.0,99 = 5,752( kW ) n1 = nđc = 1450 (vg/ph) P 5,752 T1 = 9,55.10 = 9,55.10 = 37883,86( N mm) n1 1450  Đối với trục II: P2 = P1 η br η ol = 5,752.0,98.0,99 = 5,581(kW ) n2 = n1 1450 = = 353(vg/ / ph) unh 4,1  Đối với trục III: n2 353 = = 103(vg / ph) uch 3,4 P 5,415 T3 = 9,55.10 = 9,55.10 = 502070,39( N mm) n3 103 n3 =  Đối với trục tang: Ptg = P3 η ng η ol = 5,415.0,96.0,99 = 5,2(kW ) ntg = n3 103 = = 52(vg / ph) ung Ttg = 9,55.10 Ptg ntg = 9,55.10 5,2 = 955000( N mm) 52 SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: -Lập bảng số liệu: Đại lượng n , vg/ph Trục động 1450 u P , kW T , N.mm Trục I 1450 Trục II 353 4,1 Trục III 103 3,4 Trục tang 52 5,81 5,752 5,581 5,415 5,2 38265,86 37883,86 150987,39 502070,39 955000 SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN A THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI: Bộ truyền xích I Chọn loại xích: Có loại xích: xích ống, xích lăn xích Trong loại xích ta nên chọn xích lăn để thiết kế có ưu điểm: +Có thể thay ma sát trượt ống đĩa (ở xích ống) ma sát lăn lăn đĩa(ở xích lăn) Kết độ bền xích lăn cao xích ống, chế tạo xích lăn khơng khó xích +Ngồi ra: Xích lăn có nhiều thị trường suy dễ thay Vì cơng suất sử dụng khơng q lớn nên chọn xích dãy II Định số đĩa xích: Với u = (đã chọn) Theo bảng 5.4 tài liệu [1] ta chọn số đĩa xích nhỏ z1 = 25 Số đĩa xích lớn: z2 = u.z1 = 2.25 = 50 < zmax = 120 III Định bước xích: Theo cơng thức 5.3 tài liệu [1] ta có cơng thức tính tốn: Pt = P.k.kz.kn z1 = 25 => kz = 25/z1 = 25/25 = Chọn n01 = 200 (vg/ph) => kn = n01/nIII = 200/103 = 1,94 Theo công thức 5.4 bảng 5.6 tài liệu [1] ta có: K = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc K0 = (tâm đĩa xích so với phương ngang K = 1.1.1 1,3.1,2.1 = 1,56 SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: Thay vào công thức 5.3 ta được: Pt = 5,415.1,56.1.1,94 = 16,388 (kW) Thấy [ P ] ≥ Pt = 16,388( kW ) kd (kd = xích dãy) Ta thấy [P] ≤ 19,3 Theo bảng 5.5 với k01, xích dãy Ta chọn bước xích p = 31,75 (mm) IV Khoảng cách trục số mắt xích: a = 40.p = 40.31,75 = 1270 (mm) Theo công thức 5.12 tài liệu [1] ta có số mắt xích: 2a z1 + z ( z − z1 ) p x= + + p 4π a 2.1270 (25 + 50) (50 − 25) 31,75 + + = 117 ,89 31,75 4.3,14 2.1270 Lấy số mắt xích chẵn: xc = 118 Tính lại khoảng cách trục theo cơng thức 5.13 tài liệu [1]: ac = a + 0,5(xc – x)p = 1270 + 0,5(118 – 117,89).31,75 = 1271,746 (mm) Để xích khơng chịu lực căng q lớn ta giảm a lượng ∆a ∆a = 0,003.a = 0,003.1271,746 = 3,81 (mm) Do a = 1271,746 – 3,81 = 1267,936 (mm) Số lần va đập xích theo công thức 5.14 tài liệu [1] x= z1 n1 25.103 = = 1,45 ≤ [ i ] = 25 15.x 15.118 V Kiểm nghiệm xích độ bền: Theo cơng thức 5.15 tài liệu [1]: Q s= k đ Ft + F0 + Fv Theo bảng 5.2 tài liệu [1] ta có tải trọng phá hỏng Q = 88,5 (kN) Khối lượng mét xích q1 = 3,8 kg Kđ = 1,2 (va đập nhẹ) i= v= z1 p.n1 25.31,75.103 = = 1,36(vg / ph) 60000 60000 1000.P = 3981,62( N ) v Fv -lực căng lực li tâm sinh ra: Fv = q.v2 = 3,8.1,362 = 7,03 (N) F0 -lực căng nhánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81.kf.q.a ⇒ Ft = SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: Với f = 0,015.a = 0,015.1270 = 19,05 Lấy kf = (vì góc nghiêng đường nối tâm < 400) => F0 = 9,81.4.3,8.1267,936 = 189064,47 (N) = 189,06 (N) Do đó: s= 88500 = 17,79 1,2.3981,62 + 189,06 + 7,03 Theo bảng 5.10 với n = 200 vg/ph, [s] = 8,5 Vậy s > [s]: Bộ truyền xích đảm bảo đủ bền VI Đường kính vịng chia đĩa xích: Theo cơng thức 5.17 bảng 13.4 tài liệu [1]: -Đường kính vịng chia đĩa xích xác định: +Đường kính vịng chia đĩa dẫn: d1 = p 31,75 = = 253,32(mm) π 180 sin( ) sin( ) z1 25 +Đường kính vịng chia đĩa bị dẫn: d2 = p 31,75 = = 505,65(mm) π 180 sin( ) sin( ) z2 50 - Đường kính vịng đỉnh: da1 = p[0,5 + cotg( π /z1)] = 31,75[0,5 + cotg( π /25)] = 267,2 (mm) da2 = p[0,5 + cotg( π /z2)] = 31,75[0,5 + cotg( π /50)] = 520,5 (mm) - Đường kính vịng chân: Với r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 (theo bảng 5.2 tài liệu [1]): df1 = d1 – 2r = 253,32 – 2.9,62 = 234,08 (mm) df2 = d2 – 2r = 505,65 – 2.9,62 = 486,41 (mm) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đĩa xích: theo cơng thức 5.18 tài liệu [1]: Ta có: σ H = 0,47 k r ( Ft k đ + Fvđ ) E / A.k d ≤ [σ H ] Trong đó: Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số đĩa xích Kr1 = 0,42 ứng với Z1 = 25 Kr2 = 0,24 ứng với Z2 = 50 Kd = truyền xích dãy Kđ = 1,2 hệ số tải trọng động va đập nhẹ SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 10 Fvd lực va đập dãy xích (N) Fvd = 13.10-7 n1.p3.m = 13.10-7.103.31,753.1 = 4,286 (N) E: Mođun đàn hồi: E = 2,1.105 MPa A = 262 diện tích chiếu lề (tra theo bảng 5.12 tài liệu [1]) σ H ứng suất tiếp xúc cho phép tra theo bảng 5.11 tài liệu [1] [ ] Ứng suất tiếp xúc đĩa xích 0,42(3981,62.1,2 + 4,286) 2,1.10 = 596,34 (MPa) 262.1 Ứng suất tiếp xúc đĩa xích σ H = 0.47 0,24(3981,62.1,2 + 4,286)2,1.10 = 450,79 (MPa) σ H = 0.47 262.1 Như theo bảng 5.11 tài liệu [1] để đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa xích ta dùng thép 45 cải thiện đạt độ vấn bề mặt HB = 210 Ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ] = 600 (MPa) Thấy: σ H ≤ [ σ H ] nên đảm bảo độ bền tiếp xúc VII Xác định lực tác dụng lên trục: F r = Kx F t Với Kx = 1,15 : hệ số xét đến tác dụng trọng lượng xích lên trục (do truyền nằm ngang) => Fr = 1,15.3981,62 = 4578,86 N B THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC: I Chọn vật liệu xác định ứng suất cho phép: Chọn vật liệu: Đây truyền bơi trơn tốt (bộ truyền kín) dạng hỏng chủ yếu tróc rỗ bề mặt nên ta tiến hành tính tốn thiết kế theo ứng suất tiếp xúc kiểm nghiệm lại độ bền uốn Chọn vật liệu cấp bánh sau: Cụ thể theo bảng 6.1 tài liệu [1] chọn: Bánh nhỏ: Thép 45 cải thiện đạt độ rắn: HB = 241 ÷ 285, có σ b1 = 850 MPa , σ ch1 = 580 MPa Bánh lớn: Thép 45 cải thiện đạt độ rắn: HB = 192 ÷ 240 , có σ b = 750 MPa, σ ch = 450 MPa Phân cấp tỷ số truyền: Uh = 14 ; SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 11 Cấp nhanh: unh = 4,1 ; Cấp chậm: uch = 3,4 Xác định ứng suất cho phép: Theo bảng 6.2 tài liệu [1] thép 45 cải thiện đạt độ rắn HB = 180 ÷ 350 σ H lim = 2.HB1 + 70 ; σ H = 1,1 ; σ F lim = 1,8 HB ; s F = 1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh lớn HB2 = 230 +Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.245 + 70 = 560 MPa σ H lim = 2.HB2 + 70 = 2.230 + 70 = 530 MPa +Giới hạn mỏi uốn: σ F lim1 = 1,8.245 = 441 MPa σ F lim = 1,8.230 = 414 MPa Số chu kì làm việc sở: Theo công thức 6.5 tài liệu [1]: N HO = 30.H 2, HB Do đó: N HO1 = 30.245 2, = 1,62.10 NHO2 = 30.2302,4 = 1,39.107 Số chu kì làm việc tương đương: Theo cơng thức 6.7 tài liệu [1]: NHE = 60.C ∑ ( Ti / Tmax)3 niti Với: +Số lần ăn khớp vòng quay, bánh quay chiều => c=1 +tb = 9000 giờ: tổng số thời gian làm việc NHE2 = 60.C (n1/u1) t ∑ ∑ ti(Ti /Tmax)3 ti ∑ ti 1450 = 60.1 4,1 9000(13.0,7+0,8.0,3) = 1,79.107 (chu kỳ) NHE2 > NHO2 KHL2 = ⇒ KHL1 = Tương tự: NHE1 > NHO1 Ứng suất tiếp xúc cho phép xác định sơ bộ: SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 12 Theo công thức 10.21 tài liệu [1]: Sτj = τ −1 Kτdj τ aj + ψ τ τ mj Sτj : Hệ số an toàn xét riêng ứng suất tiếp tiết diện J τ −1 : Giới hạn mỏi xoắn Các trục hộp giảm tốc quay, ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ đối xứng Do theo công thức 10.22 tài liệu [1]: σ mj = 0; σ aj = σ max j = Mj Wj Vì trục I quay chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động Do theo cơng thức 10.23 tài liệu [1]: τ mj = τ aj = τ max j T = j 2.Woj c Xác định hệ số an toàn tiết diện nguy hiểm: Dựa vào kết cấu biểu đồ mômen trục, ta thấy tiết diện nguy hiểm cần kiểm tra độ bền mỏi: +Trục I: tiết diện 10 lắp ổ lăn tiết diện 13 lắp bánh +Trục II: tiết diện 22 23 lắp bánh +Trục III: tiết diện 33 lắp bánh tiết diện 31 lắp ổ trượt d Chọn lắp ghép: Các ổ lăn lắp ghép trục theo kiểu k6, lắp đĩa xích, nối trục, bánh theo kiểu k6 kết hợp lắp then Kích thước then trị số mơmen cản uốn mômen xoắn ứng với tiết diện sau: (kích thước then tra theo bảng 9.1; trị số mômen cản uốn mômen xoắn tương đương tra theo bảng 10.6 tài liệu [1]): πd 3j b.t1.(d j − t1 ) Wj = − 32 2.d j Woj = πd 3j 16 − b.t1 (d j − t1 ) 2d j SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 48 Tiết diện Đường kính trục (mm) b×h t1 Wj (mm3) Woj (mm3) 10 13 22 23 31 33 20 30 30 40 40 56 5x5 8x7 8x7 8x7 8x7 10 x 4 4 677,02 2290,19 2290,19 5764,79 5764,79 16079,9 1462,42 4940,9 4940,9 12047,9 12047,9 33320,9 e Xác định hệ số K σaj Kτaj chi tiết nguy hiểm: Theo công thức 10.25 10.26 tài liệu [1]: Kσdj Kτdj  Kσ   + K x − 1 ε  = σ Ky  Kτ   + K x − 1 ε  = τ Ky Các trục gia công máy tiện Tại tiết diện nguy hiểm yờu cu t Ra = 2,5 ữ 0,63 àm Theo bảng 10.8 tài liệu [1] hệ số tập trung ứng suất trạng thái bề mặt Kx = 1,06 Không dùng phương pháp tăng bề mặt nên Ky = Dùng dao phay ngón để gia cơng rãnh then nên từ bảng 10.12 tài liệu [1] ta có: K σ = 1,76 Kτ = 1,54 Theo bảng 10.10 tài liệu [1] ta có thơng số sau: d10 = 20 mm ⇒ ε σ = 0,92; ε τ = 0,89 d13 = 30 mm ⇒ ε σ = 0,88; d 22 = 34 mm ⇒ ε σ = 0,85; d 23 = 40 mm ⇒ ε σ = 0,85; d 31 = 40 mm ⇒ ε σ = 0,85; ε τ = 0,81 ε τ = 0,78 ε τ = 0,78 ε τ = 0,78 SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 49 d 33 = 56 mm ⇒ ε σ = 0,76; ε τ = 0,73 Theo bảng 10.11 tài liệu [1] ta tra Kτ Kσ lắp căng tiết diện ετ εσ nguy hiểm Kết tính tốn ghi bảng sau: Tiết d Kτ K σd Kσ do diện (mm) ετ εσ 10 13 22 23 31 33 20 30 30 40 40 56 Rãnh then 1,91 2,07 2,07 2,07 2,32 Lắp căng 2,06 2,06 2,06 2,06 2,06 2,52 Rãnh then 1,73 1,9 1,97 1,97 1,97 2,11 Lắp căng 1,64 1,64 1,64 1,64 1,64 2,03 1,97 2,06 2,13 2,13 2,13 2,38 σ aj τ aj S Kτd Sσ 1,79 1,96 2,03 2,03 2,03 2,03 4,8 6,55 27,69 12,95 3,87 3,77 20,21 33,71 3,83 3,71 1,72 9,78 71,61 7,64 1,69 4,55 23,88 26,97 3,13 4,47 4,8 3,59 25,61 20,84 2,87 1,93 9,93 56,89 7,53 1,89 Sτ Ta thấy tiết diện nguy hiểm trục đảm bảo an toàn độ bền mỏi Kiểm nghiệm độ bền then: SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 50 Với tiết diện dùng mối ghép then ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép độ bền dập σ d độ bền cắt τ c Theo công thức 9.1 9.2 tài liệu [1]: 2T ≤ [σ d ] d lt ( h − t1 ) 2T τc = ≤ [τ c ] d lt b σd = Với l t ≈ 1,35.d Tính chọn theo tính chất ta có chiều dài then cho bảng 9.1 tài liệu [1]: Ta có bảng kiểm nghiệm then sau: d (mm) lt (mm) t1 T (N.mm) σ (MPa) τ (MPa) b×h d c 20 30 30 40 40 27 40 40 54 54 5x5 8x7 8x7 8x7 8x7 4 4 56 75 10 x 37883,86 37883,86 75493,7 75493,7 502070,3 502070,3 70,16 21,05 41,94 23,3 94,96 28,06 7,89 15,72 8,74 27,11 79,69 23,9 Theo bảng 9.5 tài liệu [1] với tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định: [σ d ] = 100 (MPa) [τ c ] = (60 / ÷ 90 / 3) = 20 ÷ 30 ( MPa) Vậy: Các mối ghép then đảm bảo độ bền dập độ bền cắt B TÍNH TỐN CHỌN Ổ: Ta biết hộp giảm tốc phân đôi có tác dụng phân bố tải trọng cho cặp bánh phân đơi Do đó, người ta dùng hai cặp bánh nghiêng có thơng số hình học hoàn toàn giống điểm khác biệt với bánh nghiêng thường góc nghiêng lớn 30o  40o thay từ 8o 20o bình thường SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 51 Đồng thời, hai cặp bánh có hướng ngược để khử thành phần lực dọc trục hai trục mang cặp bánh phân đôi trục cố định với vỏ hộp trục lại lắp đặt ổ tùy động cho phép trục tùy ý di động dọc trục Việc lắp có tác dụng điều chỉnh trục mà lực công suất truyền không đồng bánh sai số lắp đặt chế tạo truyền Thường ổ tùy động loại đũa trụ ngắn đỡ có ngấn chặn vòng lắp đặt gối đỡ chịu tải nhỏ Trên trục vào hộp giảm tốc gối ổ sử dụng ổ cố định thích hợp để lắp đặt I Trục I: (trục vào hộp giảm tốc) Chọn loại ổ lăn: Lực dọc trục bánh tác dụng lên ổ: Fa = Fa1 = 1023,49 (N) Tải trọng hướng tâm: Trên ổ 1: Fr1 = Flx210 + Fly210 = 645,19 + 726,04 = 971,29 ( N ) Trên ổ 2: Fr = Flx211 + Fly211 = 779,94 + 726,04 = 1065,57 ( N ) Fa Fa 1023,49 : Ta thấy tỷ số = = 0,96 > 0,3, tức lực dọc trục Fr 1065,57 Fr đáng kể, mà trục quay với tốc độ động nên ta chọn loại ổ ổ bi đỡ - chặn dãy, có sơ đồ bố trí sau: Xét tỷ số Dựa vào đường kính ngõng trục d11 = 20 mm Tra bảng P2.12 tài liệu [1] chọn loại ổ bi đỡ-chặn cỡ trung hẹp có ký hiệu 46304; Đường kính d = 20 mm; Đường kính ngồi D = 52 mm; Khả tải trọng động C = 14 kN; Khả tải trọng tĩnh Co = 9,17 kN; B = 15 mm; r = 2,0 mm; r1 = 1,0 mm; đường kính bi db = 0,64(D-d) = 0,64(52-20) = 20,48 mm Kiểm nghiệm khả tải động: Ta kiểm nghiệm với ổ chịu tải trọng lớn Fr = Fr2 = 1065,57 (N) Theo công thức 11.3 tài liệu [1]: Q = (V.X.Fr + Y.Fa).Kt.Kd Trong đó: Fr = 1,06557 (kN): Tải trọng hướng tâm SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 52 Fa: Tải trọng dọc trục V: Hệ số kể đến vòng quay V = Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ t Q = (V.X.Fr + Y.Fa).Kt.Kd = (1.1.1,06557 + 0.1,02349).1.1,2 = 1,27868 (kN) Khả tải động theo công thức 11.1 tài liệu [1]: Cd = Qm L Với: Q: tải trọng động quy ước, kN L: tuổi thọ tính triệu vòng quay m: bậc đường cong mỏi thử ổ lăn, m = ổ bi LH = K HE t Σ Theo bảng 6.4 tài liệu [1]: KHE = 0,125 LH = 0,125.9000 = 1125 => C d = Q.3 60.n.LH 60.1450.1125 = , 27868 = 5,89277 (kN ) 10 10 Thấy: Cd = 5,89277 (kN) < C = 14 (kN) Vậy: Khả tải động ổ lăn đảm bảo Kiểm nghiệm khả tải tĩnh: Theo công thức 11.19 tài liệu [1]: Qt1 = Xo.Fr + Yo.Fa Tra bảng 11.6 tài liệu [1]: Xo = 0,5 ; Yo = 0,37 => Qt1 = 0,5.1,06557 + 0,37.1,02349 = 0,91 (kN) Theo công thức 11.20 tài liệu [1]: Qt2 = Fr = 1,06557 (kN) Qo = max[Qt1; Qt2] = 1,06557 (kN) < Co = 9,17 (kN) Vậy: Khả tải tĩnh ổ lăn đảm bảo II Trục II: (trục trung gian hộp giảm tốc) Chọn loại ổ lăn: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 4: Trên ổ 3: Fr = Flx220 + Fly220 = 3379,032 + 1254,79 = 3604,49 ( N ) SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 53 Trên ổ 4: Fr = Flx221 + Fly221 = 3379,032 + 1254,79 = 3604,49 ( N ) Fr = Fr = 3604,49 (N) Ta biết thành phần lực dọc trục tác dụng lên trục trung gian hộp giảm tốc Fz  Fz22  Fz24  nên Fz / Fr  Tuy nhiên phải chịu lực hướng tâm lớn, trục quay với tốc độ cao Tức ổ chịu tải trọng lớn nên ta chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ có ngấn chặn vịng trong, nhằm tăng khả tải, độ cứng ổ thuận lợi cho việc lắp ghép, có sơ đồ bố trí sau: Dựa vào đường kính ngõng trục d21 = 28 (mm) Tra bảng P2.8 tài liệu [1] chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ trung hẹp có ký hiệu 2306; Đường kính d = 30 mm; Đường kính ngồi D = 72 mm; Khả tải trọng động C = 30,2 kN; Khả tải trọng tĩnh Co = 20,6 kN; B = 19 mm; r = r1 = 2,0 mm; đường kính bi db = 0,64(D-d) = 0,64(72-30) = 26,88 mm Kiểm nghiệm khả tải động: Lực dọc trục Fa bị triệt tiêu => Fa =0 (N) Với ổ đũa trụ ngắn đỡ không tiếp nhận lực dọc trục nên ta có: Theo cơng thức 11.6 tài liệu [1]: Q = V.Fr.Kt.Kd Trong đó: V: hệ số kể đến vịng quay,vì vịng quay nên V=1 Fr = Fr = Fr = 3,60449 (kN): Tải trọng hướng tâm Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ t Q = 1.3,60449.1.1,2 = 4,32539 (kN) Ta có: m = 10/3 ổ đũa Khả tải động quy ước xác định theo công thức 11.1 tài liệu [1]: 60.n.LH 60.353.1125 => C d = Q m L = Q.m = 4,32539.10 / = 11,19822 ( N ) 10 10 Thấy: Cd = 11,19822 (kN) < C = 30,2 (kN) Vậy: Khả tải động ổ lăn đảm bảo Kiểm tra khả tải tĩnh: Ta có Fa = 0, theo cơng thức 11.19 tài liệu [1]: Qt1 = Qt1 = Xo.Fr + Yo.Fa SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 54 = X0.Fr (X0 = 0,5 theo bảng 11.6 tài liệu [1]) = 0,5.3,60449 = 1,8 (kN) Theo công thức 11.20 tài liệu [1]: Qt2 = Fr = 3,60449 (kN) Qo = max[Qt1; Qt2] = 3,60449 (kN) < Co = 20,6 (kN) Vậy: Khả tải tĩnh ổ lăn đảm bảo III Trục III: (trục hộp giảm tốc) Chọn loại ổ lăn: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 6: Trên ổ 5: Fr = Flx230 + Fly230 = 3997,86 + 5942,49 = 7162,13 ( N ) Trên ổ 6: Fr = Flx231 + Fly231 = 3543,8 + 1980,832 = 4059,83 ( N ) Vậy ta kiểm nghiệm theo ổ gối 30 ổ có lực hướng tâm lớn nhất: Fr = 7162,13 (N) Do trục lắp cặp bánh nghiêng có kích thước hình học giống Do thành phần lực tổng hợp tác dụng theo phương dọc trục F a  Vậy ta chọn ổ ổ bi đỡ dãy cho gối 30 31 loại ổ có khả chịu lực hướng tâm lớn, thêm vào giá thành lại thấp tất loại ổ có cấu tạo đơn giản, có sơ đồ bố trí sau: Với đường kính ngõng trục d30 = 40 mm Theo bảng P2.7 tài liệu [1] ta chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ có ký hiệu 208; Đường kính d = 40 mm; Đường kính ngồi D = 80 mm; Khả tải trọng động C = 25,6 kN; Khả tải trọng tĩnh Co = 18,10 kN; B = 18 mm; r =2,0mm ; đường kính bi db = 12,7 mm Kiểm nghiệm khả tải động: Lực dọc trục Fa = (N), theo công thức 11.3 tài liệu [1]: Q = X.V.Fr.Kt.Kd Trong đó: V: Hệ số kể đến vịng quay, vòng quay nên V = Fr = 7,16213 (kN): Tải trọng hướng tâm Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ t Q = 1.1.7,16213.1.1,2 = 8,59456 (kN) Ta có: m =3 ổ bi Khả tải trọng động ổ xác định theo công thức 11.1 tài liệu [1]: 60.n.LH 60.103.1125 C d = Q m L = Q.3 = , 59456 = 16,40353 (kN ) 10 10 Thấy: Cd = 16,40353 (kN) < C = 25,6 (kN) Vậy: Khả tải động ổ lăn đảm bảo Kiểm tra khả tải tĩnh: Ta có Fa = 0, theo công thức 11.19 tài liệu [1]: Qt1 = Qt1 = Xo.Fr + Yo.Fa = X0.Fr (X0 = 0,6 theo bảng 11.6 tài liệu [1]) = 0,6.7,16213 = 4,29728 (kN) Theo công thức 11.20 tài liệu [1]: Qt2 = Fr = 7,16213 (kN) Qo = max[Qt1; Qt2] = 7,16213 (kN) < Co = 18,10 (kN) Vậy: Khả tải tĩnh ổ lăn đảm bảo C TÍNH TỐN CHỌN KHỚP NỐI: Mơmen xoắn tính tốn xác định theo công thức sau: Tt = k.T = 2.37883,86 = 75767,72 (N.mm) Tt  75 (N.m) Với Tt = 75N.m đường kính trục d 12 = 26mm tra bảng 16.10a tài liệu [2] kích thước trục nối vịng đàn hồi kích thước vịng đàn hồi sau: + Bảng thơng số kích thước nối trục vịng đàn hồi: + Bảng thơng số kích thước vịng đàn hồi: SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 56 Vì truyền xích tải, nên theo bảng 16.1 tài liệu [2]: k =2 Ứng suất dập vòng đàn hồi xác định theo công thức trang 69 tài liệu [2]: 2.k T 2.2.37883,86 = = 2,37 ( MPa) Z D0 d c l3 6.71.10.15 Ta thấy: σ d < [σ d ] = (2 ÷ 4) MPa σd = Vậy: Vòng đàn hồi đủ điều kiện bền *THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC: I Tính kết cấu vỏ hộp: Vỏ hộp hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối chi tiết phận máy, tiếp nhận tải trọng chi tiết lắp vỏ truyền tới, đựng dầu bôi trơn, bảo vệ chi tiết máy tránh bụi bặm Chỉ tiêu hộp giảm tốc độ cứng cao khối lượng nhỏ, vật liệu nên dùng hộp giảm tốc GX15-32 II Kết cấu vỏ hộp giảm tốc: (theo bảng 18.1 tài liệu [2]): Các kích thước chủ yếu vỏ hộp: +Chiều dày: Thân hộp: δ = 0,03.a + = 0,03.112 + = 6,36 lấy δ = mm Nắp hộp: δ1 = 0,9.δ = 0,9.8 = 7,2 mm lấy δ1 = mm +Gân tăng cứng: Chiều dày: e = (0,8 ÷ 1)δ = mm Chiều cao: h < 58 mm Độ dốc: 20 +Đường kính: Bulơng nền: d1 > 0,04.a + 10 = 0,04.112 + 10 =12,48 mm > 12 mm Lấy d1 = 15 mm Bulông cạnh ổ: d2 = (0,2 ÷ 0,8)d1 = 10,5 ÷ 12 mm lấy d2 = 12 mm Bulơng ghép nắp bích thân: d3 = (0,8 ÷ 0,9)d2 = 9,6 ÷ 10,8 mm Lấy d3 = 10 mm Vít ghép nắp ổ: d4 = (0,6 ÷ 0,7)d2 = 7,2 ÷ 8,4 mm lấy d4 = mm Vít ghép nắp cửa quan sát: d5 = (0,5 ÷ 0,6)d2 = ÷ 7,2 mm Lấy d5 = mm +Mặt bích ghép nắp thân: Chiều dày bích thân hộp: S3 = (1,4 ÷ 1,8)d3 = 14 ÷ 18 mm SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 57 Lấy S3 = 18 mm Chiều dày bích nắp hộp: S4 = (0,9 ÷ 1)S3 = 17 mm Bề rộng bích nắp thân: K3 = K2 - (3 ÷ 5) = 36 mm +Đường kính gối trục: Đường kính ngồi tâm lỗ vít: D2, D3 tra theo bảng 18.2 tài liệu [2] Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 = E2 + R2 + (3 ÷ 5) Tâm lỗ bulơng cạnh ổ: E2 = 1,6d2 = 19 mm => K2 = 19 + 16 + (3 ÷ 5) = 38 ÷ 40 mm lấy K2 = 40 mm Khoảng cách từ tâm bulông cạnh ổ đến tâm ổ: C ≈ D3 Sao cho k ≥ 1,2d2; k khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ: Trục D D2 D3 D4 h d4 I 62 75 90 52 M6 II 47 60 70 37 M6 III 62 75 90 52 M6 +Mặt đế hộp: (khi có phần lồi) S1 = (1,4 ÷ 1,7)d1 = 21 ÷ 25,5 mm lấy S1 = 24 mm S2 = (1 ÷ 1,1)d1 = 15 ÷ 16,5 mm lấy S2 = 16 mm +Bề rộng mặt đế hộp: k1 = 3.d1 = 45mm; q ≥ k1 + δ = 53 mm Chọn q = 62 mm +Khe hở chi tiết: Giữa bánh với thành hộp: ∆ = 10 mm Giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp: ∆1 = 40 mm Giữa mặt bên bánh với nhau: ∆ = 10 mm +Số lượng bulông nền: Z = z 4 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí Tập1 [2] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính tốn thiết kế hệ dẫn động khí Tập2 NXB Giáo dục Hà Nội [3] Nguyễn Trọng Hiệp – Chi tiết máy Tập1;2 NXB Giáo dục Hà Nội 1994 SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 58 [4] Ninh Đức Tốn – Dung sai lắp ghép NXB Giáo dục Hà Nội 2004 [5] Nguyễn Trọng Hiệp, Nguyễn Văn Lẫm – Thiết kế chi tiết máy NXB Giáo dục SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 59 MỤC LỤC Trang bìa .1 Đầu đề đồ án Lời nói đầu PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I Chọn động điện .4 Xác định công suất trục động điện Số vòng quay sơ động điện .5 II Phân phối tỷ số truyền Tỷ số truyền Phân tỷ số truyền hệ dẫn động Tính lại giá trị ung theo unh uch hộp giảm tốc .5 Xác định cơng suất, moment số vịng quay trục .6 PHẦN II: THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN A THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI: Bộ truyền xích I Chọn loại xích II Định số đĩa xích III Định bước xích IV Khoảng cách trục số mắt xích V Kiểm nghiệm xích độ bền VI Đường kính vịng chia đĩa xích .10 VII Xác định lực tác dụng lên trục .11 B THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC 11 I Chọn vật liệu xác định ứng suất cho phép 11 II Tính tốn truyền cấp nhanh (bánh trụ nghiêng) 14 III Tính tốn truyền cấp chậm (bánh trụ nghiêng) 19 IV Kiểm tra điều kiện 25 PHẦN III: THIẾT KẾ CÁC TRỤC, THEN, Ổ, KHỚP NỐI 27 A THIẾT KẾ TRỤC 27 I Chọn vật liệu 27 II Xác định tải trọng tác dụng lên trục 27 SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 60 III Tính thiết kế trục 28 Xác định sơ đường kính trục 28 Xác định khoảng cách gối đỡ điểm đặt lực 29 Tính tốn thiết kế trục .32 a Trục I: (trục vào hộp giảm tốc) 32 b Trục II: (trục trung gian hộp giảm tốc) .35 c Trục III: (trục hộp giảm tốc)………………………………………… 38 Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi…………………………………………….43 Kiểm nghiệm độ bền then 46 B TÍNH TỐN CHỌN Ổ 47 I Trục I: (trục vào hộp giảm tốc) 47 II Trục II: (trục trung gian hộp giảm tốc) .49 III Trục III: (trục hộp giảm tốc) .50 C TÍNH TỐN CHỌN KHỚP NỐI 51 *THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 52 I Tính kết cấu vỏ hộp 52 II Kết cấu vỏ hộp giảm tốc 52 Tài liệu tham khảo .54 Mục lục .55 SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 61 SVTK: NGUYỄN THẾ DŨNG Trang: 62 ... triển phân đơi +Nhờ mà hộp giảm tốc loại nói chung nhẹ 20% so với hộp giảm tốc khai triển dạng bình thường *Nhược điểm: +Nhược điểm hộp giảm tốc phân đôi bề rộng hộp giảm tốc tăng cấp phân đôi. .. cho phù hợp: -Với phương án thiết kế hộp giảm tốc hai cấp phân đơi cấp chậm có: *Ưu điểm : +Tải trọng phân bố cho ổ +Giảm phân bố không đồng tải trọng chiều rộng vành nhờ bánh bố trí đối xứng với... cặp bánh răng: -Để giảm mát cơng suất ma sát, giảm mài mịn răng, đảm bảo nhiệt tốt đề phòng chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục truyền hộp giảm tốc -Đối với hộp giảm tốc thiết kế