đồ án thiết kế đề số 2 thiết kế hệ thống dẫn động xích tải phương án 11

5 CHƯƠNG 1:CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I.Xác định công suất cần thiết, số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ và động cơ điện - Hiệu suất truyền động: 3  : Hiệu suất bộ tr

ĐỘNG CƠ ĐIỆN PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

ác định công suất cần thiết, số vòng quay sơ bộ hợp lý của động cơ và động cơ điện

- Hiệu suất truyền động:       br 1 br 2 kn ol 3 d

- Tra bảng 2.3 [1], ta chọn được các hiệu suất sau:

 br  : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ

 br  : Hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ

 kn  : Hiệu suất khớp nối

 ol  : Hiệu suất của một cặp ổ lăn d 0,95

  : Hiệu suất bộ truyền đai

Vậy, hiệu suất truyền động là:  0,83

Công suất trên trục xích tải: 5000.1,3

-Công suất cần thiết trên trục động cơ điện:

Pt là công suất trên trục xích tải, kW

-Công suất của động cơ:

- Tỷ số truyền chung của hệ thống

-Trong đó tra bảng 2.4 [1] hgt : u là tỉ số truyền của hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ răng nghiêng.u hgt 10 d : u là tỉ số truyền của bộ truyền đai:u d 2, 2

-Số vòng quay của trục máy công tác:

-Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

 64,5.22 1419(vòng/phút) sb ct ch n n u

Chọn động cơ điện

Ở đây , ta chọn động cơ thõa mãn điều kiện sau:

-n db n sb n db 1419(vòng/phút)

Tra bảng P1.3 [1], ta chọn được động cơ sau:

Phân phối tỷ số truyền

-Xác định tỉ số truyền của hệ thống:

-Phân phối tỉ số truyền:

-Do đây là hộp giảm tốc bánh răng hai cấp khai triễn nên:u 1 (1, 2 1,3) u 2

-Tỷ số truyền cấp chậm:u 2 2, 67

-Tỷ số truyền cấp nhanh:u 1 3,84

Tính toán và lập bảng đặc tính theo mẫu

Kiểu động cơ Công suất(kW) Vận tốc quay(vòng/phút)

Bảng thông số kỹ thuật

Thông số Động cơ I II III Công tác

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN NGOÀI

Chọn loại đai và tiết diện đai

Các thông số của động cơ và tỷ số của bộ truyền đai:

Theo sơ đồ hình 4.2 [TL1]

Ta chọn đai là đai hình thang thường loại B

Chọn đường kính bánh dai nhỏ trong khoảng: d 1 140280(mm)

II.Xác định các kích thước và thông số bộ truyền:

-Chọn đường kính bánh đai nhỏ:d 1 180(mm)

-Theo công thức (4.2), với  0, 02, đường kính bánh đai lớn:

-Theo bảng 4.26 chọn đường kính tiêu chuẩn: d 2 400(mm)

-Tra bảng 4.14, ta chọn khoảng cách trục a:

1, 2 2 480(mm) a d  (do tỉ số truyền u = 2,2)

Kiểm tra điều kiện của khoảng cách trục a:

Như vậy, khoảng cách trục a480(mm)thỏa mãn điều kiện cho phép

Chọn theo tiêu chuẩn L1900(mm)1,9(m)

Kiểm nghiệm đai về tuổi thọ: max

 L     (đạt yêu cầu về tuổi thọ)

Tính lại khoảng cách trục a theo L:

Vì góc ôm bánh đai nhỏ trong trường hợp này luôn nhỏ hơn góc ôm bánh đai lớn nên nếu góc ôm bánh đai nhỏ thõa thì góc ôm bánh đai lớn cũng được thỏa

Góc ôm  1 154, 43 150 thỏa mãn điều kiện

Số đai z được tính theo công thức:

P I : là công suất trên trục bánh đai chủ động, kW

[ ]P 0 :là công suất cho phép, kW, , tra bảng 4.19 [1] Nội suy ta được, [ ]=4,397(kW)P 0

K d là hệ số tải trọng động, bảng 4.7 [1] Chọn K d 1,1

C  :là hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1, bảng 4.15 [1] Chọn C  0, 936

C l :là hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai, trị số củaC l cho trong bảng 4.16 [1] phụ thuộc tỉ số chiều dài đai của bộ truyền đang xét L và chiều dài đai L 0 lấy làm thí nghiệm (

Cu là hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền (u tăng làm tăng đường kính bánh đai lớn, do đó đai ít bị uốn hơn khi vào tiếp xúc với bánh đai này), trị số của C u cho trong bảng 4.17 [1] u 1,13

Cz là hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai, trị số cho trong bảng 4.18 [1] Khi tính có thể dựa vào tỉ số PI/[P0] = Z’ để tra Cz trong bảng 4.18 [1] Chọn C z 0, 95 (Thõa mãn)

Như vậy, ta sẽ chọn số đai z3

Từ số đai z 3,ta tính chiều rộng bánh đai B và đường kính ngoài của bánh đai da:

Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

Lực căng trên 1 đai được xác định như sau:

Trong đó: Fv là lực căng do lực li tâm sinh ra:F v q v m 2 0,178.14,134 2 35,56(N)

Lực tác dụng lên trục:

Bảng thông số kỹ thuật bộ truyền đai:

Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị

Tỉ số truyền thực tế u d - 2,2

Loại đai  - Đai thang thường

Tiết diện đai  - Loại B Đường kính bánh đai nhỏ d 1 mm 185,5 Đường kính bánh đai lớn d 2 mm 400

Góc ôm bánh đai nhỏ

Chiều rộng bánh đai B mm 63 Đường kính ngoài bánh đai nhỏ d a 1 mm 193,93 Đường kính ngoài bánh đai lớn d a 2 mm 408,4

Lực tác dụng lên trục

KẾ BỘ TRUYỀN KÍN

Bộ truyền cấp chậm

-Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng

Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau (C40 tôi cải thiện) Ta chọn như sau: Độ rắn bánh nhỏ là 260HB Độ rắn bánh lớn là 250HB

-Ứng suất tiếp xúc cho phép

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ:

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở được cho trong bảng 3.5:

Hệ số tuổi thọ KHL được xác định theo công thức :

N Số chu kỳ làm việc tương đương

N Số chu kỳ làm việc cơ sở

H : m Bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở về tiếp xúc:

DoN HE 1 N HO 1 ;N HE 2 N HO 2 K HL 1 K HL 2 1

-Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

  s   Đây là bộ truyền bánh răng nghiêng nên ta có:

-Ứng suất uốn cho phép

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ:

Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở NFO được chọn phụ thuộc vào độ rắn bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện, tra theo bảng 3.5:

Hệ số tuổi thọ KKL xác định theo công thức:

N Số chu kỳ làm việc tương đương

N Số chu kỳ làm việc cơ sở

F : m Bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở về tiếp xúc:

DoN FE 1 N FO ;N FE 2 N FO K KL 1 K KL 2 1

Hệ số an toàn có giá trị:

1, 75 s F  (Tra bảng 6,2[1]) Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

  s   Đây là bộ truyền bánh răng nghiêng nên ta có:

-Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng

Hệ số chiều rộng vành răng

Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6,6[1]: ba 0, 4

Ta suy ra giá trị bd dựa vào công thức :

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng Kβ (tra bảng 6,7[1]):

Khi tính toán cho bánh răng trụ răng thẳng, khoảng cách trục được tính theo công thức

Chọn khoảng cách trục theo tiêu chuẩn: a w 200(mm)

Trong đó: K K a , d :Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng(bảng 6,5[1])

Chọn m3(mm)theo tiêu chuẩn

Chọn số răng bánh dẫn theo w w

15 chọn z 1 35(raêng) tính lại góc được 14, 65

Số răng bánh bị dẫn

-Xác định kích thước bộ truyền

-Đường kính vòng lăn w1 1 109(mm) d d  w2 2 291(mm) d d 

-Bề rộng răng: w ba 200.0, 4 80(mm) ba   

-Chọn cấp chính xác cho bộ truyền

Vận tốc vòng bánh răng, theo (3.45):

Theo bảng 3.10[2] ta chọn cấp chính xác 9

-Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

Lực hướng tâm 1 1 tan w 7099,52.tan(20 )

Lực dọc trục F a 1 F t 1 tan 7099,52.tan14, 65 1855,9(N)

-Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định theo (3.51)

Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo (3.52): w

Trong đó: w tan tan 20 arctan rctan 54, 3 tan tan14, 65 t t  a

Hệ số cơ tính vật liệu: do cặp bánh răng bằng thép nên Z M 274(tra bảng 6,5[1])

Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc theo (3.55):

Trong đó: Giá trị hệ số trùng khớp ngang  có thể tính gần đúng theo (3.58)

Hệ số tải trọng tính về tiếp xúc :

K  Hệ số sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng(tra bảng 6,7[1])

K  Hệ số sự phân bố không đồng đều tải trọng cho đôi răng ăn khớp(tra bảng 6,14[1])

K  Hệ số tải trọng động (tra bảng 6,13[1])

Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép theo:

Hệ số ảnh hưởng của độ nhỏm bề mặt: Khi Ra = 1,25 ữ 2,5àm thỡ ZR = 0,95

Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng, khi H ≤ 350 tính theo (3.61[2]):

Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn Kl = 1

Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:

   (thõa mãn điều kiện bền tiếp xúc)

-Kiểm nghiệm ứng suất uốn

Hệ số dạng răng được tính bằng công thức thực nghiệm (3.66):

Trong đó: v : z số răng tương đương,

Y   z  z  Ứng suất uốn cho phép:

Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi: K FC 1 khi quay 1 chiều

Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: Y R 1khi phay và mài răng

Hệ số kích thước: khi tôi bề mặt và thấm nitơ

Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung tải trọng

    Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh bị dẫn là bánh có độ bền thấp hơn Ứng suất uốn được tính theo (3.65): w

Hệ số tải trọng tính:

    Ứng suất uốn tính toán

Vậy độ bền uốn được thỏa.

Bộ truyền cấp nhanh

-Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng

Ta chọn loại vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau (C40 tôi cải thiện) Ta chọn như sau: Độ rắn bánh nhỏ là 260HB Độ rắn bánh lớn là 250HB

-Ứng suất tiếp xúc cho phép

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể tính sơ bộ:

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở được cho trong bảng 3.5:

Hệ số tuổi thọ KHL được xác định theo công thức :

N Số chu kỳ làm việc tương đương

N Số chu kỳ làm việc cơ sở

H : m Bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở về tiếp xúc:

DoN HE 1 N HO 1 ;N HE 2 N HO 2 K HL 1 K HL 2 1

H 1,1 s  (Tra bảng 6,2[1]) Ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

  s   Đây là bộ truyền bánh răng nghiêng nên ta có:

-Ứng suất uốn cho phép

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta có thể chọn sơ bộ:

Giới hạn mỏi uốn, tương ứng với chu kỳ cơ sở NFO được chọn phụ thuộc vào độ rắn bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp nhiệt luyện, tra theo bảng 3.5:

Hệ số tuổi thọ KKL xác định theo công thức:

N Số chu kỳ làm việc tương đương

N Số chu kỳ làm việc cơ sở

F : m Bậc của đường cong mỏi, có giá trị bằng 6

Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:

Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở về tiếp xúc:

DoN FE 1 N FO ;N FE 2 N FO K KL 1 K KL 2 1

Hệ số an toàn có giá trị:

1, 75 s F  (Tra bảng 6,2[1]) Ứng suất uốn cho phép sơ bộ của từng bánh răng:

  s   Đây là bộ truyền bánh răng nghiêng nên ta có:

-Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng

Hệ số chiều rộng vành răng

Chiều rộng vành răng được xác định theo tiêu chuẩn dựa vào bảng 6,6[1]: ba 0, 4

Ta suy ra giá trị bd dựa vào công thức :

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng Kβ (tra bảng 6,7[1]):

Khi tính toán cho bánh răng trụ , khoảng cách trục được tính theo công thức

Chọn khoảng cách trục theo tiêu chuẩn: a w 160(mm)

Trong đó: K K a , d :Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng(bảng 6,5[1])

Chọn m3(mm)theo tiêu chuẩn

Chọn số răng bánh dẫn theo w w

    chọn z 1 21(raêng) tính lại góc được 17, 66

Số răng bánh bị dẫn

-Xác định kích thước bộ truyền Đường kính vòng chia

    Đường kính vòng lăn w1 1 66(mm) d d  w2 2 255(mm) d d  Đường kính vòng đỉnh

2 2 2 255 2.3 261(mm) d a d  m   Đường kính vòng đáy

Bề rộng răng: w ba 160.0, 4 64(mm) ba   

-Chọn cấp chính xác cho bộ truyền

Vận tốc vòng bánh răng, theo (3.45):

Theo bảng 3.10[2] ta chọn cấp chính xác 9

-Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

Lực hướng tâm 1 1 tan w 3212, 65.tan(20 )

Lực dọc trục F a 1 F t 1 tan 3212, 65.tan17, 66 1022,82(N)

-Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc tính toán được xác định theo (3.51)

Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc theo (3.52): w

Trong đó: w tan tan 20 arctan rctan 48,8 tan tan17, 66 t t  a

Hệ số cơ tính vật liệu: do cặp bánh răng bằng thép nên Z M 274(tra bảng 6,5[1])

Hệ số ảnh hưởng của tổng chiều dài tiếp xúc theo (3.55):

Trong đó: Giá trị hệ số trùng khớp ngang  có thể tính gần đúng theo (3.58)

Hệ số tải trọng tính về tiếp xúc :

K  Hệ số sự phân bố không đồng đều tải trọng trên chiều rộng vành răng(tra bảng 6,7[1])

K  Hệ số sự phân bố không đồng đều tải trọng cho đôi răng ăn khớp(tra bảng 6,14[1])

K  Hệ số tải trọng động (tra bảng 6,13[1])

Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép theo:

Hệ số ảnh hưởng của độ nhỏm bề mặt: Khi Ra = 1,25 ữ 2,5àm thỡ ZR = 0,95

Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng, khi H ≤ 350 tính theo (3.61[2]):

Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn Kl = 1

Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng:

   (thõa mãn điều kiện bền tiếp xúc)

-Kiểm nghiệm ứng suất uốn

Hệ số dạng răng được tính bằng công thức thực nghiệm (3.66):

Trong đó: v : z số răng tương đương,

Y   z  z  Ứng suất uốn cho phép:

Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi: K FC 1 khi quay 1 chiều

Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: Y R 1khi phay và mài răng

Hệ số kích thước: khi tôi bề mặt và thấm nitơ

Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung tải trọng

    Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng:

Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn Ứng suất uốn được tính theo (3.65): w

Hệ số tải trọng tính:

    Ứng suất uốn tính toán

Vậy độ bền uốn được thỏa.

Kiểm tra bôi trơn ngâm dầu

Tính từ tâm thì mức dầu phải cách tâm lớn hơn 2 / 3R của bánh răng lớn nhất( điều này đảm bảo mức dầu sẽ thấp hơn 2 / 3R của tất cả bánh răng)

Mức dầu phải cao hơn đỉnh phía dưới của bánh lớn là 10mm

Vậy điều kiện bôi trơn ngâm dầu được thõa mãn

Bảng thông số kỹ thuật:

Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị

Vật liệu bánh răng - - Thép 45

Tổng thời gian làm việc t lv giờ 24000

Số răng bánh nhỏ z 1 răng 35

Số răng bánh lớn z 2 răng 94

Góc nghiêng  14,65 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ d w1 mm 109 Đường kính vòng lăn bánh lớn d w2 mm 291 Đường kính đỉnh răng bánh nhỏ d a 1 mm 115 Đường kính đỉnh răng bánh lớn d a 2 mm 297

Lực dọc trục F a N 1855,8 Ứng suất tiếp xúc  H MPa 378,93 Ứng suất uốn  F MPa 130,9

Số răng bánh nhỏ z 1 mm 21

Số răng bánh lớn z 2 mm 81

Góc nghiêng  17,66 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ d w1 mm 66 Đường kính vòng lăn bánh lớn d w2 mm 255 Đường kính đỉnh bánh nhỏ d a 1 mm 72 Đường kính đỉnh bánh lớn d a 2 mm 261

Lực dọc trục F a N 1022,82 Ứng suất tiếp xúc  H MPa 363,701 Ứng suất uốn  F MPa 68,958

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN

Tính toán thiết kế trục

-Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 thường hóa có

 b     với trục vào và lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp gia tốc, lấy trị số lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc

-Tính đường kính sơ bộ của bộ trục của các trục:

Chọn ứng suất xoắn cho phép:     20(MPa) Đối với trục I:

Ta chọn d như sau: d 1 29,8(mm);d 2 45,9(mm);d 3 62, 6(mm)

Từ đường kính trục ở trên ta xác định chiều rộng ổ lăn : theo bảng 10.2 [1]

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành hộp: k 1 33(mm)

Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp: k 2 5(mm)

Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết chi tiết quay đến nắp ổ: k 3 10(mm)

Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: h n 29(mm)

Chiều dài mayơ bánh đai: Chọn l m 12 63(mm)

Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục I: l m 13 64(mm)

Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ hai trên trục II: l m 22 64(mm)

Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ ba trên trục II: l m 23 80(mm)

Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục III: l m 32 80(mm)

Chiều dài mayơ khớp nối : l mkn (1, 4 2,5) d III (1, 4 2,5) 80 100(mm)  

-Khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực của đai

-Khoảng cách từ đai đến gối đỡ b 01

-Khoảng cách từ gối đỡ b 01 đến bánh răng l m 13 :

-Khoảng cách giữa các gối đỡ trên trục I:

Dựa vào biểu đồ nội lực tính momen uốn tổng hợp tại từng chi tiết:

139867Nmm;M 0Nmm; M 91813Nmm; M 270897Nmm tdj xj yj j

Chọn đường kính các tiết diện theo công thức:

27,1mm; 0mm; 23, 6mm; 33,8mm. td j

Theo tiêu chuẩn theo yêu cầu và kết cấu ta chọn các tiết diện có các giá trị sau:

-Khoảng cách giữa ổ lăn tới bánh răng

-Khoảng cách từ ổ trên trục II đến bánh răng thứ 3 trên trục II

-Vậy khoảng cách giữa 2 ổ lăn trên trục thứ II :

Dựa vào biểu đồ nội lực tính momen uốn tổng hợp tại từng chi tiết:

0Nmm;M 0Nmm; M 565466Nmm; M 638304Nmm tdj xj yj j

Chọn đường kính các tiết diện theo công thức:

0mm; 0mm; 43, 2mm; 45mm. td j

Theo tiêu chuẩn theo yêu cầu và kết cấu ta chọn các tiết diện có các giá trị sau:

-Khoảng cách giữa 2 ổ lăn trên trục III

-Chọn khoảng cách từ ổ lăn đến khớp nối:

Dựa vào biểu đồ nội lực tính momen uốn tổng hợp tại từng chi tiết:

0Nmm;M 863407Nmm; M 979175Nmm; M 863407Nmm tdj xj yj j

-Chọn đường kính các tiết diện theo công thức:

0mm; 49,8mm; 52mm; 49,8mm. td j

Theo tiêu chuẩn theo yêu cầu và kết cấu ta chọn các tiết diện có các giá trị sau:

Tính toán thiết kế then

-Mối ghép then và then hoa được dùng để truyền momen xoắn từ trục đến các chi tiết lắp trên trục hoặc ngược lại

-Mối ghép then nhờ đơn giản về chế tạo và dễ dàng lắp ghép nên được dùng khá rộng rãi.Trong chế tạo máy thường dùng hơn cả là loại then bằng, TC2261-77

-Do đó ta chọn mối ghép then bằng đầu tròn

-Trong quá trình làm việc,mối ghép then và then hoa có thể bị hỏng do dập bề mặt làm việc,ngoài ra then có thể hỏng do bị cắt.Khi thiết kế thường dựa vào đường kính trục để chọn kích thước tiết diện then,chiều dài then lấy bằng 0,8÷0,9 chiều dày moay ơ.Và để làm việc được ta cần tiến hành kiểm nghiệm

Chọn then theo tiết diện trục:

Tiết diện Đường kính, mm Loại then,bxhxl

Chiều dài then lắp bánh răng:

Chiều dài then lắp bánh đai:

Kiểm nghiệm về sức bền dập của then theo công thức:

Kiểm nghiệm về sức bền cắt của then theo công thức:

Với đường kính trục I chỗ lắp then bánh răng là 34 mm

Thõa mãn điều kiện bền và cắt

Với Đường kính trục I chỗ lắp then bánh đai là 25 mm

Thõa mãn điều kiện bền và cắt

Chiều dài then lắp bánh răng 2:

Chiều dài then lắp bánh răng 1:

Kiểm nghiệm về sức bền dập của then theo công thức:

Kiểm nghiệm về sức bền cắt của then theo công thức:

Với đường kính trục II chỗ lắp then bánh răng 2 là 45 mm

Thõa mãn điều kiện bền và cắt

Với Đường kính trục II chỗ lắp then bánh răng 1 là 45 mm

Thõa mãn điều kiện bền và cắt

Chiều dài then lắp bánh răng :

Chiều dài then lắp khớp nối:

Kiểm nghiệm về sức bền dập của then theo công thức:

Kiểm nghiệm về sức bền cắt của then theo công thức:

Với đường kính trục III chỗ lắp then bánh răng là 70 mm

Thõa mãn điều kiện bền và cắt

Với Đường kính trục III chỗ lắp then khớp nối là 63 mm

Thõa mãn điều kiện bền và cắt

-Kiểm nghiệm độ bền trục

Kiểm nghiệm trục theo hệ số an toàn

Hệ số an toàn được tính theo công thức

Trong đó:   s :hệ số an toàn cho phép s s   : Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn

Giá trị s s   , được xác định theo công thức:

Bảng momen cản uốn, momen cản xoắn, ứng suất uốn và ứng suất xoắn các tiết diện trục

D 63 18x11x7 981856 863407 21412,3 45960,6 40,3 10,7 Bảng Momen cản uốn, momen cản xoắn, ứng suất uốn và ứng suất xoắn các tiết diện trục

Hệ số ψ σ , ψ τ xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi và phụ thuộc vào cơ tính vật liệu Tra bảng 10.7 [1] :

Bảng chọn hệ số kích thước    ; 

Bảng Chọn hệ số kích thước 𝜀 𝜎 , 𝜀 𝜏

K σ , K τ : hệ số được xác định theo công thức

Với K x 1 (mài Ra 0,32 0,16); K y 1, 5 (Tôi bằng dòng điện với tần số cao, trục nhẵn)

  :tra trong bảng 10.11 [1] đối với bề mặt trục lắp có độ dôi (chọn kiểu lắp k6)

K  K  :tra trong bảng 10.12 [1] đối với bề mặt trục có rãnh then

Bảng kết quả tính toán

CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC ĐÀN HỒI

Tính toán chọn ổ lăn

Chọn ổ lăn được xác định theo 2 chỉ tiêu :

→ Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ bề mặt làm việc

→ Khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư

Do ổ lăn lằm việc với số vòng lăn lớn (n > 10 vòng/phút)nên không chọn ổ theo khả năng tải tĩnh mà chọn ổ theo khả năng tải động Khả năng tải động C d được tính như sau: m

Trong đó: + Q: là tải trọng quy ước (kN)

+ m: Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn

Với ổ bi thì m3và với ổ đũa thì 10 m 3 + L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

+ L h : tuổi thọ tính bằng giờ

Theo công thức 11.2 [1] ta có :

Xác định tải trong qui ước Theo 11.3 [1] ta có :

K t : hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ K t 1 (nhiệt độ t < 100C)

K d : hệ số kể đến đặc tính tải trọng (tra bảng 11.5[1-218] )

Với tải trọng tĩnh, không va đập và hộp giảm tốc có công suât nhỏ K d 1

V : hệ số ảnh hưởng của vòng nào quay V 1 (vòng trong quay)

X Y : hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục

Thông số: Đường kính trục tại ổ lăn d 30mm

Số vịng quay : n 1 661,346(vòng/phút)

Các lực tác dụng lên ổ lăn đã tính ở phần trục :

Từ tỷ số ta chọn ổ bi dỡ chặn

- Thông số sơ bộ chọn là : cỡ nhẹ

Kí hiệu d,mm D,mm B,mm r,mm 𝐂,kN 𝐂 𝟎 ,kN

 → theo bảng 11.4 với   12 ta chọn e0,34

- Chọn V 1 1 ứng với vòng trong quay

- Lực dọc trục tác dụng vào ổ bi A, B do lực hướng tâm FR gây ra:

- Tổng lực dọc trục tác dụng lên các ổ:

- Tải trọng động tương đương :

- Theo công thức 11.1[1-212] khả năng tải động của ổ :

Thỏa mãn khả năng tải động

Số vòng quay tới hạn :

Thỏa khả năng quay của ổ

Kiểm nghiệm theo độ bền tĩnh :

- Khả năng tải tĩnh của ổ :

Thỏa mãn khả năng tải tĩnh

Thông số: Đường kính trục tại ổ lăn d 30mm

Số vịng quay : n 2 172,23(vòng/phút)

Các lực tác dụng lên ổ lăn đã tính ở phần trục :

Ta chọn ổ bi đỡ chặn

- Thông số sơ bộ chọn là : cỡ trung hẹp

Kí hiệu d,mm D,mm B,mm r,mm 𝐂,kN 𝐂 𝟎 ,kN

 → theo bảng 11.4 với   12 ta chọn e0,34

- Chọn V 1 1 ứng với vòng trong quay

- Lực dọc trục tác dụng vào ổ bi A, B do lực hướng tâm FR gây ra:

- Tổng lực dọc trục tác dụng lên các ổ:

- Tải trọng động tương đương :

- Theo công thức 11.1[1-212] khả năng tải động của ổ :

Thỏa mãn khả năng tải động

Số vòng quay tới hạn :

Thỏa khả năng quay của ổ

Kiểm nghiệm theo độ bền tĩnh :

- Khả năng tải tĩnh của ổ :

Thỏa mãn khả năng tải tĩnh

Thông số: Đường kính trục tại ổ lăn d 65mm

Số vịng quay : n 1 64,5(vòng/phút)

Các lực tác dụng lên ổ lăn đã tính ở phần trục :

Ta chọn ổ bi đỡ chặn

- Thông số sơ bộ chọn là : cỡ nhẹ hẹp

Kí hiệu d,mm D,mm B,mm r,mm 𝐂,kN 𝐂 𝟎 ,kN

 → theo bảng 11.4 với   12 ta chọn e0,37

- Chọn V 1 1 ứng với vòng trong quay

- Lực dọc trục tác dụng vào ổ bi A, B do lực hướng tâm FR gây ra:

- Tổng lực dọc trục tác dụng lên các ổ:

- Tải trọng động tương đương :

- Theo công thức 11.1[1-212] khả năng tải động của ổ :

Thỏa mãn khả năng tải động

Số vòng quay tới hạn :

Thỏa khả năng quay của ổ

Kiểm nghiệm theo độ bền tĩnh :

- Khả năng tải tĩnh của ổ :

Thỏa mãn khả năng tải tĩnh.

Tính toán nối trục đàn hồi

Sử dụng nối trục đàn hồi do nó có ưu điểm là cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế và khả năng làm việc đáng tin cậy

Momen xoắn: T 962403,1Nmm2,4Nm Đường kính trục : d 50mm

Kích thước vòng đàn hồi, tra bảng 9.10a tài liệu [2]:

Kích thước của chốt, tra bảng 9.10b tài liệu [2]:

 Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

 Kiểm nghiệm sức bền chốt:

2 2 l  l l    , k=1,5: hệ số chế độ làm việc

Vậy vòng đàn hồi và chốt thỏa điều kiện bền

CHỌN THÂN MÁY, BULONG VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ

Kích thước cơ bản của vỏ hộp

Tên gọi Giá trị tính toán

- Chiều dày e 3  e 2  9mm Đường kính

- Bulong ghép bích nắp và thân d3

M10 chọn theo bảng 17,3 M8 chọn theo bảng 17,4 M12 chọn theo bảng 17,5

-Chiều rộng mặt bích K 1   e 1 1,3 d 2  27mm

K   d  Khe hở giữa các chi tiết

- Giữa bánh răng với thành trong hộp

- Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

-Khoảng cách từ mặt ngoài thân hộp đến tâm bu long nền y 1  1,5 d 1  30mm

-Khoảng cách từ tâm bulong nền đến mép ngoài chân đế y 2  1,25 d 1  25mm

-Bề rộng chân đế vỏ hộp

3 3 1 60mm y  d  Bảng 6.1: Các kích thước cơ bản của vỏ hộp

Một số kết cấu phụ khác :

1 54mm, 2 30mm, 3 12mm, 1 10mm, 2 7mm, 25mm d  d  d  h  h  L

Chốt định vị là một chi tiết đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau gia công cũng như lắp gắp

Dùng chốt định vị với thông số: d 5mm;c0,8mm;l12 90mm

-Cửa thăm : Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào trong hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp Trên nắp có lắp thêm nút thông hơi Kích thước cửa thăm được chọn theo bảng 18-5 tài liệu [1] như sau:

Khi làm việc, nhiệt độ trong họp 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 được lắp trên nắp cửa thăm Kích thước nút thông hơi tra bảng 18-6 tài liệu [1]:

Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp 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 của nút tháo dầu tra bảng 18-8 tài liệu [1] như sau: d b m f l c D D0

-Que thăm dầu Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu:

Vòng phớt là loại lót kín động gián tiếp nhằm mục đích bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ Những chất này làm ổ chóng bị mài mòn và bị han gỉ Ngoài ra, vòng phớt còn đề phòng dầu chảy ra ngoài Tuổi thọ ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào vòng phớt

Vòng phớt được đùng rất rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay dễ dàng Tuy nhiên có nhược điểm là chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao

-Vòng chắn dầu Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp

CHỌN DUNG SAI LẮP GHÉP

Dung sai lắp ghép bánh răng

Sai lệch giới hạn trên Sai lệch giới hạn dưới Độ dôi lớn nhất

Nmax(μm) Độ hở lớn nhất max(μm) (μm) S

Bảng7 2 Bảng dung sai lắp ghép bánh răng

Dung sai lắp ghép ổ lăn

Vòng trong ổ lăn chịu tải tuần hoàn, ta lắp ghép theo hệ thống trục lắp trung gian để vòng ổ không trượt trên bề mặt trục khi làm việc Do đó, ta phải chọn mối lắp k6, lắp trung gian có độ dôi, tạo điều kiện mòn đều ổ (trong quá trình làm việc nó sẽ quay làm mòn đều)

Vòng ngoài của ổ lăn không quay nên chịu tải cục bộ, ta lắp theo hệ thống lỗ Để lỗ có thể di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc, ta chọn kiểu lắp trung gian H7

Sai lệch giới hạn trên Sai lệch giới hạn dưới

Bảng7 3 dung sai lắp ghép ổ lăn

Dung sai lắp ghép then

Theo chiều rộng, chọn kiểu lắp ghép trên trục là mối ghép bình thường N9/h9 và kiểu lắp ghép trên bạc là Js9/h9

Theo chiều cao, sai lêch giới hạn kích thước then là h11

Theo chiều dài, sai lêch giới hạn kích thước then là h14

Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh then (mm)

Sai lệch giới hạn chiều sâu rãnh then (mm)

Trên trục (N9) Trên bạc (Js9) t 1 Trên trục t 2 Trên bạc

Bảng7 4 dung sai lắp ghép then