đồ án môn học chi tiết máy

Đồ án môn học Chi tiết máy giúp cho sinh viên có thểhệ thống hóa lại kiến thức của các môn học như: Chi tiết máy, Sức bền vật liệu,Dung sai, Chế tạo phôi, Vẽ kĩ thuật .Môn học Chi tiết m

TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC

C HỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1.1.1 Xác định công suất của động cơ điện

- Công suất trục công tác:

- Trong đó : F là lực kéo băng tải v là vận tốc băng tải

1.1.2 Xác định hiệu suất hệ dẫn động η=η k η ol 3 η br η đ

Tra bảng 2.3, tr19.TTTKHDĐCK-T1, ta có:

 Hiệu suất bộ truyền khớp nối trục: η k = 1

 Hiệu suất cặp ổ lăn: η ol = 0,99

 Hiệu suất bộ truyền bánh răng: η br = 0,97

 Hiệu suất bộ truyền đai: η đ = 0,95

1.1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ

1.1.4 Số vòng quay trên trục công tác

Với hệ dẫn động băng tải: n ct = 60000 v π D = 60000.0,9 π 220 = 78,13 ( vg/ ph)

1.1.5 Chọn tỉ số truyền sơ bộ: u hsb : Tỉ số truyền động sơ bộ bánh răng hộp giảm tốc Chọn u hsb = 3 ÷ 5 u đsb : Tỉ số truyền sơ bộ của bộ truyền đai, chọn u đsb = 2 ÷ 4

1.1.6 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ : n sb =n ct u sb ¿>u sb = ( 3 ÷ 5 ) ( 2 ÷ 4 ) = 6 ÷ 20

=> n sb =n ct u sb = 78,13 ( 6÷ 20 ) = 468,78 ÷ 1562,6 ( vg / ph )

- Dựa vào bảng phụ lục p 1.1 , p 1.2, p 1.3 (Sách TTTKHDĐCK-Tập 1) Động cơ được chọn phải thỏa mãn :

Pđc ≥ Pyc với Pyc = 0,97 (kW) nđc ≈ nsb với nsb = 1000 (vg/ph)

- Vậy ta chọn động cơ 4A80B6Y3 với các thông số như sau:

Công suất động cơ: P đc = 1,1 (kW )

Số vòng quay thực tế: n đc = 920 (vg / ph)

- Xác định tỉ số truyền toàn bộ (uc) của hệ dẫn động : u c = n dc n ct = 920 78,13 = 11,78

- Phân phối tỉ số truyền (uc )của hệ dẫn động :

1.3 Xác định các thông số trên các trục

1.3.1 Số vòng quay trên các trục:

Số vòng quay trên trục động cơ: nđc = 920 (vg/ph)

Số vòng quay trên trục 1: n 1 = n đc u đ = 920 2,95 = 311,86 (vg/ph)

Số vòng quay trên trục 2 : n 2 = n 1 u br = 311,86

Số vòng quay trên trục công tác : n ct = n 2 u k = 77,97

- Dựa vào công suất công tác: Pct = 0,864 (kW);

- Công suất trên trục II: P 2 = P ct η 0 l η k = 0,864

- Công suất trên trục I: P 1 = P 2 η 0 l ∙ η br = 0,87

- Công suất trên trục động cơ : P đc = P 1 η 0 l η đ = 0,9

Momen xoắn trên trục động cơ:

Momen xoắn trên trục II:

Momen xoắn trên trục công tác:

T.số Động cơ I (trục vào) II (trục ra) Trục công tác

X ÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC

1.3.1 Số vòng quay trên các trục:

Số vòng quay trên trục động cơ: nđc = 920 (vg/ph)

Số vòng quay trên trục 1: n 1 = n đc u đ = 920 2,95 = 311,86 (vg/ph)

Số vòng quay trên trục 2 : n 2 = n 1 u br = 311,86

Số vòng quay trên trục công tác : n ct = n 2 u k = 77,97

- Dựa vào công suất công tác: Pct = 0,864 (kW);

- Công suất trên trục II: P 2 = P ct η 0 l η k = 0,864

- Công suất trên trục I: P 1 = P 2 η 0 l ∙ η br = 0,87

- Công suất trên trục động cơ : P đc = P 1 η 0 l η đ = 0,9

Momen xoắn trên trục động cơ:

Momen xoắn trên trục II:

Momen xoắn trên trục công tác:

T.số Động cơ I (trục vào) II (trục ra) Trục công tác

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI

C HỌN LOẠI ĐAI VÀ TIẾT DIỆN ĐAI

Tra đồ thị 4.1[1]( trang 59) với các thông số:P = 0,97 (kW) và n 1= 920 (vg/ ph) ta chọn tiết diện đai: A

C HỌN ĐƯỜNG KÍNH HAI BÁNH ĐAI : d 1 v à d 2

-Tra bảng 4.13[1](trang 59) được giới hạn đường kính đai nhỏ d1: 100–200 (mm) Theo tiêu chuẩn trong bảng 4.21[1](trang 63) phần chú thích chọn d1= 140 (mm) -Kiểm tra về vận tốc đai: v= π d 1 n

-Xác định d 2: d 2 =u d 1 ( 1 −ε ) = 2, 95 140 ( 1 − 0,02 ) = 404,74 ( mm ) ε : Hệ số trượt, với ε = 0,01 ÷ 0,02 Chọn ε = 0,02

Tra bảng 4.21[1](trang 63) phần chú thích chọn : d2 = 400 (mm)

Sai lệch tỷ số truyền : Δ u= | u t −u u | 100 % = | 2 , 92 2 − , 95 2 , 95 | 100 % = 1 , 0 2 % < 4 %

X ÁC ĐỊNH KHOẢNG CÁCH TRỤC A

-Dựa vào ut = 2,92 Tra bảng 4.14[1](trang 60) Ta chọn d a

Dựa vào bảng 4.13[1](trang 59) chọn L theo tiêu chuẩn :Chọn L = 1700 (mm)

-Số vòng chạy của đai trong l (s) là i= v

-Tính chính xác khoảng cách trục: a= λ+ √ λ 2 − 8 Δ 2

-Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ: α 1 = 18 0 ° − 57 ° d 2 −d 1 a = 18 0 ° − 5 7 ° 400 − 140

T ÍNH SỐ ĐAI Z

Số đai Z được tính theo công thức: Z= [ P 0 ] C P α C 1 k L d C u C z

 P1: Công suất trên bánh đai chủ động P1= 0,97 (kW)

 [ P 0 ]:Công suất cho phép.Tra bảng 4.19[1](trang 62) theo tiết diện đai A, d10 (mm) và v=¿ 6,74 (m/s) Ta có: { ¿ ¿ P L 0 0 = = 1700 1 , 25 ( ( mm kW ) )

 k d : Hệ số tải trọng động Tra bảng 4.7[1](trang 55) ta được k d =1 , 2

 C ∝ : Hệ số ảnh hưởng của góc ôm.

Tra bảng 4.15[1](trang 61)với α 1 3,41 ° ta được: C α =0 , 89

 C L : Hệ số ảnh hưởng của chiều dài đai.

 C u : Hệ số ảnh hưởng của tỷ số truyền.

Tra bảng 4.17[1](trang 61) với u t = 2 , 92 ta được : C u = 1,1 4

 C z : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng giữa các dây đai. Tra bảng 4.18[1](trang 61) theo Z ' = [ P P 1 0 ] =

C ÁC THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA BÁNH ĐAI

Tra bảng 4.21[1](trang 63) ta được :{ ¿ ¿ ¿ ¿ H h e= t ¿ 0 = = =3,3 φ 12,5 15 10 = 36 ( ( mm mm ( mm ( mm ° ) ) ) )

Góc chêm của mổi rãnh đai: φ = 36 °

-Đường kính ngoài của bánh đai: d a 1 =d 1 + 2 h 0 = 140 + 2.3,3 = 146,6 ( mm ) d a 2 = d 2 + 2 h 0 = 400 + 2.3,3 = 406,6 ( mm )

-Đường kính đáy bánh đai: d f 1 =d a1 − H = 146,6 − 12,5 = 134,1 ( mm ) d f 2 =d a 2 − H = 406,6 − 12,5 = 3 94 , 1 ( mm )

X ÁC ĐỊNH LỰC CĂNG BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC

Bộ truyền định kì điều chỉnh lực căng tra : F v =q m v 2

 q m - khối lượng 1(m) đai tra bảng 4.22[1] (trang 64) với tiết diện đai A ta được q m =0,105 (kg/m) Nên F v =q m v 2 = 0,105 6 , 74 2 = 4,8 ( N )

-Lực tác dụng lên trục bánh đai:

B ng 2 T ng k t các thông s c a b truy n đai:ả ổ ế ố ủ ộ ề

Thông số Ký hiệu Giá trị

Tiết diện đai A Đường kính bánh đai nhỏ d 1 ( mm ) 140 Đường kính bánh đai lớn d 2 ( mm ) 400 Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ d a 1 ( mm ) 146,6 Đường kính đỉnh bánh đai lớn d a2 ( mm ) 406,6 Đường kính chân bánh đai nhỏ d f 1 ( mm ) 134,1 Đường kính chân bánh đai lớn d f 2 ( mm ) 394,1

Góc ôm bánh đai nhỏ α 1 ( ° ) 143,41

Lực tác dụng lên trục F r ( N ) 239,49

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

C HỌN VẬT LIỆU BÁNH RĂNG

Tra bảng 6.1[1](trang 92) ta chọn:

 Nhãn hiệu thép: 45 tôi cải thiện (giả thiết phôi từ 300 ÷ 500mm)

 Độ rắn:HB2 ÷ 240 Ta chọn HB2#0 phôi rèn

 Giới hạn chảy: σ ch2 = 450 (N/mm 2 )

 Nhãn hiệu thép: 45 tôi cải thiện (giả thiết phôi dưới 100mm)

 Độ rắn:HB$1 ÷ 285 Ta chọn HB1$5 phôi rèn

 Giới hạn chảy: σ ch1 = 580 (N/mm 2 )

X ÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP

Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép:

SH,SF : hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng xuất uốn: Tra bảng 6.2[1] (trang 94) với:

 Bánh răng chủ động: SH1 = 1,1 ; SF1 = 1,75

 Bánh răng bị động: SH2 = 1,1 ; SF2 = 1,75

, : ứng suất tiếp xúc và ứng xuất uốn cho phép ứng vói số chu kỳ cơ sở:

- Bánh chủ động: { ¿ σ ¿ 0 H σ lim 1 F 0 lim 1 = 2 = HB 1,8 1 HB + 70 1 = = 1,8.245 2.245 + 70 = 441 = 560 ( MPa) ( MPa)

- Bánh bị động: { ¿ σ ¿ 0 H σ lim 2 F 0 lim 2 = 2 = HB 1,8 2 HB + 70 2 = = 1,8.230 2.230 + 70 = 414 = 530 ( MPa) ( MPa)

, : hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:

, trong đó: mH = 6, mF = 6 bậc của đường cong mỏi khi khử về ứng suất tiếp xúc

NH0, NF0: số chu kỳ thay đổi ứng suất khi khử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

N HE , N FE : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh

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

 n: vận tốc vòng của bánh răng.

 t Σ : tổng số giờ làm việc của răng t Σ = Lh

N HE1 >NH01 lấy N HE1 =NH01 K HL1 = 1

N FE1 >NF01 lấy N FE1 =NF01 K FL1 = 1

N HE2 >NH02 lấy N HE2 =NH02 K HL2 = 1

N FE2 >NF02 lấy N FE2 =NF02 K FL2 = 1

Thay số vào công thức được:

{ ¿ [ σ H 1 ] sb = σ 0 H S lim 1 H Z R Z v K xH K HL1 = 560 1,1 1.1P9,09 ( MPa) ¿[ σ H2] sb = σ H lim 2

Do là bánh răng trụ răng nghiêng nên

2 = 495,45 ( MPa) Ứng suất cho phép khi quá tải:

{ ¿ [ σ H ] m ax ¿ ¿ [ [ σ σ = F1 F2 2,8 ] ] m ax m ax m ax = = 0,8 0,8 ( σ σ σ ch1 ch1 ch2 , σ = = ch2 0,8.580 0,8.450 ) = 2,8.580 = = 464 360 = ( ( 1624 MPa) MPa) ( MPa)

X ÁC ĐỊNH SƠ BỘ KHOẢNG CÁCH TRỤC

 Ka= 43 Mpa 1/3 - hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng

 T1 = 27560,44 (N.mm) – momen xoắn trên trục chủ động

 [ σ H ]= 495,45 (Mpa) - ứng suất tiếp xúc cho phép

 ψ ba , ψ bd – hệ số chiều rộng vành răng Tra bảng 6.6[1]( trang 97) với HB < 350 chọn được ψ ba = 0,4 ψ bd =0,53 ψ ba (u+1)=0,53.0,4.(4+1)=1,06

 K Hβ - hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng.Tra bảng 6.7[1](trang 98) với ψ bd = 1,06 và sơ đồ 6 ta được:

X ÁC ĐỊNH THÔNG SỐ ĂN KHỚP

 Mô đun pháp: m = (0,01 ÷ 0,02)aw = (0,01 ÷ 0,02).100=1 ÷ 2 (mm) Tra bảng 6.8[1](trang 99) chọn m = 2 (mm)

Chọn sơ bộ góc nghiêng β o ⇒ cos β =0,9848

Tỷ số truyền thực tế : ut = Z 2

Sai lệch tỷ số truyền :

 Xác đ nh góc nghiêng c a răng: ị ủ

 Xác đinh góc ăn kh p ớ α tw :

Góc profin gốc α = 20 o theo TCVN 1065-71 α t = α tw=arctg( Cos tgα β ) =arctg ( cos 1 8,19 tg 20 ) = ¿ 20,96°

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở β b β b =arctg( c os α t tgβ )= arctg (cos20,96.tg18,19) ,06 o

X ÁC ĐỊNH CÁC HỆ SỐ CỦA MỘT THÔNG SỐ ĐỘNG HỌC

Tỷ số truyền thực : ut = 4 Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:

Vận tốc vòng của bánh răng: v= π d w 1 n 1

60000 =¿ 0,65 (m/s) Ứng suất cho phép tính ở mục 2 chỉ là ứng suất cho phép sơ bộ Sau khi xác định được vật liệu, các kích thước và thông số hình học của bánh răng, cần xác định chính xác ứng suất cho phép:

Tra bảng 6.13[1](trang 106) với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 0,65 (m/s) được cấp chính xác của bộ truyền là : CCX=9

Tra phụ lục 2.3[1](trang 250) với

Từ thông tin trang 91,92 trong [1] ta chọn:

 R a = 1,25…0,63 μm ⇒ Z R = 1 - hệ số xét đến độ nhám của mặt làm việc

 v = 0,65 (m/s) < 5 (m/s) ⇒ Z v = 1 - hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng

 d a 2 ≈ d w 2 = 1 60 (mm)< 700 (mm) ⇒ K xH = 1 - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

 Chọn Y R =1 - hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt lượn chân răng

 Y S - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất

 KxF = 1 - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn Thay số được:

[σ ¿¿ H ]=[ σ H ] sb Z R Z v K xH ¿ = 495,45.1.1.1= 495,45 (MPa) Bánh chủ động:[ σ F1] = [ σ F1] sb Y R Y S KxF = 252 1.1,03.1 = 259,56(MPa)

Bánh bị động: [ σ F2] = [ σ F2] sb Y R Y S KxF = 236,57 1.1,03.1 = 243,67 (MPa)

Tra bảng 6.7[1](trang 98) ψ bd = 1,06 và sơ đồ 6 được { ¿ ¿ K K Hβ Fβ = = 1,05 1,1

Tra bảng 6.14[1](trang 107) với { ¿ v= ¿ CCVX 0 , 65 (m = 9 / s) được { ¿ ¿ K K Hα Fα = = 1,13 1,37

Tra bảng phụ lục 2.3[1](trang 250) được { ¿ ¿ K K Hv Fv = = 1,01 1,04

K IỂM NGHIỆM BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

 Ki m nghi m v ng su t ti p xúc ề ệ ề ứ ấ ế σ H = Z m Z H Z ε √ 2 T 1 b K w u H t (u d w 2 t 1 + 1 )

-Tra bảng 6.5[1](trang 96) được Z M '4 MPa 1/3

- Z H = √ sin 2 cos (¿ 2 β tw) b ¿ = √ 2.cos 17,06 sin (¿ 2.20 , 96 ) ¿= 1,7 -Hệ số trùng khớp ngang: ε α =[ 1,88 − 3,2 ( Z 1 1 + Z 1 2 ) ] c os β = [ 1,88−3,2 ( 19 1 + 76 1 ) ] cos 18,19=1,6

-Hệ số trùng khớp dọc: ε β = b w sin β mπ = 4 0 sin 1 8,19 2 π = 1,98 Vì ε β >1 Z ε=¿ √ ε 1 α = √ 1,6 1 ¿ =0,79

-Tiến hành kiểm nghiệm với bề rộng răng bw = 40 (mm)

Tải trọng khi tính về tiếp xúc:

Hệ số tải trọng khi tính về uốn: K F = K Fα K Fβ K Fv = 1,37.1,11.1,04 = 1,6

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Tra bảng 6.18[1](trang 109) x1 = x2 = 0 chọn được:{ ¿ ¿ Y Y F F 1 2 = = 3,9 3,6 σ F1 = 2 T 1 K F Y ε Y β Y F1 b w d w 1 m =2.27560,44 1,6 0,6 2 5.0,87 3,9

M ỘT VÀI THÔNG SỐ HÌNH HỌC CỦA CẶP BÁNH RĂNG

-Khoảng cách trục chia: a= 0,5 ( d 1 + d 2 ) = 0,5.(40 + 160) = 100(mm)

-Đường kính vòng cơ sở:

{ ¿ ¿ d d b 2 b =d 1 =d 2 c os α 1 c os α = = 1 60 4 0 c os c os 20 20 = = 150,35 37,59 ( mm) (mm)

Fr1= Fr2= F t 1 tan 20 ° c os β = 1378,02 0,95 tan 20 ° = 527,96(N) -Lực dọc trục:

Fa1= Fa2 = Ft1.tan β 78,02.tan18,19° = 452,8(N)

Bảng 3 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng:

Thông số Ký hiệu Giá trị

Khoảng cách trục chia a 100 (mm)

Chiều rộng vành răng b w 40 (mm)

Z 2 76 Đườn kính vòng chia d 1 40 (mm) d 2 160 (mm) Đườn kính vòng lăn d w1 40 (mm) d w2 160 (mm) Đườn kính đỉnh răng d a1 44 (mm) d a2 164 (mm) Đường kính chân răng d f 1 35 ( mm) d f 2 1 55(mm) Đườn kính vòng sơ sở d b1 37,59 (mm) d b2 150,35 (mm)

Hệ số trùng khớp ngang ε α 1,6

Hệ số trùng khớp dọc ε β 0,79

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

C HỌN KHỚP NỐI

Sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục. Đường kính trục cần nối: d t =d sb = √ 3 0,2 T II [ τ ] = √ 3 106560 0,2.30 =¿ 26,09 (mm) ¿

Mô men xoắn tính toán: T t = k T k: hệ số làm việc phụ thuộc loại máy Tra bảng 16.1[2](trang 58), lấy k = 1,2

T =T II = 106560 ( N mm) suy ra: T t =k T = 1,2 106560 = 127872 (N.mm)

Ta chọn khớp theo điều kiện:

Dựa vào trị số của T t và đường kính của trục chỗ có nối trục có thể tra kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi theo bảng 16-10a[2](trang 68) được kích thước cơ bản của nối trục đàn hồi, (mm):

Dựa vào trị số của T t và đường kính của trục chỗ có nối trục có thể tra kích thước cơ bản của vòng đàn hồi theo bảng 16-10b[2](trang 69) được kích thước cơ bản của vòng đàn hồi:

T ÍNH SƠ BỘ TRỤC

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tôi cải thiện có σ b = 75 0 ❑ MPa , ứng suất xoắn cho phép [ τ ] ÷ 3 0 ❑ MPa

4.2.2 Xác đ nh s b đị ơ ộ ường kính tr c:ụ Đường kính trục được xác định bằng mômen xoắn theo công thức sau : d ≥ √ 3 0,2 T [ τ ]

 [] - ứng suất xoắn cho phép với vật liệu trục là thép [] = 15 30MPa

Trục II : d 2 =√ 3 0,2 T [τ II 2 ] = √ 3 106560 0,2.28 = 26,69 lấy d 2 = 30 (mm)

Theo bảng 10.2[1](trang 189) chọn chiều rộng ổ lăn : { ¿ ¿ b b o o 1 2 = = 1 7 19

4.2.3 Xác đ nh l c t các chi ti t, b truy n tác d ng lên tr c (kèm sị ự ừ ế ộ ề ụ ụ ơ đ đ t l c chungồ ặ ự ).

Lực từ bánh đai tác dụng lên trục : Fd = 239,49(N)

Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng nghiêng:

 Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2= 527,96 (N)

 Lực dọc trục: Fa1 = Fa2 = 452,8 (N)

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục :

 Fk =0,2.Ft Với Ft = 2T II

Sơ đồ đặt lực chung:

4.2.4 Xác đ nh kho ng cách gi a các đi m đ t l cị ả ữ ể ặ ự

 k1 = 10 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp

 k2= 10 là khoảng từ mút ô đến thành trong của vỏ hộp

 k3= 10 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết đến nắp ổ

 h n = 20 chiều cao nắp ổ và đầu bulong

 Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng lớn: l m2 =( 1,2 ÷ 1,5 ) d 2 =( 1,2 ÷ 1,5 ) 3 0 =( 36 ÷ 45 ) chọn l m2 = 4 5 mm

 Chiều dài moay ơ nửa khớp nối (nối trục đàn hồi): l mc 2 = ( 1,4 ÷ 2,5 ) d 2 = ( 1,4 ÷ 2,5 ) 3 0 =( 4 2 ÷ 75 ) chọn l mc2 = 5 0 mm

4.3 Tính ch n đọ ường kính các đo n tr cạ ụ

4.3.1 Tính chi ti t tr c Iế ụ I

 Tính ph n l c và vẽ bi u đ mô men ả ự ể ồ tr c ụ 2

-Xác định phản lực trên các gối đỡ:

 Xác đ nh đ ị ườ ng kính t i các ti t di n trên tr c 2 ạ ế ệ ụ

Tính mômen uốn tổng Mij, mômen tương đương Mtđij và đường kính trục dij tại tiết diện j trên trục thứ i, theo công thức 10.15 đến công thức 10.17 tr 195 sáchTTTKHDĐCKT1,ta có:

Mịj Mtdij dịj = với [σ] tra bảng 10.05 trang 195 tập 1 ta được [σ] = 50 (Mpa)

Mô men uốn tổng cộng: M22 = 0

Mô men uốn tổng cộng:

→ Đường kính trục: d 2 0 = √ 3 0,1 M tđ [ 2 0 δ ] = √ 3 95926,18 0,1 50 = 26,77 ( mm)

Mô men uốn tổng cộng: M 2 1 = √ M 2 x 21 + M 2 y21 = 0

→ Đường kính trục: d 2 1 = √ 3 0,1 M tđ [δ 2 1 ] = √ 3 0,1 0 50 = 0 (mm)

Mô men uốn tổng cộng:

→ Đường kính trục: d 23 = √ 3 0,1 M tđ [ 13 δ ] = √ 3 101712,44 0,1 50 = 27 , 3 (mm)

Xuất phát từ yêu cầu lắp ghép, yêu cầu về công nghệ và độ bền ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

 Ch n và ki m nghi m then ọ ể ệ tr c 2 ụ

+Xác định mối ghép then cho trục 2 lắp khớp nối ,d22= 28(mm), chọn then bằng tra bảng 9.1a[1](trang 173) Ta có:

 Chiều sâu rãnh then trên trục t1=4 (mm)

 Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2= 2,8 (mm)

+Kiểm nghiệm then: Ứng suất dập:

Với là ứng suất dập cho phép

Tra bảng 9.5[1](trang 178) với dạng lắp cố định,vật liệu may ơ là thép làm việc êm, ta có 0 Mpa. σ d = 2 106560

Với là ứng suất cắt cho phép do làm việc êm gây nên:

+Xác định mối ghép then cho trục 2 lắp bánh răng: d23= 35 mm

Chọn then bằng tra bảng 9.1a[1](trang 173) ta có:

 Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: t1= 5 (mm)

 Chiều dài then: l =(0,8÷0,9)lm2= 36÷40,5 (mm)

+Kiểm nghiệm then: Ứng suất dập:

Với là ứng suất dập cho phép

Tra bảng 9.5[1](trang 178) với dạng lắp cố định,vật liệu may ơ là thép làm việc êm, ta có 0 Mpa. σ d = 2.208344,41

Với là ứng suất cắt cho phép do làm việc êm gây nên:

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.

 Ki m nghi m tr c theo đ b n m i ể ệ ụ ộ ề ỏ tr c 2 ụ Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện:

 - hệ số an toàn cho phép, thông thường = 1,5… 2,5 (khi cần tăng độ cứng = 2,5… 3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)

 sj và sj - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp tại tiết diện j : trong đó : và - giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng

 , , , là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j,do quay trục một chiều: với là momen cản uốn và momen cả xoắn tại tiết diện j của trục.

 là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ,tra bảng 10.7[1](trang 197) với 750MPa, ta có:

 và - hệ số xác định theo công thức sau :

aj aj  mj  mj aj W aj 2.W0

Kdj Kdj trong đó : Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8[1](trang 197) lấy Kx = 1,09

Ky - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9[1](trang 197) phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó Ky = 1. và - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi và - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất

 Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp khớp nối:

Ta có: { ¿ T j ¿ =T d ¿ j M =d II = j = 22 106560 M = 28 0 = mm 0 Nmm

Do M0=0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính tính tiêng ứng suất tiếp, tra bảng 10.6[1](trang 196) với dj( mm

Ta thấy sự tập trung ứng suất tại trục lắp khớp nối là do rãnh then và do lắp ghép có độ dôi Tra bảng 10.11[1](trang 198) Ảnh hưởng của độ dôi:

Kτ/ τ = 1,805Ɛ Ảnh hưởng của rãnh then :

Tra bảng 10.12[1](trang 198) với trục 750MPa:

 Kiểm nghiệm tại tiết diện ở ổ lăn:

{ ¿ ¿ M T oL oL ¿ = = d 26183,13 oL 106560 = 3 0 mm Nmm Nmm

Tra bảng 10.6[1](trang 196) với d0L= 35 mm

Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lỗ.Tra bẳng 10.11[1](trang 198) nên ta có:

 Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp bánh răng:

{ ¿ ¿T M br br ¿ = = d br 42768,5 106560 = 35 mm Nmm Nmm

Tra bảng 10.6[1](trang 196) với d= 32 mm

Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu lỗ.Tra bẳng 10.11[1](trang 198) nên ta có:

Kτ/ τ = 1,805Ɛ ảnh hưởng của rãnh then :

Tra bảng:10.12[1](trang 198) với trục 750MPa:

Vậy trục II đảm bảo an toàn về độ bền mỏi

4.3.2 Tính chi ti t tr c Iế ụ

Xuất phát từ yêu cầu lắp ghép, yêu cầu về công nghệ và độ bền ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

T ÍNH CHỌN ĐƯỜNG KÍNH CÁC ĐOẠN TRỤC

- Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 đầu trục:

=> Chọn loại ổ lăn là ổ bi đỡ-chặn.

Tra phụ lục 2.12 trang 263, tập 1, với d0 mm ta được thông số ổ lăn cho 2 gối:

Kí hiệu d(mm) D(mm) b(mm) r(mm) r1(mm) C(kN) Co(kN)

- Chọn cấp chính xác cho ổ là cấp 0.

TÍNH CHỌN Ổ LĂN

C HỌN Ổ LĂN TRỤC 2

- Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 đầu trục:

=> Chọn loại ổ lăn là ổ bi đỡ-chặn.

Tra phụ lục 2.12 trang 263, tập 1, với d0 mm ta được thông số ổ lăn cho 2 gối:

Kí hiệu d(mm) D(mm) b(mm) r(mm) r1(mm) C(kN) Co(kN)

- Chọn cấp chính xác cho ổ là cấp 0.

5.1.1 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn trục 2

Khả năng tải động của ổ Cd được xác định theo CT 11.1 213 [ 1 ]

 m – bậc của của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m = 3 (ổ bi)

 L – tuổi thọ của ổ (triệu vòng quay)

 Q – tải trọng động quy ước (KW), xác định theo CT 11.3 214 [ 1 ]

Fa và Fr – tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục tác dụng lên ổ.

V – hệ số kể đến vòng nào quay, V =1 (vòng trong quay) kt – hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 khi nhiệt độ   150 O C kd – hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, lấy kd = 1 (theo B 11.3 215 [ 1 ] )

X ,Y – hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục.

- Xác định lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra ở trên ổ lăn:

+ Tổng ngoại lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn [1] và [0]:

+ Lực dọc trục tác dụng lên ổ lăn 1 và 0:

Xét tỷ số F a v F r kết hợp tra bảng B 11.4 216 [ 1 ] ta có:

Tải trọng động quy ước trên các ổ:

Vì Q0 < Q1 nên ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ lăn 1

Khả năng tải động của ổ lăn:

Cd = Q√ 3 L 35.√ 3 88,88 = 7299 (N) < C = 25600 (N) Như vậy hai ổ lăn đảm bảo khả năng tải động.

5.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn trục 2

 Trong đó Qt là trị số lớn hơn trong 2 giả trị:

 Với Xo, Y0: hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục Tra B 11,6 221 [1]: X0= 0,5

- Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:

- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Qt = max( Qt0(1) , Qt1(1)) = 896,6 (N) < Co = 18170 (N)

 Khả năng tải tĩnh của cả 2 ổ được đảm bảo.

C HỌN Ổ LĂN TRỤC 1

Tra phụ lục 2.12 trang 263, tập 1, với d% mm ta được thông số ổ lăn cho 2 gối:

Kí hiệu d(mm) D(mm) b(mm) r(mm) r1(mm) C(kN) Co(kN)

LỰA CHỌN KẾT CẤU

T ÍNH , LỰA CHỌN KẾT CẤU CHO CÁC BỘ PHẬN , CÁC CHI TIẾT

Hộp giảm tốc để đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy,tiếp nhận tại trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến,đựng dầu bôi trơn bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bẩn

Chi tiết cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ

Chọn vật liệu làm hộp giảm tốc là gang xám GX15-32

Chọn bề mặt ghép ráp và thân đi qua tâm trục song song với đáy

6.1.2 Các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc

Tên gọi Tính toán Chọn

Chiều cao h h < 58 m h = 25 (mm) Độ dốc khoảng 2 o Đường kính

Bulông ghép mặt bích nắp và thân d3 d3 = (0,8÷0,9)d2

Vít ghép nắp của thăm dầu d5 d5 = (0,5÷0,6)d2

Mặt bích ghép nắp và thân

Chiều dày bích thân hộp S3

Chiều dày bích nắp hộp S4

Chiều rộng bích nắp và thân K3

Kích thước gối trục Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D3, D2

Tra bảng 18.2[2]-88 và công thức theo d4 và D ổ lăn, ta được:

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2

Tâm lỗ bulông cạnh ổ E2 và C (k là khóa cách từ tâm bulông đến mép lỗ)

C = 45 (mm)Trục II: CW,5 (mm)

Khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ k ≥ 1,2d2 = 1,2.12= 14,4 k = 22 (mm)

Chiều cao h Phụ thuộc lỗ bulong h = 25 (mm) Mặt đế hộp

Chiều dày khi không có phần lồi

Chiều dày khi có phần lồi S1, S2 và

Dd xác định theo đường kính dao khoét

Bề rộng mặt đế K1 và q K 1 = 3.d1 = 3.16 = 48 (mm) q ≥ K1 + 2δ = 48 + 2.7 = 62

Khe hở giữa các chi tiết

Giữa bánh răng với thành trong hộp Δ ≥ (1÷1,2)δ = (1÷1,2).6 = (6÷7,2) Δ = 10 (mm)

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Δ1 ≥ (3÷5)δ = (3 ÷ 5).6 = (18 ÷ 30) Δ1 = 30 (mm)

Giữa mặt bên của các bánh răng Δ2 ≥ δ = 6 Δ2 = 10 (mm)

Chiều dài hộp: L Chiều rộng hộp: B

T ÍNH , LỰA CHỌN BÔI TRƠN

Bộ truyền bánh răng có vận tốc vòng v= 0,85 < 12 (m/ s) nên ta chọn bôi trơn bằng cách ngâm trong dầu bằng bánh răng bị động trong hộp giảm tốc

Do đáy hộp giảm tốc cách đỉnh răng bị động một khoảng: 30 (mm)

Vậy chiều cao lớp dầu là: 50 (mm)

Dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc: vận tốc vòng của bánh răng v= 0,85 m/ s và δ b ≈ 470 ÷1000 MPa thép C45 Độ nhớt của dầu là 50 o c là 160 16 ( ( 20 3 ) ) tra bảng 18-13[2](trang 101) chọn được loại dầu ô tô máy kéo AK-15

Do v = 0,85 m/s < 3 m/s nên ổ lăn được bôi trơn bằng mỡ

Các kết cấu liên quan đến chế tạo vỏ hộp

+ Nắp ổ Đường kính nắp ổ được xác định theo công thức :

Hoặc tra bảng 18-2[2](trang 88) được:

+ chốt định vị Đảm bảo vị trì tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi nắp ghép,khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ

Chọn chốt định vị là chốt côn { ¿ ¿ l= d= ¿ 35 c= 6 ( ( mm) 1 mm)

Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi nắp trên cửa thăm

Sau thời gian làm việc dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn của biến chất cần phải thay dầu mới,để tháo dầu cũ ra thì đáy hộp có lỗ thoát dầu được bịt kín bằng nút tháo dầu

Chọn nút tháo dầu tra bảng 18-7[2](trang 93) d b m f L c q D S D 0

+Kiểm tra mức dầu : dùng que thăm dầu để kiểm tra mức dầu:

+Các chi tiết liên quan khác

Lót kín bộ phận ổ nhằm mục đích bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ, đề phòng mỡ chảy ra ngoài.

Vòng phớt được dùng để lót kín và là chi tiết được dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng nhưng chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt có độ nhám cao Ta chỉ cần chọn vòng phớt cho trục vào và ra và tra bảng 15-17 trang 50 Tra theo đường kính bạc d d1 d2 D a b S0

2 Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp thường dùng các vòng chắn mỡ (dầu) Kích thước vòng chắn mỡ (dầu) cho như hình vẽ. a

 Chiều dày vành răng: δ = ( 2,5 ÷ 4 ) m= ( 2,5 ÷ 4 ) 2 = 5 ÷ 8 chọn δ = 7 (mm)

 Chiều rộng vành răng : b = 40 (mm)

 Chiều dày đĩa: C = (0,2 ÷ 0,3)b = 8 ÷ 12 chọn C = 10 (mm)

 Đường kính trong moay ơ: d5 (mm)

 Đường kính ngoài moay ơ: D = (1,5÷1,8)dR,5 ÷ 63 chọn D = 60 (mm)

 Đường kính trong vành răng: Dv= df2 −¿2 δ =¿ 155 - 2.8 = 139 (mm)

 Đường kính tâm lỗ: Do = 0,5(D+Dv)=0,5.(60+139)= 99,5 (mm)

 Đường kính đỉnh răng: da = 164 (mm)

D UNG SAI LẮP GHÉP

+ Dung sai lắp ghép bánh răng

Làm việc êm không yêu cầu tháo nắp thường xuyên ta chọn kiểu lắp trung gian H7/k6

+ Dung sai lắp bạc lót trục

Chọn kiểu lắp trung gian D8/k6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp

+ Dung sai và lắp ghép ổ lăn Để các vòng ổ không trơn trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ khi làm việc cần chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay Đối với các vòng không quay ta sử dụng kiểu lắp có độ dôi hở

Chính vì vậy khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6, còn khi lắp ổ lăn vào vỏ thì ta chọn H7

+ Dung sai lắp ghép nắp ổ lăn

Chọn kiểu lắp H7/d11 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp

+ Dung sai khi lắp vòng chắn dầu

Chọn kiểu lắp trung gian D10/k6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp

+ Dung sai lắp then trên trục

Theo chiều rộng chọn kiểu lắp trên trục là P9 trên bạc là D10

Trục Vị trí lắp Kiểu lắp ghép ES( μm )