Tinh toan dong hoc he dan dong 188955

Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc

Do bộ truyền ngoài chỉ là khớp nối nên Ung =1

Xác định các thông số trên trục

Tính số vòng quay của các trục

+ Tốc độ quay của trục I: n I =n dc 55 ( v/p )

+Tốc độ quay của trục II: n II = n I u I −II 55

7,84 5,586 (v/p) +Tốc độ quay của trục III: n III = n II u II−III 5,586

Tính công suất trên các trục

Công suất danh nghĩa trên trục động cơ :

P dc =P lv dc = P lv ct η ∑ ¿ ¿

,62 (KW) +Công suất trên trục I:

Trong đó: η dc-I ; η 3 : Hiệu suất của khớp nối, ổ lăn

+ Công suât trên trục II:

Trong đó: η I-II : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

+ Công suất trên trục III:

P III =P II η II-III η 3 ,578 0,96.0,99,755(KW)

Tính Mômen xoắn trên trục

Mômen xoăn trên trục thứ i được xác địng theo công thức sau:

Trong đó P i ; n i :là công suất và số vòng quay trên trục thứ i.

+ Mômen xoắn trên trục động cơ:

1455 5650,1718 (N.mm) +Mômen xoắn trên trục I:

1455 4494,983 (N mm) +Mômen xoắn trên trục II:

+Mômen xoắn trên trục III:

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG

Kiểm tra điều kiện bôi trơn và điều kiện chạm trục

2.1.3.1: Kiểm tra điều kiện bôi trơn:

*Mục đích :-Giảm mất mát công suất

-Chống mòn cho bộ truyền do ma sát lớn không được bôi trơn thường xuyên…

- Giảm nhiệt cho bộ truyền

-Chiều sâu ngâm dầu: l 2min =( 0 , 75÷2)h 2 =(0 , 75÷2 ).5 , 625=( 4 ,22÷11 ,25 ) lấy l2min (mm)

-Mức dầu tối thiểu: X 2 min = d a 2

-Mức dầu tối đa : X 2 max = d a 2

Với l 2max =l 2min +10+10 (mm) Do đó:

-Chiều cao răng: h 3 =h 4 =2 ,25 m=2 , 25.2,5=5 ,625 (mm) l4min = (0,75 ¿ 2)5,625 = (4,22 ÷11,25) lấy l4min

-Chiều sâu ngâm dầu: l 4 max =

-Mức dầu tối thiểu: X 4 min = d a4

(mm) -Mức dầu tối đa :

Ta chọn phương án chia đôi hộp giảm tốc để thoả mãn bôi trơn

2.1.3.2:Kiểm tra điều kiện chạm trục :

-Do là HGT đồng trục nên không cần kiểm tra điều kiện chạm trục.

THIẾT KẾ TRỤC

Chọn vật liệu

Do trục chỉ chịu tải trọng trung bình nên ta chọn vật liệu là Thép 45 -

Tôi cải thiện ( Thường hoá) :HB170….217; σ b `0 (MPa), [ τ ] = 12…20

Tính thiết kế trục

a Xác định chiều quay của trục và chiều nghiêng của bánh răng.

Chiều quay các trục và chiều nghiêng của các bánh răng được thể hiện trên hình vẽ :

3.2.1 :Tải trọng tác dụng lên trục:

*Lực tác dụng từ bộ truyền cấp nhanh:

{ F r1 = F cos t 1 tg α β 1 tw = 4580 cos18 tg ,15 20 , 9586 46 ( N ) ¿¿¿¿

*Lực tác dụng lên bộ truyền cấp chậm:

{ F r 3 = cos F t 3 tgα β 3 tw = 12274 cos13 , , 38 5.tg 20 ,5122 G20 ( N ) ¿ ¿¿¿

T :mômen xoắn của các bộ truyền tác dụng lên trục. [τ] Ứng suất xoắn cho phép của vật liệu trục (MPa) ,] Ứng suất xoắn cho phép của vật liệu trục (MPa) ,

Với thép 45 thì [τ] Ứng suất xoắn cho phép của vật liệu trục (MPa) ,] ….30 (MPa)

Ta chọn [τ] Ứng suất xoắn cho phép của vật liệu trục (MPa) ,] (MPa)

=>Ta có các đường kính trục sơ bộ như sau : d 1 sb ≥ 3 √ T 0,2 1 [ τ ] = 3 √ 114494 0,2 20 , 83 = 30 ,59(mm ) d 2 sb ≥ 3 √ T 0,2 2 [ τ ] = 3 √ 853081 0,2 20 , 05 Y ,75 ( mm) d 3 sb ≥ 3 √ T 0,2 3 [ τ ] = 3 √ 1767417 0,2 20 , 479 v , 16( mm )

Lấy tròn các sơ bộ trục ta được: d10 (mm) d2 ` (mm) d3 (mm)

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

Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động,chiều dài mayơ của các chi tiết quay ,chiều rộng ổ,khe hở cần thiết và các yếu tố khác.

Dựa vào đường kính sơ bộ ta sử dụng bảng (10.2) [1]/Trang 189 chọn gần đúng chiều rộng ổ lăn b0 : d(mm) 30 60 80 b0(mm) 19 31 39

- Chiều dài mayơ đĩa xích và bánh răng trụ : l mki =(1,2÷1,5).d k lm33 = (1,21,5)80 = 96 120=> chọn lấy lm33 0 (mm)

- Chiều dài mayơ bánh răng trụ: l m13 = (1,21,5)30 645 => chọn lấy lm13 = 80 (mm) lm22 =(1,21,5)60 r90 => chọn lấy lm22 = 80(mm) lm32 =(1,21,5)80= 96 120=> chọn lấy lm32 = 100 (mm)

- Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi: lm12 = (1,4 2,5) d 1 =(1,4 2,5).30B 75 => chọn lm12 50(mm)

* Các kích thước liên quan khác tra bảng (10.3) ta được:

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

Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp giảm tốc: k2mm

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

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông : hn = 20 mm

* Xác định các khoảng cách trục :

-Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiêt quay:

+ Trên trục I: l12 = 0,5(lm12 +b01) +k3 +hn = 0,5(50+19) +15 +20 = 69,5 (mm) l13 = 0,5l11 = 0,5(lm13 +b01) +k1 +k2 = 0,5(80+ 19) + 10 +10 = 69,5 (mm)

+ Trên trục II: l22 = 0,5(lm22 +b02) +k1 +k2 = 0,5(80+31) +10 +10= 75,5 (mm)

: Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục: a, Trục I

Trên trục 1 có 3 chi tiết quay là bánh răng Z1 , trục động cơ và khớp nối do đó các lực tác dụng lên trục I Gồm:+ Lực vòng: F t 1 4581,6( )N

+ Lực dọc trục : F a 1 1501,9( )N và các phản l ực liên kết ở 2 ổ chưa xác định đ ược.

-Trục I quay ngược chiều kim đồng hồ.

* L ực từ khớp nối tác dụng lên trục là :

(Chiều ngược với lực vòng trên bánh răng) tkn 105

D  :Dường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục đàn hồi.Giá trị của nó tra bảng (16-10a) Tập2 /Trang 68

* Xác định phản lực tại các ổ :

-Lấy Mômen tại B ta có:  M  X l D 11  F l t 1 13  F l kn 12  0

XB = XD - Ft1+ Fkn = 2563,4 – 458,16 + 545,2 = -1473N (nguợc chiều giả thiết) Xác định lực theo phuơng thẳng đứng

Từ đó tính gần đúng trục

Dựa vào biểu đồ mômen ta có

Ta có đuờng kính sơ bộ d0mm

+) Tai vị trí lắp bánh răng ta có

32,69 0,1.63 d   mm Tại vị trí có lắp then nên ta tăng thêm 4% kích thuớc trục d= d + d.4% 2,69 + 32,69.4% = 33,99mm chọn đuờng kính tiêu chuẩn d5mm

Tại vị trí ổ ta có

(mm) Chọn đuờng kính tiêu chuẩn d0(mm)

Tại vị trí khớp nối ta có:

(mm) Tại vị trí này có then nên ta tăng thêm 4% kích thước trục d = 25,06 + 25,06.4% = 26,06 (mm) chọn theo tiêu chuẩn : d 0(mm)

Biểu đồ mômen và sơ đồ trục như hình vẽ (Hình 1)

Do X< 2,5m =2,5.2,5= 6,25mm nên ta phải thiết kế bánh răng liền trục

Trục II gồm 2 chi tiết quay là bánh răng Z2 ,Z3 với các lực tác dụng tương ứng:

Tính các lực theo phương thẳng đứng.

Tính lực theo phương ngang

    ( Ngược với chiều giả thiết)

Ta có đường kính sơ bộ d`mm

+, Tại vị trí B ta có

Tại vị trí B có rãnh then nên phải tăng đường kính trục lên 4% để đảm bảo khi lắp then đạt điều kiện bền

 dB= 56,7+56.7.0,04= 58,9mm => chọn dB`mm

+,Tại vị trí C ta có

Tại vị trí C có lắp rãnh then nên phải tăng đường kính trục lên 4% để đảm bảo khi lắp then đạt điều kiện bền dCb,89+62,89.0,04= 65.4mm chọn đường kính trục tiêu chuẩn dCp

Biểu đồ mômen như hình vẽ:

Trục III có bánh răng Z4 và khớp nối vòng đàn hồi nên có các lực tác dụng tương ứng

*) Xác định phản lực tại các ổ:

Lấy mômen tại C theo phương ngang ta có

Xác định lực theo phương thẳng đứng.

Ta có đường kính sơ bộ d mm

Tại vị trí B ta có

Do tại B có lắp rãnh then nên phải tăng đường kính trục lên 4% dB = 70,89+70,89.0,04 = 73,72mm chọn dB = 80mm

Tai D có lắp then nên ta tăng đường kính trục lên 4% dD= 68,3+68,3.0.04q.03mm chon dD pmm

Biểu đồ mômem như hình vẽ

3.5.1 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Để trục được đảm bảo an toàn về độ bên mỏi thì hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm phải thỏa mãn điều kiện.

Trong đó     S : hệ số an toàn cho phép     S =1,5  2,5 j , j

S S   : là hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp tại tiết diện j

Với thép tôi cải thiện có  b `0 Mpa

    là giới hạn bền mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng.

    : là hệ số biên độ và hệ số trung bình ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j max min aj ;

- Đối với trục quay , ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng : aj max mj 0; j j j

- Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động : max aj 2 2 j j mj cj

- W W j , oj là mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại tiết diện j của trục, được xác định theo bảng 10.6 [1]

-     : hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra theo bảng 10.7[1]

- k  dj , k  dj : xác định theo công thức :

- k x : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công, tra theo bảng 10.8[1]

:hệ số tăng bền bề mặt trục, tra theo bảng 10.9[1]

-     : hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi , tra bảng 10.10[1]

- k k  ;  : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, tra bảng

3.5.1.1 Kiểm nghiệm mỏi cho trục I :

Dựa vào biểu đồ mô men ta thấy tiết diện C là tiết diện nguy hiểm nhất nên ta kiểm nghiệm cho tiết diện này.

Dựa vào biểu đồ mô men ta thấy tiết diện C tức tiết diện thứ 3 là tiết diện nguy hiểm nhất nên ta kiểm nghiệm cho tiết diện này. Điều kiện:

- Đối với trục quay , ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng :

Tra bảng 9.1a[I] ta có kích thước then bằng :

- Tra bảng 10.8[I] với phương pháp gia công tiện, Ra = 2,5÷0,63

=> k x  1,06 y 1 k  : không tăng bền bề mặt trục

- Tra bảng 10.12[1] => k   1,76 ( dùng dao phay ngón)

=> thay các giá trị vào công thức tinh s  3 , s  3

Vậy trục I thỏa mãn điều kiện bền mỏi.

3.5.1.2.Kiểm nghiệm mỏi cho trục II :

Dựa vào biểu đồ mô men ta thấy tiết diện thứ 3(tại C) là tiết diện nguy hiểm nhất nên ta kiểm nghiệm cho tiết diện này. Điều kiện:

Vật liệu trục II : thép 45

Tra bảng 9.1a[I] ta có kích thước then bằng :

- Tra bảng 10.12[I] => k   1,76 ( dùng dao phay ngón)

=> thay các giá trị vào công thức tinh s  3 , s  3

Vậy trục II thỏa mãn điều kiện bền mỏi.

3.5.1.3.Kiểm nghiệm mỏi cho trục III :

Dựa vào biểu đồ mô men ta thấy tiết diện 2 tại B(vị trí bánh răng trụ) là tiết diện nguy hiểm nhất nên ta kiểm nghiệm cho tiết diện này

Vật liệu trục III : thép 45

III III d  mm M    Nmm Điều kiện:

Tra bảng 9.1a[I] ta có kích thước then bằng : b22;t 1 9

=> Thay các giá trị vào công thức tinh s  2 , s  2

Chọn lại đường kính trục 3 d = 70mm

Kiểm nghiệm lại ta có

III III d  mm M    Nmm Điều kiện:

Tra bảng 9.1a[1] ta có kích thước then bằng : b20;t 1 7,5

=> Thay các giá trị vào công thức tinh s  2 , s  2

Hạ bậc tại vị trí C: có dC = dD emm

Vậy trục III thỏa mãn độ bền mỏi.

3.5.2 TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC THEO ĐỘ BỀN TĨNH : Để phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột ta tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức 10.27[1]

Với M m ax và T m ax - momen uốn lớn nhất và momen uốn xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải.

 ch - giới hạn chảy của vật liệu trục

3.5.2.1.Tính kiểm nghiệm cho trục I :

Trục I có tiết diện nguy hiểm nhất là tiết diện C (vị trí số 3)

Vậy trục I đảm bảo độ bền tĩnh.

3.5.2.2 Tính kiểm nghiệm cho trục II :

Trục II có tiết diện nguy hiểm tại vị trí thứ 3 (vị trí lắp bánh răng )

Vậy trục II đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

3.5.2.3 Tính kiểm nghiệm cho trục III :

Trục III có tiết diện nguy hiểm tại vị trí thứ 2 ( vị trí lắp bánh răng)

Vậy trục III đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

Tính Mối Ghép Then

Tính then trục I

- Từ đường kính trục đoạn trục khớp nối d I 1  25 mm theo bảng 9.1a [1] ta có kích thước then như sau: b h t t 1 2 8.7.4.2,8

-l t 0,8 0,9  l m 13, với l m 13 40 mm ,  l t   0,8 0,9 40     32 36   mm , chọn theo tiêu chuẩn l t  36 mm

- Bán kính góc lượn: r min  0,16 mm r , m ax  0, 25 mm

- Kiểm nghiệm then: Ứng suất dập: '      

Vậy then đảm bảo đủ bền để làm việc.

Tính then trục II

Mômen xoắn trục I: T II  853081 Nmm.

* Chọn then bánh răng tại vị trí thứ 2 (tại B):

- Từ đường kính trục đoạn trục lắp bánh răng d II 2  60 mm theo bảng 9.1a [1] ta có kích thước then như sau: b h t t 1 2 18.11.7.4, 4

-l t 0,8 0,9  l m 22, với l m 22  80 mm ,  l t   0,8 0,9 80     64 72   mm , chọn theo tiêu chuẩn l t  70 mm

- Bán kính góc lượn: r min  0, 25 mm r , m ax  0, 4 mm

- Kiểm nghiệm then bánh răng : Ứng suất dập: '      

* Chọn then bánh răng thú 3 (tai điểm C):

- Từ đường kính trục đoạn trục lắp bánh răng trụ d II 3  70 mm theo bảng 9.1a [1] ta có kích thước then như sau: b h t t 1 2  18.11.7.4, 4

- l t 0,8 0,9   l m 23, với l m 23  100 mm ,  l t 0,8 0,9 100   80 90   mm , chọn theo tiêu chuẩn l t  80 mm

- Kiểm nghiệm then bánh răng trụ: Ứng suất dập: '      

Tính then trục III

Mômen xoắn trục I: T III  1767417 Nmm.

- Từ đường kính trục đoạn trục lắp bánh răng côn d III 2  70 mm theo bảng 9.1a

[1] ta có kích thước then như sau: b h t t 1 2 20.12.7,5.4, 4

Vậy then không đủ bền để làm việc Ta chọn 2 then tại vị trí lắp.Khi đó mỗi then chịu mô men xoắn T ' 0,75T 0,75.1767417 1325562,75( MPa) Ứng suất dập:      

Vậy then đủ bền để làm việc.

- Từ đường kính trục đoạn trục lắp khớp nối d III 3  65 mm theo bảng 9.1a [1] ta có kích thước then như sau: b h t t 1 2  18.11.7.4, 4

Chọn Ổ Lăn

chọn loại ổ lăn cho các trục

Trục I có lắp 1 bánh răng ta có lực dọc trục do bánh răng tác dụng lên trục là

Tại gối đỡ 0 và 1 của trục ta có:

F   Để cho trục I có cùng loại ổ ta chọn theo tỷ số lớn hơn

Do lực dọc trục lớn ta chọn ổ bi đũa trụ ngắn đỡ (không tiếp nhận lực dọc trục)

Kí hiệu ổ d( mm) D(mm) B(mm)

Con lăn r=r1 C(kN) C 0 (kN) Đường kính

2606 30 72 27 10 14 2 41,6 31,2 a, Tính kiểm nghiệm khả năng tải động.

Trong đó K d :hệ số kể đến đặc tính tải trọng Tra bảng 11.3[I] K d =1

K t : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ, với t 0  105 0 c  k t  1

Nhận thấy Q 1  Q 0 , vậy dùng tải trọng quy ước Q 1 để tính

Trong đó : m: bậc của đường cong mỏi, đối với ổ đũa

L h tính theo giờ làm việc L h B048 giờ

=> C d  Q L m  2645,33 10 3 3670, 79 31, 04  KN C   41, 6 KN b Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh : Điều kiện : Q t  X F 0 r a  C 0

Tra bảng 11.6[I] tra các hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục X Y 0 , 0 Với ổ đũa trụ:

 ổ thỏa mãn khả năng tải tĩnh

Vậy ổ đã chọn thỏa mãn điều kiện làm việc

5.1.2 Tính chọn ổ cho trục II

Ta chọn ổ bi đỡ- chặn với góc tiếp xúc là 12 0 có thông số như sau

46312 60 130 31 3,0 1,5 78,8 66,6 a Tính kiểm nghiệm theo khả năng tải động:

- Lực phản tác dụng lên ổ là :

- Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra :

Theo công thức 11.8[1] : F s  e F r với e  0,54 tra bảng 11.4 [1]

Lực dọc trục do các chi tiết quay sinh ra trên ổ là:

Theo bảng 11.5[I] ta có tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ đũa là :

- Tính tải trọng quy ước:

K t : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ, với t 0  105 0 c  k t  1

Nhận thấy Q 1  Q 0 Vậy tính theo Q 1

Trong đó : m: bậc của đường cong mỏi, đối với ổ bi m =3

Trục II có n = 185,56 vg/ ph

=> ổ thỏa mãn khả năng tải động b Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh : Điều kiện : Q t  X F 0 r  Y F 0 a  C 0

Tra bảng 11.6[I] tra các hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục X Y 0 , 0 Với ổ bi đỡ- chặn 1 dãy :

=> ổ thỏa mãn khả năng tải tĩnh

Vậy ổ đã chọn thỏa mãn điều kiện làm việc.

5.1.3 Tính chọn ổ cho trục III

Trục III có Fr4G20N Fa4)20

Chọn ổ bi đỡ - chặn có góc tiếp xúc α 0 và thông số như sau:

36212 65 120 23 2,5 1,2 54,4 46,8 a Tính kiểm nghiệm theo khả năng tải động:

- Lực phản tác dụng lên ổ là :

Lực tác dụng lên ổ 1 theo phương y

- Lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra :

Theo công thức 11.8[1] : F s  e F r với e  0,54 tra bảng 11.4 [1]

Theo bảng 11.5[I] ta có tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ đũa là :

- Tính tải trọng quy ước:

K t : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ, với t 0  105 0 c  k t  1 Tính được :

Nhận thấy Q 1  Q 0 Vậy tính theo Q 0

Trong đó : m: bậc của đường cong mỏi, đối với ổ bi m =3

Trục II có n = 85,13 vg/ ph

=> ổ thỏa mãn khả năng tải động b Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh : Điều kiện : Q t  X F 0 r  Y F 0 a  C 0

Tra bảng 11.6[I] tra các hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục X Y 0 , 0 Với ổ bi đỡ- chặn 1 dãy :

=> ổ thỏa mãn khả năng tải tĩnh

Vậy ổ đã chọn thỏa mãn điều kiện làm việc.

CHỌN KHỚP NỐI

Chọn khớp nối là trục vòng đàn hồi vì nó có khả năng giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục. Nối trục có bộ phận đàn hồi bằng vật liệu phi kim loại (cao su) nên rẻ tiền và đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy Vì vậy nó được dùng khi truyền mômen xoắn nhỏ và trung bình (< 10000 Nm)

Tra bảng 16.10a[1] ta được các kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

Tra bảng 16.10b[1] ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi: dc d1 D2 l l1 l2 l3 k

Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và của chốt:

   mà : [d] = (2  4) MPa ; [u] = (60  80) MPa khớp nối đủ điều kiện bền.

CHỌN KHỚP NỐI

TÍNH CHỌN KHỚP NỐI

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

Ta có cấu tạo nối trục vòng đàn hồi như hình vẽ

* Xác định kích thước nối trục :

Ta có mômen xoắn trục I là : T I  114495 Nmm.

Dựa vào mômen xoắn và đường kính d  42 mm, tra bảng 16.10a [2] ta được kích thước nối trục vòng dàn hồi như bảng sau: ơ d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2

Theo bảng 16.10b [2] ta tra được kích thước cơ bản của vòng đàn hồi như bảng sau: dc d1 D2 l l1 l2 l3 H

* Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt: Điều kiện sức bền đập của vòng đàn hồi:

    Điều kiện sức bền của chốt:

-    d : ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy    d   2 4   MPa

-   u   60 80   MPa : ứng suất cho phép của chốt.

Vậy vòng đàn hồi và chốt đủ điều kiện bền để làm việc.

7.1.2.Tính khớp nối trục III:

* Xác định kích thước nối trục :

Ta có mômen xoắn trục I là : T III  1767417 Nmm.

Với T III  1767417 Nmm ; d  65 mm , tra bảng 16.10a [2] ta được kích thước nối trục vòng dàn hồi như bảng sau: d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2

Theo bảng 16.10b [2] ta tra được kích thước cơ bản của vòng đàn hồi như bảng sau: dc d1 D2 l l1 l2 l3 H

* Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt: Điều kiện sức bền đập của vòng đàn hồi:

    Điều kiện sức bền của chốt:

-    d : ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy    d   2 4   MPa

-   u   60 80   MPa : ứng suất cho phép của chốt.

Vậy vòng đàn hồi và chốt đủ điều kiện bền để làm việc.

PHẦN VIIITHIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC

CHỌN BỀ MẶT LẮP GHÉP VÀ THÂN

Ta chọn bề mặt lắp ghép của vỏ hộp và thân đi qua tâm trục Nhờ đó việc lắp ghép các chi tiết thuận tiện hơn.

XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC CƠ BẢN CỦA VỎ HỘP

Hình dạng của nắp và thân chủ yếu được xác định bởi số lượng và kích thước của bánh răng, vị trí mặt ghép và sự phân bố của các trục trong hộp, đồng thời còn phụ thuộc vào chỉ tiêu kinh tế, độ bền và độ cứng.

Nhìn chung, vỏ hộp do các mặt phẳng và mặt trụ tạo thành Mặt phẳng thuaaanj tiện khi làm khuôn mẫu nhưng tăng khuôn khổ, kích thước và trọng lượng vỏ hộp.

Dựa vào bảng 18.1 và 18.2 [2] ta xác định được kích thước của hộp như sau:

* Chiều dày thân hộp:   0,03 a   3 0, 03.221 3 9,63   mm

* Chiêu dày nắp hộp:  1  0,9   0,9.10 9  mm

- Chiều dày e   0,8 1      8 10   mm , chọn e  8 mm

- Bulông nền, d 1  0,04 a  10 0,04.249 10 19,96    mm , chọn d 1  18 mm

- Bulông cạnh ổ, d 2 0,7 0,8   d 1 0,7 0,8 18   12,6 14, 4   mm , chọn d 2  14 mm

- Bulông ghép bích nắp và thân,

-Vít ghép nắp ổ, d 4 0,6 0,7   d 2 8, 4 9,8   mm , chọn d 4  8 mm

-Vít ghép nắp cửa thăm, d 5 0,5 0,6   d 2 7 8, 4   mm , chọn d 5  8 mm

* Mặt bích ghếp nắp và thân:

- Chiều dày bích thân hộp, S 3 1, 4 1,8   d 3 16,8 21,6   mm

-Chiều dày bích nắp hộp, S 4 0,9 1  S 3  20 mm

-Bề rộng mặt bích nắp và thân, K 3  K 2  3 5   mm

K  E  R   mm : bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ.

Mà K 3  K 2  3 5   mm , nên chọn K 3  40 mm

- Đường kính ngoài và tâm lỗ vít:D3, D2.

Theo bảng 18.2 [2] ta tra được :

Trục D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm) h(mm) d4(mm) Z

- Chiều dày khi không có phần lồi : S 1 1,3 1,5   d 1 23, 4 27   mm

* Khe hở giữa các chi tiết:

- Giữa bánh răng và thành trong của hộp:     1 1, 2     10 12   mm

-Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp:   1 3 5   30 50   mm

- Giữa mặt bên các bánh răng với nhau:   1 10 mm

* Cửa thăm: Để kiểm tra, quan sát chi tiết trong hộp khi lắp ghép và đẻ đổ đầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp Cửa thăm có kích thước như sau:

Bảng 4.2.2: kích thước và số lượng cửa thăm:

Hình 4.2.1: Kích thước nắp quan sát.

Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm hoặc vị trí cao nhất của nắp hộp Kích thước nút thông hơi như bảng sau:

Bảng 4.2.3: kích thước nút thông hơi:

Có kích thước được tiêu chuẩn hóa và cho như hình vẽ.

Hình 4.2.3: Cấu tạo và kích thước que thăm dấu.

Sau một thời gian làm việc,dầu bôi trơn bị bẩn (do bụi và do hạt mài), hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu Kết cấu và kích thước cho trong bảng 18.7 [2].

Bảng 4.2.4: kích thước nút tháo dầu.

Hình 4.2.34: Cấu tạo nút tháo dầu.

Ngoài ra còn phải tính toán một số chi tiết nhỏ khác như:

PHẦN I : TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG 1 1.1 CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 1 1

1.2.1.Tỷ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc 4

1.2.2.tỷ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc 4

1.3.Xác định các thông số trên trục : 5

1.3.1.Tính số vòng quay của các trục 5

1.3.2.Tính công suất trên các trục 5

1.3.3.Tính Mômen xoắn trên trục: 6

1.3.4.Lập bảng số liệu tính toán: 6

Phần II : THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 7

2.1.3.Kiểm tra điều kiện bôi trơn và điều kiện chạm trục: 30

PHẦN III : THIẾT KẾ TRỤC 32

3.4 : Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục: a, Trục I 35

3.5.1 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 45

3.5.1.2.Kiểm nghiệm mỏi cho trục II : 48

3.5.1.3.Kiểm nghiệm mỏi cho trục III : 49

3.5.2 TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC THEO ĐỘ BỀN TĨNH : 52

3.5.2.1.Tính kiểm nghiệm cho trục I : 52

3.5.2.2 Tính kiểm nghiệm cho trục II : 52

3.5.2.3 Tính kiểm nghiệm cho trục III : 53

Phần IV: Tính Mối Ghép Then 54

5.1 chọn loại ổ lăn cho các trục 57

5.1.2 Tính chọn ổ cho trục II 58

5.1.3 Tính chọn ổ cho trục III 61

PHẦN VI : CHỌN KHỚP NỐI 64

PHẦN VII : CHỌN KHỚP NỐI 66

7.1.2.Tính khớp nối trục III: 67

PHẦN VIIITHIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 69

I CHỌN BỀ MẶT LẮP GHÉP VÀ THÂN: 69

II XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC CƠ BẢN CỦA VỎ HỘP: 69

1 Hướng dẫn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1

2 Hướng dẫn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2

Định dạng
Số trang	85
Dung lượng	1,26 MB