Tinh thiet ke cac chi tiet do noi 166698

Chọn động cơ điện

Tính chọn công suất động cơ

- Động cơ đợc chọn theo điều kiện phát nóng toả nhiệt thoả mãn điều kiện:

Pđmđc – Công suất định mức trên trục động cơ

Pđtđc – Công suất đẳng trị trên trục động cơ

- Do làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi

-  Pđtđc = Plvđc (Plvđc: Công suất làm việc trên trục động cơ) (1.2)

Từ (1.1) và (1.2)  Pđmđc ≥ Plvđc Với Plvđc P ctlv η ht

1000 =3,9(kW) Theo đề bài: Ft = 3000 (N) – Lực vòng trên trục làm việc v = 1,3 (m/s) – vận tốc vòng tại điểm đặt lực Ft

- Ta tính đợc hiệu suất chung của hệ thống truyền dẫn theo công thức áp dụng cho: động cơ - khớp nối – HGT trụ-trụ – xích: η ht =η k η ô 4 η brt 2 η x

Tra bảng 2.3/Trang 19 – TTTK Hệ dẫn động cơ khí Tập I) ta đợc:

+ Hiệu suất khớp nối trục: k = 1 + Hiệu suất một cặp ổ lăn: ô = 0,995 + Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ: brt = 0,98 + Hiệu suất bộ truyền xích: x = 0,96

 Hiệu suất chung của hệ thống truyền dẫn:

ht = 1.0,995 5 0,98 2 0,96 = 0,9 Thay các số liệu tính toán đợc vào (1.3) ta đợc:

Tính chọn số vòng quay động cơ

- áp dụng cho hệ dẫn động: n lv ` 10 3 v π.D (vg/ph)

Trong đó: v = 1,3 (m/s) – Vận tốc vòng xích tải

D = 320 (mm) - Đờng kính tang quay dẫn xích tải

- Sơ bộ chọn số vòng quay động cơ (nsb)

+ Chọn số vòng quay nsb = 1500 vg/ph

+ Tính sơ bộ tỉ số truyền chung hệ thống dẫn động: u sbht = n sb n lv = 1500

(1.6) Sao cho: uht min ≤ usbht ≤ uht max

Víi: uht min = uHGT min ung min uht max = uHGT max ung max uht min, uht max: Tỉ số truyền cực tiểu và cực đại cho phép của hệ thống truyền dÉn uHGT min, uHGT max: Tỉ số truyền cực tiểu và cực đại cho phép của hộp giảm tốc ung min, ung max: Tỉ số truyền cực tiểu và cực đại cho phép của các bộ truyền ngoài HGT

Tra bảng 2.4/Tr 21/ TTTK Hệ dẫn động cơ khí – Tập 1 áp dụng cho bộ truyền bánh răng trụ, HGT 2 cấp uHGT min = 8 ung min = 2 uHGT max = 40 ung max = 5 (truyền động xích)

Ta thấy: uht min < usbht < uht max (t/m điều kiện)

Vậy ta chọ số vòng quay sơ bộ: nsb = 1500 (vg/ph)

Chọn động cơ

Với các thông số tính toán đợc: Plvđc = 4,3 kW nsb®c = 1500 vg/ph

Tra bảng P.11 – Các thông số kĩ thuật của động cơ diện K

(Phụ lục Tr234/TTTK Hệ dẫn động cơ khí – Tập 1)

Chọn động cơ K132M4 với các thông số kĩ thuật nh sau:

VËn tèc quay (vg/ph)

Kiểm tra điều kiện mở máy của động cơ

- Điều kiện: Công suất mở máy của động cơ (Pmmđc) phải lớn hơn hoặc bằng công suất cản ban đầu trên trục làm việc của động cơ (Pcbđ)

Pmm đc: công suất mở máy động cơ

Pđm đc: Công suất định mức động cơ

Kmm: Hệ số mở máy (Kmm T k

- Công suất cản ban đầu:

 Động cơ điện đợc chọn đảm bảo khả năng khởi động đợc

* Kiểm tra điều kiện quá tải của động cơ:

- Điều kiện kiểm tra: Pđm đc ≥ Pđt đc với điều kiện động cơ làm việc ở chế độ tải thay đổi

- Do theo giả thiết hệ thống làm việc với tải trọng không đổi  không cần phải kiểm tra quá tải Động cơ đã chọn là thoả mãn

* Phân phối tỉ số truyền: Động cơ đợc chọn có nđc = 1445 vg/ph

 Tỉ số truyền (TST) của hệ dẫn động là: u ht =n ®c n lv 45

(1.8) Mặt khác: uht = ung uHGT (ung: tỉ số truyền ngoài hộp giảm tốc) ung = ux = 3,36  uHGT 26,9

 * Phân phối tỉ số truyền cho bộ truyền trong hộp : uHGT = u1.u2

Với u1, u2 lần lợt là tỉ số truyền cấp nhanh và cấp chậm

Tra bảng 3.1/Tr 43/TTTK Hệ dẫn động cơ khí – Tập 1

Ta chọn đợc u1, u2 ứng với TST của hộp uHGT = 8 là: u1 = 3,3 u2 = 2,42

Với tỉ số truyền này hệ thống thoả mãn đồng thời 3 chỉ tiêu:

- Mômen quán tính nhỏ nhất

- Thể tích các bánh răng lớn nhúng trong dầu ít nhất

Tính các thông số trên trục

Số vòng quay trên các trục

Công suất trên các trục

Công suất trên trục động cơ:

Mô men xoắn trên các trục

Bảng 1: Bảng các thông số cơ bản

VËn tèc quay n(vg/ph)

Tính toán thiết kế các bộ truyền cơ khí

Chọn đai dẹt vải cao su do nó có tính bền, dẻo, ít bị ảnh hởng của độ ẩm và sự thay đổi của nhiệt độ.

Xác định các thông số của bộ truyền Đờng kính bánh đai nhỏ: d 1 =( 5,2 6,4 ).

: mômen xoắn trên trục bánh đai nhỏ (cũng chính là mômen xoắn trên trục động cơ)

√3 157390 160(mm ) đối chiếu với dẫy tiêu chuẩn ta chọn d 1 0(mm) Đờng kính bánh đai lớn: d 2 =u d d 1 (1−ε ) với ε =0,01: hệ số trợt.

=> d 2 =2.140 ( 1−0 , 01)'7 , 2 (mm) đối chiếu với dẫy tiêu chuẩn ta chọn d 2 (0( mm )

=> tỉ số truyền thực tế : u t = d 2 d 1 (1−ε ) = 280

=> sai lệch tỉ số truyền: Δuu = ( u t −u d ) u d 100 %= ( 2, 02−2)

Khoảng cách trục: a≥(1,5ữ2) (d 1 +d 2 )=( 1,5ữ2 ) (140+280 )c0ữ840( mm ) vì bộ truyền quay không nhanh lắm nên ta chọn a 00(mm).

Do yêu cầu về tuổi thọ nên l≥ v i ⇔ i ≤i max =3÷5 víi v = π d 1 n dc

Số vòng quay của đai: i=v l!,58

Tăng chiều dài đai thêm 100 (mm) dùng để nối đai

=> chiều dài thực tế của đai: l F62+100G62(mm)

Góc ôm trên bánh đai nhỏ: α 1 0 o − ( d 2 − d 1 ) 57 0 a

(150 là góc ôm tối thiểu yêu cầu đối với đai vải cao su).

Chiều dầy đai: theo bảng “ Tỉ số của chiều dầy đai và đờng kính bánh đai nhỏ” nên dùng δ d 1 = 1

40 =3,5( mm ) nhằm hạn chế ứng suất uốn sinh ra trong đai và tăng tuổi thọ cho đai Đối chiếu với bảng “Kích thớc của đai vải cao su” ta chọn δ 3(mm) với mác đai là БКНЛ-65-2 không có lớp lót với số lớp đai là 3.-65-2 không có lớp lót với số lớp đai là 3. ứng suất có ích cho phép: [ σ F ]=[ σ F ] 0 C α C v C 0 trong đó:

C α : hệ số kể đến ảnh hởng của góc ôm α 1 trên bánh đai nhỏ đến khả năng kéo của đai, tra bảng ”Trị số của hệ số kể đến ảnh hởng của góc ôm” ta đợc giá trị 1,0.

C v : hệ số kể đến ảnh hởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai, tra bảng

“Trị số của hệ số kể đến ảnh hởng của vận tốc” ta đợc giá trị 0,88.

C 0 : hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền trong không gian và phơng pháp căng đai, tra bảng “Trị số của hệ số kể đến ảnh hởng của vị trí bộ truyền” ta đợc giá trị 1 [σ F ] 0 : ứng suất có ích cho phép (MPa) và đợc tính:

[ σ F ] 0 =k 1 −k 2 δ d 1 vì bộ truyền đợc đặt nằm ngang và điều chỉnh định kì lực căng nên ta chọn ứng suất căng ban đầu σ 0 =1,8 (MPa ) , tra bảng “trị số của hệ số k1 và k2 trong công thức trên” ta đợc { k 1 =2,5 ¿¿¿¿

Lực vòng của đai tác dụng lên trục động cơ: F t =

2 , 012 3 A(mm ) với K d : hệ số khi dẫn động bằng động cơ nhóm I, tra bảng” Trị số của hệ số tải trọng động” ta đợc giá trị 1,1.

1 0 Đối chiếu bảng ” Kích thớc của đai vải cao su” lấy trị số tiêu chuẩn b = 40(mm). c) Kết cấu bánh đai

Bánh đai đợc làm từ gang xám GX15-32 bằng phơng pháp đúc

Tra bảng “ Chiều rộng bánh đai và sai lệch giới hạn” ta chọn Chiều rộng bánh đai BP ± 1(mm) và chiều cao phần lồi h=1(mm). d) Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực tác dụng lên trục:

Các thông số của bộ truyền đai Giá trị Đờng kính bánh đai nhỏ d 1 (mm)

140 Đờng kính bánh đai lớn d 2 (mm)

Chiều rộng bánh đai B (mm)

Lực tác dụng lên trục F r (N)

Thiết kế các bộ truyền trong hộp bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh

- Do hộp giảm tốc làm việc với công suất trung bình  chọn vật liệu cho cả 2 bánh răng chủ động và bị động là: thép 45_tôi cải thiện Với các thông số:

- Bánh chủ động (bánh nhỏ) o Vật liệu: thép 45 – tôi cải thiện S < 60

- Bánh bị động (bánh lớn) o Vật liệu: thép 45 – tôi cải thiện S < 100

2 Xác định ứng suất cho phép a ứng suất tiếp xúc cho phép

(2.12) Tính thiết kế Sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH = 1

Với: KHL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

 NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sỏ khi thử về tiếp xúc o N HO1 0 H 2,4 HB 1 0 265 2,4 ,629596 10 6 o N HO2 0 H HB 2,4 2 0 235 2,4 ,712420 10 6

 NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng

Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh  NHE = 60.c.n.t (2.15)

- c = 1: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

- n = 1445: số vòng quay trong 1 phút

- t = 6.365.(2/3).24.0,8 = 28032 (h): tổng số giờ làm việc

Do NHE1 > NHO1  lÊy NHE1 = NHO1 theo (2.14)  KHL1 = 1

NHE2 > NHO2  lÊy NHE1 = NHO1  theo (2.14)  KHL2= 1

2 Q8 , 18( MPa) b Tính ứng suất uốn [  F ]

(2.16) Tính thiết kế Sơ bộ lấy YR.YS.KxF = 1

 KFC: hệ số xét đến ảnh hởng dặt tải Lấy KFC = 1 (Đặt tải 1 phía)

 KFL : hệ số tuổi thọ

K FL = m √ F N FO N EF (2.18) o NFO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử uốn; NFO = 4.10 6 o NEF = NNHE = N = 60.c.n.t

NEF2 = NHE2 = 736,48.10 6 Xét thấy: NEF1,2 > NFO  lấy NEF = NFO để tính

S F =1,75 Tra bảng 6.2/tr 94/TTTK Hệ dẫn động cơ khí – Tập 1 σ 0 F lim 1 =1,8.265G7(MPa) σ 0 F lim 2 =1,8.235B3(MPa)

[ σ F 2 ] = 1 423.1.1 , 75 $1 , 71( MPa ) c ứng suất cho phép khi quá tải

- ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải.

- ứng suất uốn cho phép khi quá tải.

3 TÝnh thiÕt kÕ: a Khoảng cách trục: a w ≥ K a (u+ 1) 3

 T1: Mô men xoắn trên bánh chủ động T1 = 36217,3 Nmm

 Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng Ka = 43

 [H]: ứng suất tiếp xúc cho phép; [H] = 518,18 Mpa

 Các hệ số: ba = 0,4 – chọn theo tiêu chuẩn (bảng 6.6/tr 97)

 KH: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng KH = 1,12 – tra theo bảgn 6.7/Tr 98

Thay các giá trị vào (2.21)  khoảng cách trục sơ bộ

Theo tiêu chuẩn SEV299-75 về kích thớc tiêu chuẩn vỏ hộp giảm tốc

 chiều rộng vành răng đợc tính theo: ba = bw/aw  bw = aw.ba = 100.0,4 = 40mm b Xác định thông số ăn khớp

- Môđun m = (0,01 … 0,02).aw = 1 … 2 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn m = 1,5

- Góc nghiêng trên mặt trụ chia.: sơ bộ chọn góc nghiêng  = 15 0

- Sè r¨ng: o Bánh chủ động: z 1 =2.a w cosβ m(u+1) =2 100.cos15 0

 LÊy z1 = 30 r¨ng o Bánh bị động: z2 = u.z1 = 3,3.29,95 = 98,84  Lấy z2 = 99 răng (2.23)

 tính lại tỉ số truyền: u = 99/30 = 3,3

Do z1 = 30 răng  trong điều kiện đảm bảo hệ số trùng khớp  ≥ 1,2 và độ rắn bánh lớnHB2$5 < 320 mà HB1 – HB2 = 265 – 245 = 20 < 70

 Dùng dịch chỉnh góc với { x 1 =0,5 ¿¿¿¿

Tính lại khoảng cách trục khi có dịch chỉnh góc

  (y: Hệ số giảm đỉnh răng)

4 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc Độ bền tiếp xúc đợc kiểm nghiệm theo công thức σ H =Z M Z H Z ε √ 2T b 1 W K u H m ( u d m w 2 +1 1 ) ≤ [ σ H ] (2.26)

 ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp

 tra bảng 6.5 ta đợc:ZM = 274 MPa 1/3

 ZH: Hệ số kể đến hình dạng bền mặt răng tiếp xúc

 Z: hệ số kkể đến sự trùng khớp của răng

 Theo cách tính gần đúng ε α =[ 1 , 88−3,2 ( z 1 1 + z 1 2 ) ] cos β= [ 1 , 88−3,2 ( 30 1 + 99 1 ) ] cos14 ,65=1 , 68

 KH: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc

 KH = KH.KH.KHv o KH: hệ số kkể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7 với ba = 0,4  bd = 0,9  KH 1,13 o KH: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Tra bảng 6.14/Tr 107  KH = 1,13 (ccx 9) o KHv: hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Tra bảng

 KH = 1,13.1,13.1,01 = 1,29 Thay các hệ số tính toán đợc vào công thức (2.26)  ứng suất tiếp xúc trên bề mặt r¨ng. σ H '4.1,66 0,77√ 40 46 2.36217 , 51 , 3.1 2 3,3 , 29.( 3,3+1 ) B1 , 93≤ [ σ H ] I0 , 9 ( MPa)

Do sai số quá lớn Bộ truyền thừa bền Ta chọn lại bw = 30 (mm)

5 Kiểm nghiệm độ bền uốn: σ F1 =2.T 1 K F Y ε Y β Y F1 b w 1 d w 1 m NHO1  lÊy NHE1 = NHO1 theo (2.14)  KHL1 = 1

NHE1 > NHO  lÊy NHE1 = NHO1  theo (2.14)  KHL2= 1

10 TÝnh thiÕt kÕ a Khoảng cách trục a w ≥ K a (u+ 1) 3

- Môđun m = (0,01 … 0,02).aw = 1,25 … 2,5 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn m = 2

- Sè r¨ng: o Bánh chủ động: β 0 w2 3

 tính lại tỉ số truyền: u = 85/35 = 2,43 (2.40)

Số răng của 2 bánh đều lớn hơn 30 răng  không dùng dịch chỉnh

 Theo cách tính gần đúng εα β

 KH = KH.KH.KHv o KH: hệ số kkể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7 với ba = 0,4  bd = 0,73  KH 1,1 o KH: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Tra bảng 6.14  KH = 1,13 (ccx 9) o KHv: hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Tra bảng

 KH = 1,1.1,13.1,01 = 1,26 Thay các hệ số tính toán đợc vào công thức (2.26)  ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng

Do sai số quá lớn Bộ truyền thừa bền Để tối u Ta chọn lại bw = 42 (mm)

12 Kiểm nghiệm độ bền uốn σ F1 =2.T 1 K F Y ε Y β Y F1 b w 1 d w 1 m (5 ữ 10)mm

Hình 2.2: Kiểm tra điều kiện chạm trục a 1 a 2 x 1 x 2

Víi bé truyÒn trô - trô d 157,26

 4min r¨ng  a 4 4max max 2max 4max min 2min 4min

VËy chiÒu cao ng©m dÇu: x max(x ;x ) 60,36(mm) x min(x ;x ) 76,10(mm)

Do vận tốc vòng của

2 bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm: 3,52 và 1,67 1,5 mức dầu cần bố trí không v ợt quá 1/4 bán kính bánh răng hoặc cách mức dầu max

1 l ợng 10 mm mức dầu x = 60,36 - 10 = 50,36 mm

17 Kiểm tra điều kiện vận tốc:

Sau các bớc tính toán thiết kế nh trên, tỉ số truyền thực tế đã thay đổi so với dự kiến Vì vậy tỉ số truyền và số vòng quay của bánh công tác cần đợc kiểm tra lại:

Uht míi = uHGT míi.ung míi = u1 míi.u2 míi.ung míi

Theo các tỉ số truyền đã tính lại trong khi thiết kế các bộ truyền trong &ngoài hộp

Số vòng quay mới của trục công tác: nmíi = n®c/Uht míi = 1445/26,86 = 53,797 (vg/ph)

Thoả mãn vậy bộ truyền có thể làm việc

Kiểm tra điều kiện ng©m dÇu h X 2m ax

PHÇn III thiết kế các chi tiết đỡ nối

Trục chỉ chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 thờng hóa, có ch 40 (MPa), ứng suất xoắn cho phép [S] = 1220 (MPa)

II/ TÝnh thiÕt kÕ trôc :

1/ Tải trọng tác dụng lên trục a/ Xác định chiều và trị số của các lực từ các bộ truyền bánh răng:

Dựa vào chiều quay của xích tải ta xác định đợc chiều quay của các bánh răng Chọn chiều nghiêng của các bánh răng nh trên hình là hợp lý bởi vì tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ trục II là nhỏ nhất

• Lực tác dụng từ bộ truyền cấp nhanh:

• Lực tác dụng từ bộ truyền cấp chậm: t3 2 w3

Các lực tác dụng trên các bộ truyền bánh răng b/ Lực tác dụng từ bộ truyền xích

2 Tính sơ bộ trục : Đờng kính trục đợc xác định theo mômen xoắn theo công thức

Trong đó: T là mômen của các bộ truyền tác dụng lên trục

[] là ứng suất xoắn cho phép của vật liệu là trục : Với thép 45 ta chọn

Vậy ta có các đờng kính trục sơ bộ nh sau :

Lấy tròn các sơ bộ trục ta có : d1 = 25 (mm) ; d2 = 35 (mm) ; d3 = 45(mm) ; d4 = 65 (mm)

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

Dựa theo đờng kính trục sơ bộ ta sử dụng bảng 10.2 để chọn chiều rộng ổ lăn : d(mm) 25 35 45 65 b0(mm) 17 21 25 33

Tính toán thiết kế các bộ truyền cơ khí A Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài hộp 1 Chọn loại xích

Tính toán thiết kế các bộ truyền trong hộp Bé truyÒn cÊp nhanh 1 Chọn vật liệu

bộ truyền bánh răng trụ cấp nhanh

- Do hộp giảm tốc làm việc với công suất trung bình  chọn vật liệu cho cả 2 bánh răng chủ động và bị động là: thép 45_tôi cải thiện Với các thông số:

- Bánh chủ động (bánh nhỏ) o Vật liệu: thép 45 – tôi cải thiện S < 60

- Bánh bị động (bánh lớn) o Vật liệu: thép 45 – tôi cải thiện S < 100

2 Xác định ứng suất cho phép a ứng suất tiếp xúc cho phép

(2.12) Tính thiết kế Sơ bộ lấy ZR.ZV.KxH = 1

Với: KHL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền

 NHO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sỏ khi thử về tiếp xúc o N HO1 0 H 2,4 HB 1 0 265 2,4 ,629596 10 6 o N HO2 0 H HB 2,4 2 0 235 2,4 ,712420 10 6

 NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tơng đơng

Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh  NHE = 60.c.n.t (2.15)

- c = 1: số lần ăn khớp trong 1 vòng quay

- n = 1445: số vòng quay trong 1 phút

- t = 6.365.(2/3).24.0,8 = 28032 (h): tổng số giờ làm việc

Do NHE1 > NHO1  lÊy NHE1 = NHO1 theo (2.14)  KHL1 = 1

NHE2 > NHO2  lÊy NHE1 = NHO1  theo (2.14)  KHL2= 1

3 TÝnh thiÕt kÕ: a Khoảng cách trục: a w ≥ K a (u+ 1) 3

- Môđun m = (0,01 … 0,02).aw = 1 … 2 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn m = 1,5

- Sè r¨ng: o Bánh chủ động: z 1 =2.a w cosβ m(u+1) =2 100.cos15 0

 tính lại tỉ số truyền: u = 99/30 = 3,3

Do z1 = 30 răng  trong điều kiện đảm bảo hệ số trùng khớp  ≥ 1,2 và độ rắn bánh lớnHB2$5 < 320 mà HB1 – HB2 = 265 – 245 = 20 < 70

 Dùng dịch chỉnh góc với { x 1 =0,5 ¿¿¿¿

Tính lại khoảng cách trục khi có dịch chỉnh góc

  (y: Hệ số giảm đỉnh răng)

 Theo cách tính gần đúng ε α =[ 1 , 88−3,2 ( z 1 1 + z 1 2 ) ] cos β= [ 1 , 88−3,2 ( 30 1 + 99 1 ) ] cos14 ,65=1 , 68

 KH = KH.KH.KHv o KH: hệ số kkể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7 với ba = 0,4  bd = 0,9  KH 1,13 o KH: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Tra bảng 6.14/Tr 107  KH = 1,13 (ccx 9) o KHv: hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Tra bảng

 KH = 1,13.1,13.1,01 = 1,29 Thay các hệ số tính toán đợc vào công thức (2.26)  ứng suất tiếp xúc trên bề mặt r¨ng. σ H '4.1,66 0,77√ 40 46 2.36217 , 51 , 3.1 2 3,3 , 29.( 3,3+1 ) B1 , 93≤ [ σ H ] I0 , 9 ( MPa)

Do sai số quá lớn Bộ truyền thừa bền Ta chọn lại bw = 30 (mm)

5 Kiểm nghiệm độ bền uốn: σ F1 =2.T 1 K F Y ε Y β Y F1 b w 1 d w 1 m NHO1  lÊy NHE1 = NHO1 theo (2.14)  KHL1 = 1

NHE1 > NHO  lÊy NHE1 = NHO1  theo (2.14)  KHL2= 1

10 TÝnh thiÕt kÕ a Khoảng cách trục a w ≥ K a (u+ 1) 3

- Môđun m = (0,01 … 0,02).aw = 1,25 … 2,5 (mm) Theo tiêu chuẩn chọn m = 2

- Sè r¨ng: o Bánh chủ động: β 0 w2 3

 tính lại tỉ số truyền: u = 85/35 = 2,43 (2.40)

Số răng của 2 bánh đều lớn hơn 30 răng  không dùng dịch chỉnh

 Theo cách tính gần đúng εα β

 KH = KH.KH.KHv o KH: hệ số kkể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7 với ba = 0,4  bd = 0,73  KH 1,1 o KH: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Tra bảng 6.14  KH = 1,13 (ccx 9) o KHv: hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp Tra bảng

 KH = 1,1.1,13.1,01 = 1,26 Thay các hệ số tính toán đợc vào công thức (2.26)  ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng

Do sai số quá lớn Bộ truyền thừa bền Để tối u Ta chọn lại bw = 42 (mm)

12 Kiểm nghiệm độ bền uốn σ F1 =2.T 1 K F Y ε Y β Y F1 b w 1 d w 1 m (5 ữ 10)mm

Hình 2.2: Kiểm tra điều kiện chạm trục a 1 a 2 x 1 x 2

Víi bé truyÒn trô - trô d 157,26

 4min r¨ng  a 4 4max max 2max 4max min 2min 4min

VËy chiÒu cao ng©m dÇu: x max(x ;x ) 60,36(mm) x min(x ;x ) 76,10(mm)

Do vận tốc vòng của

2 bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm: 3,52 và 1,67 1,5 mức dầu cần bố trí không v ợt quá 1/4 bán kính bánh răng hoặc cách mức dầu max

1 l ợng 10 mm mức dầu x = 60,36 - 10 = 50,36 mm

17 Kiểm tra điều kiện vận tốc:

Sau các bớc tính toán thiết kế nh trên, tỉ số truyền thực tế đã thay đổi so với dự kiến Vì vậy tỉ số truyền và số vòng quay của bánh công tác cần đợc kiểm tra lại:

Uht míi = uHGT míi.ung míi = u1 míi.u2 míi.ung míi

Theo các tỉ số truyền đã tính lại trong khi thiết kế các bộ truyền trong &ngoài hộp

Số vòng quay mới của trục công tác: nmíi = n®c/Uht míi = 1445/26,86 = 53,797 (vg/ph)

Thoả mãn vậy bộ truyền có thể làm việc

Kiểm tra điều kiện ng©m dÇu h X 2m ax

Tính thiết kế các chi tiết đỡ nối A TÝnh thiÕt kÕ trôc I Chọn vật liệu

TÝnh thiÕt kÕ trôc

1/ Tải trọng tác dụng lên trục a/ Xác định chiều và trị số của các lực từ các bộ truyền bánh răng:

Dựa vào chiều quay của xích tải ta xác định đợc chiều quay của các bánh răng Chọn chiều nghiêng của các bánh răng nh trên hình là hợp lý bởi vì tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ trục II là nhỏ nhất

• Lực tác dụng từ bộ truyền cấp nhanh:

• Lực tác dụng từ bộ truyền cấp chậm: t3 2 w3

Các lực tác dụng trên các bộ truyền bánh răng b/ Lực tác dụng từ bộ truyền xích

2 Tính sơ bộ trục : Đờng kính trục đợc xác định theo mômen xoắn theo công thức

Trong đó: T là mômen của các bộ truyền tác dụng lên trục

[] là ứng suất xoắn cho phép của vật liệu là trục : Với thép 45 ta chọn

Vậy ta có các đờng kính trục sơ bộ nh sau :

Lấy tròn các sơ bộ trục ta có : d1 = 25 (mm) ; d2 = 35 (mm) ; d3 = 45(mm) ; d4 = 65 (mm)

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

Dựa theo đờng kính trục sơ bộ ta sử dụng bảng 10.2 để chọn chiều rộng ổ lăn : d(mm) 25 35 45 65 b0(mm) 17 21 25 33

Chiều dài mayơ đĩa xích và mayơ bánh răng trụ : l mki =(1,2ữ1,5).d k lm13 = (1,21,5).d1 = (1,21,5).25 = 30 37,5 => chọn lấy lm13 = 35 (mm), lm22 = (1,21,5).d2 = (1,21,5).35 = 42 52,5 => chọn lấy lm22 = 45 (mm) lm23 = (1,21,5).d2 = (1,21,5).35 = 42 52,5 => chọn lấy lm23 = 50 (mm) lm32 = (1,21,5).d3 = (1,21,5).45 = 54 67,5 => chọn lấy lm32 = 60 (mm) lm33 = (1,21,5).d3 = (1,21,5).45 = 54 67,5 => chọn lấy lm33 = 65 (mm) lm42 =(1,21,5).d4 =(1,21,5).65 = 72 90 => chọn lấy lm42 = 80 (mm)

 Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi : lm12 = (1,4 2,5).d1 = (1,4 2,5).25 = 35  62,5 => chọn lấy lm12 = 35 (mm)

- Các kích thớc liên quan tra theo bảng 10.3 ta có:

 Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay : k1 = 10 mm

 Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp giảm tốc: k2 = 10 mm

 Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 mm

 Khoảng Côngxôn trên trục tính từ chi tiết ngoài hộp đến gối đỡ: lcki = 0,5( lmki + b0 ) + k3 + hn

Víi k3 = 10 ; hn = 15 lc12 = 0,5( lm12 + b01 ) + k3 + hn= 0,5( 55 + 17 ) + 15 + 15 = 66 (mm) lc33 = 0,5( lm33 + b01 ) + k3 + hn = 0,5( 65 + 25 ) + 10 + 15 = 70 (mm) lc42 = 0,5( lm42 + b01 ) + k3 + hn = 0,5( 80 + 33 ) + 10 + 15 = 81.5 (m)

Khoảng cách từ gối đỡ O đến các chi tiết quay : o l12 = - lc12 = 66 (mm)

Sơ đồ tính khoảng cách

1 k k l k k b l l l b 0 lc 33 l 31 l 32 o l22 = 0,5(lm22 + b02) + k1 + k2 o l22 = 0,5(50 + 21) + 10 + 10 = 55,5 (mm) = l13 o l23 = l22 + 0,5(lm22 + lm23) + k1 = 55,5 + 0,5(50 + 50) + 10 = 115,5 (mm) l32 o l21 = lm22 + lm23 + 3k1 + 2k2 + b0 = 50 + 50 + 3.10 + 2.10 + 21 = 171 (mm) o l11 = l21 = l31 = 171 (mm)

3 / Xác định đ ờng kính và chiều dài các đoạn trục : a/ Trôc I :

• Lực từ khớp nối tác dụng lên trục:

D t là đờng kính vòng tròn qua tâm các chốt nối vòng đàn hồi Tra bảng 16-10a

=> F r k = 0,2.804,83 = 160,97 (N) Đặt lực F r k theo phơng x chiều ngợc chiều với Ft1 để làm tăng ứng suât và biến dạng trôc

Phơng trình cân bằng Mômen Σ m xA = 0 => Ft1.l13 - XB.l11+ F r k lc12 = 0

Phơng trình cân bằng Mômen Σ m yA = 0 => Fr1.l13 + Ma1- YB.l11 = 0

Theo ph ơng z : momen xoắn phía trái điểm C do trục động cơ sinh ra bằng mômen do lực Ft sinh ra ở diểm tiếp xúc trên bánh răng

Xác định đ ờng kính trục : d ¿

Trong đó [] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, tra bảng 10.5 với thép 45 có

Mtd là mômen tơng đơng tại tiết diện đang tính Mtd 2 2 0,75 2

+Tại tiết diện bên phải điểm A :

+ Tại tiết diện bên trái C:

+ Tại tiết diện bên phải C:

65557,8  30846,69  0,75.0  72452,35( Nmm ) dC 3 √ 72452,35 0,1.63 = 22,57(mm) Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 10.2 chọn : dA = 20 (mm) ; dC trái = dC phải = 25 (mm)

+ Tại C có rãnh then nên phải tăng đờng kính trục lên 5% để đảm bảo độ cứng bền. dC = 25 + 0,05 25 = 26,25 (mm)

Chọn dC = 30 (mm) Vậy ta có kết cấu trục nh hình vẽ :

3 7 Hình 3.2 – Biểu đồ Mômen và kết cấu trục 1

• Tính các lực và momen:

2 = 33977,31 (Nmm) Theo ph ơng x : Σ m Ax = 0 => Ft2.l22 + Ft3.l23 – XB.l21= 0

  Σ Fx = 0 => Ft2 + Ft3 – XB – XA = 0

Theo ph ơng y : Σ m Ay = 0 => Fr3.l23 - Fr2.l22 + Ma2 + Ma3 - Y B.l21 = 0

YB = 1037,69 (N) Σ Fy = 0 => Fr3 – Fr2 + YA– YB = 0

Theo ph ơng z : lực Ft2 và Ft3 gây momen xoắn

• Xác định đ ờng kính trục : d ¿

Trong đó [] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, tra theo bảng 10.5 với thép 45 cã b = 600 (MPa)  [] = 63 (MPa)

Mtd là mômen tơng đơngtại tiết diện đang tính Mtd = √ M 2 X

- Tại A: Mx = My = 0 (Nmm); T = 0 (Nmm)

- Tại B: Mx = My = 0 (Nmm); T = 0 (Nmm)

+Tại tiết diện bên trái C :

Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 10.2 chọn : dAC 0 (mm)

Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 10.2 chọn : dC = 30

Do tại C có rãnh then nên phải tăng đờng kính lên 5% để đảm bảo độ bền

Các mômen tại tiết diện bên phải C nhỏ hơn tại tiết diện bên trái điểm D nên ta tính đ- ờng kính đoạn CD theo điểm nguy hiểm hơn là phía trái điểm D

Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 10.2 chọn : dCD = 35 mm

+Tại tiết diện bên phải D ,

Hay Mx = Mxtrái D + Ma3 = -23614,92 - 33977,31 = - 57592,23 (Nmm)

Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 10.2 chọn : dDB = 30 mm

+ Tại D có rãnh then nên phải tăng đờng kính trục lên 5% để đảm bảo độ cứng dD = 35 + 0,05.35 = 36,75

Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 10.2 chọn dD = 40 mm Để đồng nhất các ổ đỡ A, B trên trục II ta chọn lại dAC = 30 mm

VËy dAC = dBD = 30 mm , dC = 35; dD = 40 (mm)

Vậy ta có kết cấu trục nh hình vẽ :

H×nh 3.3 Biểu đồ Mômen và kết cấu trục 2

*Tính các lực và momen:

+ Lực từ xích tải tác dụng lên trục :

Ta có; F r = 3400,88 N - là lực hớng tâm tác dụng lên phần côngxôn của trục III theo phơng Y

Theo ph ơng x : Σ m Ax = 0 => Ft4.l32 – XB.l31 = 0

Theo ph ơng y : Σ m Ay = 0 => –Ma4 + Fr4.l32 – YB.l31 + Fr.( l31+ lc33 ) = 0

  Σ Fy = 0 => - YA + Fr4 - YB + Fr = 0

Theo ph ơng z : lực Ft4 và Ftx gây momen xoắn

Ftx là lực vòng trên xích , theo PHầN II ta xác định đợc Ftx = 2956,87 (N) , đ- ờng kính vòng chia của đĩa xích trên trục III là : dx = d1 = 186,54 mm

*Xác định đ ờng kính trục : d ¿

0,1[σ] (Trong đó [] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục,)

Víi thÐp 45 cã b = 600 (MPa)  [] = 63 (MPa)

Mtd là tổng mômen tại tiết diện đang tính Mtd 2 2 2

+ Tại tiết diện bên trái C :

Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 10.2 chọn : dAC = 35 mm

+ Tại tiết diện bên phải C:

=> M tdC p = 176045,10 2  130650, 23 2  0.75.274983, 42 2  323686,99(Nmm) dCB 3 323686,99 0,1.63 = 37,18 (mm) Dựa vào dãy tiêu chuẩn bảng 10.2 chọn : dCB = 40 mm

Tiết diện bên trái C có mômen tơng đơng nhỏ hơn tiết diện bên phải vậy ta lấy dC theo tiết diện bên phải dC = 40 mm

Tại C có rãnh then nên phải tăng đờng kính trục lên 5% để đảm bảo độ cứng bền. dC = 40 + 0,05.40 = 42 (mm) =>Chọn dC = 45 mm

+ Tại tiết diện bên phải B:

Ta thấy mômen tơng đơng ở tiết diện bên trái B nhỏ hơn bên phải B nên dựa vào dãy tiêu chuẩn chọn : d B t = 40 mm d B p = d

BD = 40 mm Tại D có rãnh then nên phải tăng đờng kính trục lên 5% để đảm bảo độ cứng bền.

VËy dD = 45 mm ; dC = 45 (mm) ; dAC = 35 mm , dCB = 40 (mm) dBD @ mm Để đồng nhất các ổ đỡ A, B trên trục III ta chọn lại dAC = dBD = 40 mm Để dễ chế tạo, chọn đờng kính trên tất cả các đoạn trục là 45 mm

Vậy ta có kết cấu trục III nh hình vẽ :

H×nh 3.4 Biểu đồ Mômen và kết cấu trục 3

Tính kiểm nghiệm các trục

1 / Kiểm nghiệm trục về đô bền mỏi :

Kết cấu của trục đảm bảo đợc độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đảm bảo đợc những điều kiện sau :

K τ  Ψ τ o [S] : Hệ số an toàn cho phép , [S] = 1,5 2,5 o S σ j , S τ j : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j o σ −1 , τ −1 :Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng o  , : Hệ số kể đến ảnh hởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mái o σ aJ , σ mi , τ aJ , τ mi : biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j

 Trôc I Điểm C là điểm nguy hiểm nhất nên tính kiểm nghiệm cho trục tại C

+ σ aJ , σ mi , τ aJ , τ mi : Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi the chu kỳ đối xứng do đó mj = 0 ; aj jτ.j jτ.j

Tra bảng 10.6 / tr 196 /TTTK Hệ dẫn động cơ khí - Tập 1

Trục I có một rãnh then =>WC 2

Tra bảng 9.1a với d = dC = 25 (mm)  b= 8; h = 7 (mm) ; t1 = 4 (mm)

Thay sè ta cã : WC 3 2 π25 8.4.(25 4) 3

Khi trục I quay một chiều ,ứng suất xoắn thay dổi theo chu kỳ mạch động :

Ta cã mC = aC max jτ.j jτ.j C

Tra bảng 10.6 với trục có 1 rãnh then:

+ K σ d J và K τ d J : Hệ số, xác định theo CT :

- Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Tra bảng 10.8 có : Kx = 1,06.

- Ky : hệ số tăng bền bề mặt trục.Vì không cần tăng bền nên Ky = 1.

: hệ số kích thớc kể đến ảnh hởng của kích thớc tiết diện trục đến giới hạn mỏi Tra bảng 10.10 : ε σ =0,9;ε τ =0,85

- K σ ; K τ : hệ số tập trung ứng suất thực tế đối với rãnh then.

Ta chọn giá trị lớn hơn để tính.

Thay vào công thức tính ta đợc S σ j , S τ j

 [S]= 1,2 ¿ 1,5 Vậy trục I thoả mãn độ bền mỏi.

 Trôc II Điểm D là điểm nguy hiểm nhất nên tính kiểm nghiệm tại D.

Với thép 45 tôi cải thiện b = 600 (MPa) :

+ σ aJ , σ mi , τ aJ , τ mi Các trục của hộp giảm tốc đều quay,ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng  mj = 0 ; aj jτ.j jτ.j

Tra bảng 9.1a với d = dD = 40 (mm) : b= 12 (mm); h = 8 (mm) ; t1 = 5 (mm)

Khi trục II quay một chiều ,ứng suất xoắn thay dổi theo chu kỳ mạch động :

 Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Tra bảng 10.8 có: Kx=1,06.

 Ky : hệ số tăng bền bề mặt trục.Vì không cần tăng bền nên Ky = 1

: hệ số kích thớc kể đến ảnh hởng của kích thớc tiết diện trục đến giới hạn mỏi Tra bảng 10.10 : ε σ =0,85;ε τ =0,78

K σ ; K τ : hệ số tập trung ứng suất thực tế đối với rãnh then

 Thay vào công thức tính ta đợc S σ j , S τ j

= 3,26  [S]= 1,2 ¿ 1,5 Vậy trục II thoả mãn độ bền mỏi.

 Trôc III Điểm C là điểm nguy hiểm nhất nên tính kiểm nghiệm cho C.

Với thép 45 tôi cải thiện b = 600 (MPa) :

- σ aJ , σ mi , τ aJ , τ mi Các trục của hộp giảm tốc đều quay,ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng  mj = mC =0 ; aj M j

Tra bảng 9.1a với d = dC = 45 (mm) : b= 14(mm); h = 9 (mm); t1 = 5,5 (mm)

Khi trục III quay một chiều ,ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động

 Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Tra bảng 10.8 có : Kx = 1,06.

 Ky : hệ số tăng bền bề mặt trục.Vì không cần tăng bền nên Ky = 1

: hệ số kích thớc kể đến ảnh hởng của kích thớc tiết diện trục đến giới hạn mỏi Tra bảng 10.10 : ε σ =0 , 83 ;ε τ =0 , 77

 K σ ; K τ : hệ số tập trung ứng suất thực tế đối với rãnh then

2,76  [S]= 1,2 ¿ 1,5 Vậy trục III thoả mãn độ bền mỏi

2 / Kiểm nghiệm trục về đô bền tĩnh : Để đề phòng khả năng biến dạng dẻo quá lớn hoặc do qua tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

Tra bảng 6.1/Tr 92 /TTTK Hệ dẫn động cơ khí – Tập 1  ch = 340 MPa

Tmax : momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải.

Mmax : momen uốm lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải

Trục I thoả mãn độ bền tĩnh

Tmax : momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải.

Trục II thoả mãn độ bền tĩnh.

Trục III thoả mãn độ bền tĩnh

3 / Kiểm nghiệm cho trục II về đô cứng uốn : Điều kiện đảm bảo độ cứng uốn f ≤ [ f ]

Trong đó: [ f ] , [] là độ võng và góc xoay cho phép

- Với trục lắp bánh răng trụ [ f ] = 0,01.m = 0,01.2 = 0,02 (mm)

Ta tính độ võng cho trục II tại D là nơi có Mtd lớn nhất dựa vào phơng pháp Vêrêsaghin của sức bền vật liệu

Chuyển vị của trục tại D đợc tính:

E : mô đun đàn hồi Trục làm bằng thép nên : E=2.10 5 (MPa)

Các biểu đồ mô men (hình vẽ)

Ta vẽ đợc biểu đồ Mômen uốn theo trục y do lực P = 1 (lực đơn vị) đặt tại D gây ra

- Phản lực tại các gối đỡ A và B đợc tính:

Mômen tại các vị trí trọng tâm của biểu đồ mômen Mx

Ta vẽ đợc biểu đồ Mômen uốn theo trục y do lực P = 1 (lực đơn vị) đặt tại D gây ra Phản lực tại các gối đỡ A và B đợc tính:

Mômen tại các vị trí trọng tâm của biểu đồ mômen My

 Chuyển vị tại vị trí D là

Vậy trục thoả mãn điều kiện uốn

< [] = 0,005 rad Vậy điều kiện cứng uốn thoả mãn

4/ Kiểm nghiệm cho trục II về đô cứng xoắn : Điều kiện :

Trong đó: G : môđun đàn hồi trợt, với thép có G = 8.10 4 Mpa

Jo: Mômen quán tính độc cực, với tiết diện tròn Jo = d 4 /32 mm 4 l : chiều dài đoạn trục cần tính (mm)

T : mômen xoắn trên trục II [] : góc xoắn cho phép, [] = 30’ trên chiều dài 1m.

Với trục II ta kiểm tra cho đoạn CD vì đoạn này chịu xắn lớn nhất: dCD= 40 mm; lCD = 60 mm

Trục có rãnh then nên : o

Trong đó: chiều sâu rãnh then: h = t1 = 5 (mm) - (tra bảng 9.1a)

 : hệ số ,  = 0,5 (có 1 rãnh then) k= 1

Vậy độ cứng xoắn của trục thoả mãn Điều kiện liền trục

Bánh răng liền trục thì khoảng cách từ chân răng tới rãnh then thoả mãn điều kiện sau: X ≤ 2,5.m

+) Với bánh răng trên trục 1:  X  2,5.1,5 = 3,75 mm f 1 truc(1)

 Để giảm giá thành chế tạo, chế tạo bánh răng 1 liền với trục 1 +) Với bánh răng 3 lắp trên trục 2  X  2,5.2 = 5 mm f 3 truc(3)

 Bánh răng 3 lắp then trên trục 2

Chọn mối ghép then bằng đầu tròn để lắp ghép trên trục.

- Điều kiện là then phải đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

[d] : ứng suất dập cho phép, tra bảng 9.5 => [d] = 100 Mpa

[c] = 40  60 MPa , ứng suất cắt cho phép , vì chịu tải trọng thay đổi d : đờng kính trục tại đoạn có then, đã tính ở phần trục, ta có:

- Trôc I cã: then 12 cã d = 20 mm

- Trôc II cã: then 22 cã d = 35 mm ; then 23 cã d = 40 mm

- Trôc III cã: then 32 cã d = 45 mm ; then 33 cã d = 45 mm

T : mômen xoắn trên trục, đã tính ở phần I

- Trôc III : T = 274983,42Nmm lt : chiều dài then : lt = (0,8  0,9).lm

Theo tính toán ở phần trục ta có chiều dài mayơ : lm12 = 35  lt12 =(0,8  0,9).35 = 28  31,5 theo dãy tiêu chuẩn chọn lt 12 = 28 mm lm22 = 45  lt12 =(0,8  0,9).45 = 36  40,5  chọn lt 22 = 40 mm lm23 = 50  lt12 =(0,8  0,9).50 = 40  45  chọn lt 23 = 40 mm lm32 = lm33 = 65  lt32 =(0,8  0,9).65 = 52  58,5  chọn lt 32= lt 33 = 56 mm

Ta có các kích thớc then nh bảng sau : t 1 t 2 h b d d1 - t 2d + t

Kích thớc tiết diện then

Bán kính góc lợn của rãnh b h t1 t2 rmin rmax

Thay số và công thức (*) ta có:

Vậy các then đã đủ điều kiện bền

PhÇn iv tính toán thiết kế gối đỡ trục

Do cấu tạo bộ truyền là hai cặp bánh răng trụ răng nghiêng, do vậy cả 3 trục lắp bánh răng đều có lực dọc trục tác dụng.

Do vậy ta chọn ổ lăn theo 2 chỉ tiêu

+ Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ các bề mặt làm việc.

+ Khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng d.

Tổng phản lực tac dụng lên mỗi ổ :

Ta thÊy FRO > FR1 ta xÐt tû sè

Vậy ta chọn ổ bi đỡ – chặn với góc tiếp xúc  = 26 0 ( Do

2/Chọn cấp chính xác ổ lăn Đối với hộp giảm tốc không yêu cầu độ chính xác cao nh các máy cơ khí chính xác nên ta chọn cấp chính xác bình thờng (0) để đảm bảo tính kinh tế

Loại ổ Cấp chính xác độ đảo hớng tâm μmm Giá thành tơng đối ổ bi đõ chặn 0 20 1

Căn cứ vào đờng kính trục, tra bảng P2.12 ta chọn ổ bi đỡ – chặn 1 dãy cỡ trung hẹp Có các thông số sau

3/Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ a/ Kiểm nghiệm khả năng tải động

Do ổ làm việc với số vòng quay lớn nên không chọn ổ theo khả năng tải tĩnh mà chọn ổ theo khả năng tải động Mục đích : tránh tróc rỗ bề mặt làm việc vì mỏi

Q : Tải trọng động quy ớc (KN)

L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m : Bậc đờng cong mỏi khi thử về ổ lăn, Với ổ bi: m =3

Gọi Lh : Là tuổi thọ của ổ bi tính bằng giờ thì:

L = 60.10 -6 Lh.n Trong đó - n : Số vòng quay của ổ (

- Lh: Tuổi thọ của ổ bi (tính bằng h) Lh = (10  25).10 3 h

- Lh = 2/3.0,8.24.365.6 = 28032 (h) Xác định tải trọng quy ớc Q :

Trong đó: - V : Hệ số kể đến vòng nào quay Với ổ vòng trong quay V = 1.

- Kt : Hệ số kể đến ảnh hởng của nhiệt độ.

Chọn nhiệt của hộp t < 105 0 C => Kt = 1.

- Kd : Hệ số kể đến đặc tính của tải trọng Theo bảng (11-3) Kd = 1,2

- Fa,Fr : Tải trọng dọc trục và tải trọng hớng tâm

- X,Y : Hệ số tải trọng hớng tâm và dọc trục

Tra bảng (11- 4) ta tìm đợc e = 0,68.

Chọn kết cấu ổ lắp theo kiểu chữ “ O ”

Tổng lực tác dụng lên ổ :

TÝnh mèi ghÐp then

Chọn mối ghép then bằng đầu tròn để lắp ghép trên trục.

- Điều kiện là then phải đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

[d] : ứng suất dập cho phép, tra bảng 9.5 => [d] = 100 Mpa

[c] = 40  60 MPa , ứng suất cắt cho phép , vì chịu tải trọng thay đổi d : đờng kính trục tại đoạn có then, đã tính ở phần trục, ta có:

- Trôc I cã: then 12 cã d = 20 mm

- Trôc II cã: then 22 cã d = 35 mm ; then 23 cã d = 40 mm

- Trôc III cã: then 32 cã d = 45 mm ; then 33 cã d = 45 mm

T : mômen xoắn trên trục, đã tính ở phần I

- Trôc III : T = 274983,42Nmm lt : chiều dài then : lt = (0,8  0,9).lm

Theo tính toán ở phần trục ta có chiều dài mayơ : lm12 = 35  lt12 =(0,8  0,9).35 = 28  31,5 theo dãy tiêu chuẩn chọn lt 12 = 28 mm lm22 = 45  lt12 =(0,8  0,9).45 = 36  40,5  chọn lt 22 = 40 mm lm23 = 50  lt12 =(0,8  0,9).50 = 40  45  chọn lt 23 = 40 mm lm32 = lm33 = 65  lt32 =(0,8  0,9).65 = 52  58,5  chọn lt 32= lt 33 = 56 mm

Ta có các kích thớc then nh bảng sau : t 1 t 2 h b d d1 - t 2d + t

Kích thớc tiết diện then

Bán kính góc lợn của rãnh b h t1 t2 rmin rmax

Thay số và công thức (*) ta có:

Vậy các then đã đủ điều kiện bền

PhÇn iv tính toán thiết kế gối đỡ trục

Do cấu tạo bộ truyền là hai cặp bánh răng trụ răng nghiêng, do vậy cả 3 trục lắp bánh răng đều có lực dọc trục tác dụng.

Do vậy ta chọn ổ lăn theo 2 chỉ tiêu

+ Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ các bề mặt làm việc.

+ Khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng d.

Ta thÊy FRO > FR1 ta xÐt tû sè

Vậy ta chọn ổ bi đỡ – chặn với góc tiếp xúc  = 26 0 ( Do

2/Chọn cấp chính xác ổ lăn Đối với hộp giảm tốc không yêu cầu độ chính xác cao nh các máy cơ khí chính xác nên ta chọn cấp chính xác bình thờng (0) để đảm bảo tính kinh tế

Loại ổ Cấp chính xác độ đảo hớng tâm μmm Giá thành tơng đối ổ bi đõ chặn 0 20 1

Căn cứ vào đờng kính trục, tra bảng P2.12 ta chọn ổ bi đỡ – chặn 1 dãy cỡ trung hẹp Có các thông số sau

3/Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ a/ Kiểm nghiệm khả năng tải động

Do ổ làm việc với số vòng quay lớn nên không chọn ổ theo khả năng tải tĩnh mà chọn ổ theo khả năng tải động Mục đích : tránh tróc rỗ bề mặt làm việc vì mỏi

Q : Tải trọng động quy ớc (KN)

L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m : Bậc đờng cong mỏi khi thử về ổ lăn, Với ổ bi: m =3

Gọi Lh : Là tuổi thọ của ổ bi tính bằng giờ thì:

L = 60.10 -6 Lh.n Trong đó - n : Số vòng quay của ổ (

- Lh: Tuổi thọ của ổ bi (tính bằng h) Lh = (10  25).10 3 h

- Lh = 2/3.0,8.24.365.6 = 28032 (h) Xác định tải trọng quy ớc Q :

Trong đó: - V : Hệ số kể đến vòng nào quay Với ổ vòng trong quay V = 1.

- Kt : Hệ số kể đến ảnh hởng của nhiệt độ.

Chọn nhiệt của hộp t < 105 0 C => Kt = 1.

- Kd : Hệ số kể đến đặc tính của tải trọng Theo bảng (11-3) Kd = 1,2

- Fa,Fr : Tải trọng dọc trục và tải trọng hớng tâm

- X,Y : Hệ số tải trọng hớng tâm và dọc trục

Tra bảng (11- 4) ta tìm đợc e = 0,68.

Tính toán thiết lế gối đỡ trục I Chọn ổ lăn cho trục I

Chọn ổ lăn cho trục

Tổng lực dọc trục Fat = Fa3 – Fa2 = 932,29 – 396,70 = 535,59 (N)

Ta thÊyFR1 > FRO ta xÐt tû sè :

Tra bảng P2.12 ta chọn ổ bi đỡ – chặn 1 dãy cỡ nhẹ hẹp , góc tiếp xúc  = 26 0

Tra bảng (11- 4) ta tìm đợc e = 0,68

Fa1 = max(FS1, FZ1) = 1959,90 (N) xÐt tû sè:

Tra bảng (11- 4) ta tìm đợc

Tải trọng động qui ớc:

 Q1 = (0,41.1.2847,37 + 0,87.1959,90).1,2.1 = 3447,04 (N) ta thấy Q1 > Q0 Chọn ổ “1” để tínhkhả năng tải động.

- Theo công thức (11.1) khả năng tải trọng động

C d =Q m √ L trong đó : Q : Tải trọng quy ớc Q = Q1 = 3447,04 (N)

Lh = 28032 (giờ) - thời hạn sử dụng ổ

 L = 60.10 -6 Lh.n= 60.10 -6 28032.437,88 = 736,48 ( triệu vòng ) thay các giá trị trên vào (4.1) ta đợc: m 3

Không thoả mãn ĐK tải trọng động

 ta chọn lại ổ cho trục II là ổ đũa côn (theo GOST 333-71), cỡ đặc biệt nhẹ có các thông số sau:

Kí hiệu d mm D mm D1 mm d1 mm B mm C1 mm T mm r mm r1 mm 

Tính lại các thông số ta có kết quả: e = 1,5.tg = 1,5.tg9,08 = 0,24

Fa1 = max(FS1, FZ1) = 1038,26 (N) xÐt tû sè:

Tải trọng động qui ớc:

 Q1 = (0,16.1.2847,37 + 1.1308,26).1,2.1 = 2116,61 (N) ta thấy Q1 < Q0 Chọn ổ “0” để tínhkhả năng tải động.

 L = 60.10 -6 Lh.n= 60.10 -6 28032.437,88 = 736,48 ( triệu vòng ) thay các giá trị trên vào (4.1) ta đợc: d 2 D 1 D d d1

Thoả mãn ĐK tải trọng động

* Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh :

- Mục đích : tránh biến dạng d bề mặt tiếp xúc §k : Qt ¿ Co

Tra bảng 11.6 : Xo = 0,5 ; Yo = 0,22.cotg = 0,22.cotg(9,08) = 1,38

QtA = Xo.FRO + Yo.Fao = 0,5.2094,6 + 1,38.502,71 = 1741,06 (N)

QtB = Xo.FR1 + Yo.Fa1 = 0,5.2847,37 + 1,38.1308,26 = 2731,95 (N)

Qt * > QtB > QtA  Qt = Qt * = 2847,57 N = 2,84 (kN) < Co = 19,9 (kN)

 ổ đảm bảo khả năng tải tĩnh

Kết luận : Vậy ổ đã chọn cho trục II là thoả mãn

III Chọn ổ lăn cho trục III :

Ta thÊy FR1 > FRO ta xÐt tû sè

Tra bảng P2.12 ta chọn ổ bi đỡ – chặn 1 dãy cỡ trung góc tiếp xúc  = 26 0 , có các thông số sau :

Tra bảng (11- 4) ta tìm đợc e = 0,68

Chọn kết cấu ổ lắp theo kiểu chữ “ O ”.

Q1 = (1.1.6207,79 + 0.4221,30).1,2.1 = 7449,35 (N) ta thấy Q0 < Q1 Chọn ổ “1” để tínhkhả năng tải động.

 L = 60.10 -6 Lh.n= 60.10 -6 28032.180,94 = 304,33 ( triệu vòng ) thay vào (4.1) ta đợc: C d =Q m √ Lt49,35 3 √ 304,33 P106 , 99 N ≈ 50,2( kN ) r r 1 0,3.H dH r

Không thoả mãn ĐK tải trọng động

Chọn lại ổ: Chọn ổ bi đỡ – chặn cỡ nặng hẹp có các thông số sau:

Ta có kết quả tính toán nh sau

 FS1 = e.FR1 = 0,34.6207,79 = 2110,65 (N) o FZO = FS1 + Fa4 = 2110,65 + 1369,70 = 3480,35 (N) o FZ1 = FS0 – Fa4 = 518,96 – 1369,70 = - 850,74 (N)

 Fa1 = max(FS1, FZ1) = 2110,65 (N) xÐt tû sè

Tra bảng (11- 4) ta tìm đợc X0 = 0,45 ; Y0 = 1,62; X1 = 1; Y1 = 0

 Q1 = (1.1.6207,79 + 0.2110,65).1,2.1 = 7449,35 (N) ta thấy Q0 > Q1 Chọn ổ “0” để tínhkhả năng tải động.

 Thoả mãn điều kiện tải động

* Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh :

- Mục đích : tránh biến dạng d bề mặt tiếp xúc §k : Qt ¿ Co

QtA = Xo.FRO + Yo.Fao = 0,6.1526,35 + 0,5.1424,36 = 1627,99 (N)

QtB = Xo.FR1 + Yo.Fa1 = 0,6.6207,79 + 0,5.1959,91 = 4704,63 (N) lÊy Qt * = Frmax = FrB = FR1 = 6207,79 (N)

Qt * > QtA > QtB => Qt = Qt * = 6207,79 N ¿ 6,21 (KN) < Co = 38,8 (kN)

 ổổ đảm bảo khả năng tải tĩnh

Kết luận : Vậy ổ bi đã chọn cho trục III là thoả mãn

PhÇn v tính chọn khớp nối trục

Khớp nối là chi tiết đợc tiêu chuẩn, vì vậy trong thiết kế thờng dựa vào mômen xoắn Tt đợc xác định theo công thức sau đây để chọn kích thớc khớp nối

Trong đó - T : mômen xoắn danh nghĩa : T = 36217,30(Nmm) ¿ 36,5 Nm k : Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác, tra bảng (16 – 1 ) với máy công tác là xích tải theo đề bài K = 1,45

Chọn nối trục vòng đàn hồi với u điểm : có khả năng giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục Nối trục có bộ phận đàn hồi bằng vật liệu không kim loại rẻ và đơn giản

Tra bảng (16-10a)  có [T] = 63(N.m) > 53 Nm  thoả mãn

Vậy theo bảng (16-10a) ta chọn nối trục sau :

Các thông số của nối trục

 Các thông số của vòng đàn hồi

 Kiểm tra điều kiện bền dập của vòng đàn hồi σ d = 2 K.T

 Kiểm nghiệm sức bền của chốt l 0 =l 1 +l 2

Kết Luận: Vậy khớp nối đã chọn là thoả mãn

Do đờng kính trục động cơ: dđc = 32 mm lớn hơn đờng kính trục I : dI = 20mm

 Chế tạo bạc để có thể lắp đợc trục 1 vào khớp nối Kích thớc và kết cấu nh hình vẽ: dm l1 l2 d1

PhÇn VI Thiết kế vỏ hộp và chọn dầu bôi trơn

I: TÝnh thiÕt kÕ vá hép

1 Chọn bề mặt ghép nắp và thân

Vỏ hộp giảm tốc đợc chế tạo bằng phơng pháp đúc, vật liệu làm hộp giảm tốc là gang xám GX15-32

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua đờng tâm các trục vì khi đó việc lắp ghép các chi tiết sẽ thuận lợi hơn

2 Các kích thớc cơ bản của vỏ hộp :

Chiều dày : e = (0,8  1). = 5,6  7 (mm)  lấy e = 6 mm

ChiÒu cao : h = 40 (mm) < 58 (mm) §é dèc : 2 0 §êng kÝnh :

Kích thớc gối trục: tra bảng 18.2 theo D : đờng kính lỗ lắp ổ lăn.

Bulông ghép nắp bích và thân : d3 = (0,8  0,9).d2 = 9,6  10,8 (mm)  d3 = 10 (mm)

Vít ghép lắp ổ : d4 =(0,6  0,7).d2 = 7,2  8,4 (mm)  d4 = 8 (mm)

Vít ghép lắp cửa thăm : d5 =(0,5  0,6).d2 = 6  7,2  d5 = 6 (mm)

Vít tra mỡ vào ổ d6 = 10 mm

Mặt bích ghép nắp và thân

ChiÒu dÇy bÝch th©n hép :S3 = (1,41,8).d3 = (14  18 )  lÊy S3 = 16 (mm) Chiều dầy bích nắp hộp : S4 = (0,91).S3 = 5,4  6 (mm)  lấy S4 = 6 (mm)

Bề rộng bích nắp và thân : K3 = K2 – (3 5) = 35 mm

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ : K2 = E2 + R2 + ( 35) (mm)

Chiều rộng đế hộp : K1 =3.d1 = 3.16 = 48 (mm)

Khe hở giữa các chi tiết :

Khe hở giữa bánh răng và thành trong hộp :   (11,2). = 7  8,4 (mm)  Chọn  = 8 (mm)

Khe hở giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp : 1 = (35)  = (21  35)

- Giữa mặt bên các bánh răng với nhau :  =  = 7 mm

+ Số lợng bu lông nền :

200÷300 với L : chiều dài của hộp đợc tính nh sau:

B : chiều rộng hộp giảm tốc đợc tính nh sau:

II Các chi tiết khác

Chọn loại chốt dịnh vị hình côn Có các thông số sau : d = 10 (mm) ; C = 1,6 ; L= ( 30 180) (mm)

Nút thông hơi đợc lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp

Theo bảng 18 – 3b ta tra đợc trọng lợng hộp giảm tốc Q = 160 kg  Tra bảng 18 – 3a ta đợc kích thớc bulông vòng

Do vận tốc nhỏ (0,8  1,5 m/s)  lấy chiều sâu ngâm dầu bằng 1/6 bán kính bánh răng cấp nhanh, còn bán kính bánh răng cấp chậm khoảng 1/4 Lợng dầu bôi trơn thờng vào khoảng 0,4 đến 0,8 lít cho 1 kW công suất truyền

- Dùng dầu công nghiệp để bôi trơn HGT , chọn độ nhớt của dầu ở 50 0 c ( 100 0 c ) để bôi trơn bánh răng

 Chọn loại dầu : Dầu công nghiệp 45 có độ nhớt centistoc ở 50 0 c là ( 38-52) ; ở 100 0 c là

Bôi trơn ổ băng mỡ T , mỡ chứa khoảng 2/3 khoảng trống bộ phận ổ, nhiệt độ làm việc:

Lợng mỡ tra vào lần đầu:

Thiết kế vỏ hộp và chọn dầu bôi trơn I.TÝnh thiÕt kÕ vá hép 1 Chọn bề mặt ghép nắp và thân

Các kích thớc cơ bản của vỏ hộp