đồ án chi tiết máy đề số 7 thiết kế hệ thống dẫn động thùng trộn

Tính toán ch ọn động cơ điệ n

Xác định công suất cần thiết trên trục động cơ

Với η = 𝜂 𝑛𝑡 𝜂 𝑥 𝜂 𝑜𝑙 4 𝜂 𝑏𝑟 2 : hiệu suất truyền động

Hiệu suất bộ truyền xích (để hở): 𝜂 𝑥 = 0,9

Hiệu suất 1 cặp bánh răng: 𝜂𝑏𝑟 = 0,96

27+34 = 3,8 (kW) Công suất cần thiết đầu vào hộp giảm tốc:

S ố vòng quay sơ bộ c ủa động cơ

Ch ọn động cơ điệ n

Ta cần chọn động cơ thỏa điều kiện:

Ta chọn được động cơ 4A132S6Y3 có:

Số vòng quay: 𝑛 đ𝑐 = 960 (vòng/phút)

2.Tính toán tỉ số truyền của hệ dẫn động

Phân ph ố i t ỉ s ố truy ề n

Đối với hộp giảm tốc đồng trục: 𝑢 1 = 𝑢 2 = √𝑢ℎ = √9 = 3 (công thức 3.14 trang 43) [1]

Công su ấ t trên các tr ụ c

Vòng quay trên các tr ụ c

Ta có: Trục động cơ: 𝑛 đ𝑐 = 960 (vòng /phút)

Trục công tác: 𝑛4 = 55 (vòng/phút)

Moment xo ắ n trên các tr ụ c

B ả ng h ệ th ố ng s ố li ệ u

Thông số Động cơ I II III Tr ụ c công tác

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Xác đị nh các thông s ố c ủ a xích và b ộ truy ề n

Ch ọ n s ố răng đĩa xích

Theo bảng 5.4 tài liệu trang 80 [1] ta chọn:

Số răng của đĩa xích nhỏ: 𝑧1 = 25

Số răng của đĩa xích lớn: 𝑧2 = 𝑢𝑥 𝑧1 = 2 × 25 = 50 < 𝑧𝑚𝑎𝑥 = 120

Xác định bướ c xích p

Điều kiện đảm bảo độ bền mòn của bộ truyền xích theo công thức 5.3 trang 81 [1] có dạng: 𝑃 𝑡 = P k 𝑘 𝑧 𝑘 𝑛 ≤ [𝑃]

Trong đó: 𝑃 𝑡 : công suất tính toán

P: công suất cần truyền – (P = P 3 ) [𝑃]: công suất cho phép

25= 1 (hệ số răng) Chọn 𝑛01 = 200 (v/ph)

- Theo công thức 5.4 trang 81 [1] ta có:

𝑘 0 = 1( đường nối tâm đĩa xích so với phương ngang < 60 o )

𝑘đ𝑐 = 1 (vị trí trục được điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích)

𝑘 𝑏𝑡 = 1,3 (môi trường làm việc có bụi, bôi trơn II)

Tra bảng 5.5/tr81[1] với 𝑛01 = 200 (v/ph), xích một dãy ta thấy:

𝑃 𝑡 ,5 (kW) < [P] = 19,3 (kW) thỏa mãn điều kiện mòn

Bước xích 𝑝 𝑐 1,75 (mm) Đường kính chốt 𝑑 𝑐 = 9,55 (mm) ; Chiều dài ống B = 27,46 (mm)

Kho ả ng cách tr ụ c và s ố m ắ t xích

Thiết kế sơ bộ chọn:

Tính lại khoảng cách trục a theo số mắt xích chẵn 𝑥 𝑐 (công thức 5.13/tr85) [1]: a’ = 0,25𝑝𝑐 [𝑥𝑐 - 𝑧 1 + 𝑧 2

= 1219 (mm) Để xích không chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục đi một đoạn Δa như sau: Δa = (0,002 … 0,004)a

Kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây: i = 𝑛 3 𝑧 1

Ki ể m nghi ệ m xích v ề độ b ề n

Để đảm bảo cho xích không bị phá hỏng do quá tải cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn: (công thức 5.15 trang 85) [1]

Tra bảng 5.2 và 5.3 [1] ta có:

Tải trọng phá hỏng: Q = 88,5 kN

Hệ số tải trọng động: 𝑘 đ = 1,2

Lực căng do lực li tâm sinh ra: 𝐹 𝑣 = q 𝑣 3 2 = 3,8 ×(25 × 106,6 × 31,75

Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:

Vậy s > [s] ⟹ bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

T í nh to án đườ ng k í nh v ò ng chia c ủa đĩ a x í ch

T í nh to án độ b ề n ti ế p x 甃Ā c c ủa đĩ a x í ch v à ch ọ n v ậ t li ệ u

Kiểm nghiệm độ bền tiếp x甃Āc của đĩa xích theo công thức 5.18 trang 87 [1]

Lực va đập trên m dãy xích: 𝐹 𝑣đ = 13 10 −7 𝑛 3 m = 13 ×10 −7 × 106,6 × 1 = 1,4 × 10 −4 (N)

Hệ số phân bốkhông đều tải trọng cho các dãy: 𝑘𝑑 = 1 (xích 1 dãy)

Diện tích chiếu của bản lề: A = 262 (𝑚𝑚 2 )

Hệ số tải trọng động: 𝐾 đ =1

Hệ số kểđến ảnh hưởng của sốrăng đĩa xích: 𝑘𝑟 = 0,42

Vậy ta chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎 𝐻 ] = 500 MPa

Lực va đập trên m dãy xích: 𝐹 𝑣đ = 13 10 −7 𝑛 4 m = 13 ×10 −7 × 55 × 1 = 7,15 × 10 −5 (N)

Hệ số phân bốkhông đều tải trọng cho các dãy: 𝑘 𝑑 = 1 (xích 1 dãy)

Diện tích chiếu của bản lề: A = 262 (𝑚𝑚 2 )

Hệ số tải trọng động: 𝐾đ =1

Hệ số kểđến ảnh hưởng của sốrăng đĩa xích: 𝑘𝑟 = 0,24

Vậy ta chọn vật liệu là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [𝜎 𝐻 ] = 500 MPa

L ự c tác d ụ ng lên tr ụ c

Theo công thức 5.20 trang 88 [1]: 𝑘𝑥 = 1,15 (bộ truyền nghiêng 1 góc nhỏhơn 40 𝑜 )

Lực tác dụng lên trục III: 𝐹 𝑟 1 = 𝑘 𝑥 𝐹 𝑡 1 = 1,15 × 3020,8 = 3473,92 (N)

Lực tác dụng lên trục công tác: 𝐹 𝑟 2 = 𝑘 𝑥 𝐹 𝑡 2 = 1,15 × 2611,3 = 3003 (N)

B ả ng thông s ố c ủ a b ộ truy ề n xích

Thông số Kí hiệu Trị số

Sốrăng đĩa xích bị dẫn 𝑧2 50

Số mắt xích x 118 Đường kính vòng chia đĩa xích dẫn 𝑑1(mm) 253,3 Đường kính vòng chia đĩa xích bị dẫn 𝑑2(mm) 505,6 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích dẫn 𝑑𝑎1(𝑚𝑚) 267,2 Đường kính vòng đỉnh đĩa xích bị dẫn 𝑑𝑎2(mm) 520,5 Đường kính vòng chân răng đĩa xích dẫn 𝑑𝑓1(mm) 234,1 Đường kính vòng chân răng đĩa xích dẫn 𝑑 𝑓2 (𝑚𝑚) 486,4

Lực tác dụng lên trục III 𝐹 𝑟 1 (N) 3473,92

Lực tác dụng lên trục công tác 𝐹𝑟 2 (N) 3003

PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

Thời gian sử dụng 320 ngày, 1 ngày làm việc 1 ca, 1 ca 8 giờ, làm việc 5 năm

⟹ Tổng thời gian sử dụng: 320 × 1 × 8 × 5 = 12800 (giờ)

1.Chọn v⌀t liệu 2 cặp bánh răng:

• Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 241 … 285

• Bánh răng lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 192 … 240

Xác đị nh ứ ng su ấ t cho phép

b ộ truy ền bánh răng cấ p nhanh

3.1.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

Theo công thức 6.15a trang 96 [1] ta có:

𝑢 1 = 3: Tỉ số truyền cấp nhanh

𝜓 𝑏𝑎 : Hệ số là tỷ số giữa chiều dài vành răng và khoảng cách trục

K a : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, theo bảng 6.5 trang

3.1.2 Xác định các thông sốăn khớp

Môđun ăn khớp: Theo công thức 6.17 trang 97 [1] ta có: m = (0,01 ÷ 0,02) 𝑎 𝑤2 = 1,6 ÷ 3,2

Ta chọn môđun ăn khớp m = 2 (mm)

Chọn góc nghiêng 𝛽 = 10 0 (bánh răng trụrăng nghiêng)

Theo công thức 6.19 trang 99 ta có:

3.1.3 kiểm nghiệm độ bền ứng suất tiếp xúc

Theo công thức 6.33 trang 105 [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: σH1 = ZM ZH Zε √ 2.T b w1 1 K 𝑢 H 1 (d (𝑢 w1 1 +1) ) 2 ≤ [σH] Trong đó:

+ ZM : hệ số kểđến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, trị số của ZM tra bảng 6.5 trang 96 [1], ta được: ZM = 274 MPa 1/3

+ Z H : hệ số kểđến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34/trang 105 [1] ta có:

Với: 𝛽 𝑏 − góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

𝑐𝑜𝑠𝛽 = 0,5× 2×(117+39) cos(12,84 0 ) = 160 (mm) Góc prôfin răng: 𝛼 𝑡1 = arctg( 𝑡𝑔𝛼 𝑜

𝑐𝑜𝑠𝛽) = arctg( 𝑡𝑔 20 0 cos 12,84 0 ) ,47 0 tg𝛽 𝑏 = cos 𝛼 𝑡1 tg𝛽→𝛽 𝑏 = 12,05 0

+ Zε: hệ số kểđến sự trùng khớp của răng.

𝜀 𝛽 – hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức 6.37/ trang 105

Theo công thức 6.39 trang 106 [1] ta có : 𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽 𝐾𝐻𝛼 𝐾𝐻𝑣

Trong đó: Đường kính lăn: 𝑑𝑤1 = 2.𝑎 𝑤1

→ Theo bảng 6.13 trang 106 [1] chọn cấp chính xác là 8

Theo bảng 6.14 trang 107 [1] với cấp chính xác 8 và v ≤ 5 (m/s)

+ 𝛿 𝐻 = 0,002: hệ số kểđến ảnh hưởng của các sai sốăn khớp (bảng 6.15/trang 107) [1]

+𝑔𝑜 = 73: hệ số kểđến sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16/trang 107) [1] + 𝐾𝐻𝑣 : hệ số kểđến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp

Với: + bánh bị dẫn: 𝑏𝑤1 = 𝜓𝑏𝑎 𝑎𝑤1 = 0,4×160 = 64 (mm) ; 𝑇1 = 46954,2 (N.mm) + bánh dẫn: 𝑏 𝑤1 ′ = 𝑏 𝑤1 + 5 = 64 + 5 = 69 (mm)

Theo công thức 6.1 trang 91, với 𝑣 1 = 4,02 (m/s) ≤ 5 (m/s)

Với cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ⇒𝑧 𝑣 = 1

Khi đó cần gia công đạt độnhám Ra = 2,5….1,25 μm, do đó Z R = 0,95 Đường kính vòng đỉnh bánh răng 𝑑 𝑎 ≤ 700 mm nên chọn 𝐾 𝑥𝐻 = 1, do đó theo công thức 6.1 [1] ta có:

Kết luận: Thỏa mãn độ bền tiếp xúc và ta chấp nhận khoảng cách trục

3.1.4 Kiểm nghiệm răng vềđộ bền uốn

Theo công thức 6.43 trang 108 ta có:

(cos(12,84)) 3 = 126 Theo bảng 6.18 trang 109 [1] ta được: 𝑌𝐹1 = 3,7; 𝑌𝐹2 = 3,6

Theo công thức 6.45 trang 109 [1] ta có: 𝐾 𝐹 = 𝐾 𝐹𝑣 𝐾 𝐹𝛽 𝐾 𝐹𝛼

Theo bảng 6.14 trang 107 với 𝑣 1 ≤ 5 (m/s) và cấp chính xác 8, K Fα = 1,27

Trong đó: theo bảng 6.15 trang 107 [1] tra được δ F = 0,006, theo bảng 6.16 trang 107 tra được g 0 = 73

[𝜎𝐹1] 𝑠 = [𝜎𝐹1] 𝑌𝑅 𝑌𝑆 𝐾𝑋𝐹 = 252 × 1 × 1,032 × 1 = 260,064 (MPa) Tương tựtính được : [𝜎 𝐹2 ] 𝑠 = 244,14(MPa)

→ thỏa mãn độ bền uốn

3.1.5 Kiểm nghiệm răng vềđộ bền quá tải

Theo công thức 6.48 [1] hệ số quá tải: với

𝑇 = 1 Ứng suất tiếp xúc cực đại:

𝜎 𝐻1 𝑚𝑎𝑥 = 𝜎 𝐻 √𝐾𝑞𝑡 = 231,43 × √1 = 231,43 (MPa) ⟶𝜎 𝐻1 𝑚𝑎𝑥 < [ 𝜎 𝐻 𝑚𝑎𝑥 ] Ứng suất uốn cực đại:

Như vậy thỏa mãn điều kiện quá tải

3.1.6 Bảng tổng hợp các thông sốvà kích thước bộ truyền cấp nhanh

STT THÔNG SỐ KÝ HIỆU (ĐƠN VỊ) GIÁ TRỊ

5 Hệ số dịch chỉnh x (mm) 𝑥1 = 0; 𝑥2 = 0

6 Đường kính vòng chia d (mm) 𝑑1 = 78; 𝑑2 = 234

7 Đường kính vòng đỉnh 𝑑 𝑎 (mm) 𝑑 𝑎1 = 82; 𝑑 𝑎2 = 238

8 Đường kính vòng đáy 𝑑 𝑓 (mm) 𝑑 𝑓1 = 73; 𝑑 𝑓2 = 229

9 Bề rộng vành răng 𝑏 𝑤 (mm) bánh bị dẫn

b ộ truy ền bánh răng cấ p ch ậ m

3.2.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

3.2.2 Xác định các thông sốăn khớp

Môđun ăn khớp: Theo công thức 6.17 trang 97 [1] ta có: m = (0,01 ÷ 0,02) 𝑎𝑤2 = 1,6 ÷ 3,2

Ta chọn môđun ăn khớp m = 2 (mm)

Chọn góc nghiêng 𝛽 = 10 0 (bánh răng trụrăng nghiêng)

Theo công thức 6.19 trang 99 [1] ta có:

3.2.3 Kiểm nghiệm độ bền ứng suất tiếp xúc

Theo công thức 6.33 trang 105 [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: σH2 = ZM ZH Zε √ 2.T b w2 1 K 𝑢 H 2 (d (𝑢 w2 2 +1) ) 2 ≤ [σH] Trong đó:

+ Z M : hệ số kểđến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp, trị số của ZM tra bảng 6.5 trang 96 [1], ta được: Z M = 274 MPa 1/3

+ ZH: hệ số kểđến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 trang 105 [1] ta có:

Với: 𝛽 𝑏 − góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

𝑐𝑜𝑠𝛽) = arctg( 𝑡𝑔 20 0 cos 12,84 0 ) ,47 0 tg𝛽 𝑏 = cos 𝛼 𝑡2 tg𝛽→𝛽 𝑏 = 12,05 0

+ Z ε : hệ số kểđến sự trùng khớp của răng.

𝜀𝛽 – hệ số trùng khớp dọc, tính theo công thức 6.37/ trang 105 [1]

117)]×cos 12,84 0 = 1,73 ⟹ 𝑧 𝜀 = √ 1,73 1 = 0,76 Theo công thức 6.39 trang 106 [1] ta có :

Trong đó: Đường kính lăn: 𝑑𝑤2 = 2.𝑎 𝑤2

→ Theo bảng 6.13 trang 106 [1] chọn cấp chính xác là 9

Theo bảng 6.14 trang 107 [1] với cấp chính xác 9 và 𝑣 2 ≤ 2,5 (m/s)

+ 𝛿𝐻 = 0,002: hệ số kểđến ảnh hưởng của các sai sốăn khớp (bảng 6.15/trang 107) [1]

+𝑔𝑜 = 73: hệ số kểđến sai lệch các bước răng bánh 1 và 2 (bảng 6.16/trang 107) [1] + 𝐾 𝐻𝑣 : hệ số kểđến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp

Với: + bánh bị dẫn: 𝑏 𝑤2 = 𝜓 𝑏𝑎 𝑎 𝑤2 = 0,4×160 = 64 (mm)

Theo công thức 6.1 trang 91, với 𝑣2 = 1,34 (m/s) < 5 (m/s)

Với cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 ⇒𝑧 𝑣 = 1

Khi đó cần gia công đạt độnhám Ra = 2,5….1,25 μm, do đó Z R = 0,95 Đường kính vòng đỉnh bánh răng 𝑑 𝑎 ≤ 700 mm nên chọn 𝐾 𝑥𝐻 = 1, do đó theo công thức 6.1 ta có:

Kết luận: Thỏa mãn độ bền tiếp xúc và ta chấp nhận khoảng cách trục

3.2.4 Kiểm nghiệm răng vềđộ bền uốn

(cos(12,84)) 3 = 126 Theo bảng 6.18 trang 109 [1] ta được: 𝑌𝐹3 = 3,7; 𝑌𝐹4 = 3,6

Theo công thức 6.45 trang 109 [1] ta có: 𝐾 𝐹 = 𝐾 𝐹𝑣 𝐾 𝐹𝛽 𝐾 𝐹𝛼

Theo bảng 6.14 trang 107 [1] với 𝑣 2 ≤ 2,5 (m/s) và cấp chính xác 9, K Fα = 1,37

Trong đó: theo bảng 6.15 trang 107 [1] tra được δF = 0,006, theo bảng 6.16 trang 107 tra được g 0 = 73

𝑌𝑅 = 1( bánh răng phay), 𝐾𝑥𝐹 = 1 (da < 700mm)

→ thỏa mãn độ bền uốn

3.2.5 Kiểm nghiệm răng vềđộ bền quá tải

Theo công thức 6.48 [1] hệ số quá tải: với 𝐾𝑞𝑡 = 𝑇 𝑚𝑎𝑥

𝑇 = 1 Ứng suất tiếp xúc cực đại:

𝜎 𝐻 𝑚𝑎𝑥 = 𝜎 𝐻 √𝐾𝑞𝑡 = 366,65 × √1 = 366,65 (MPa) ⟶𝜎 𝐻 𝑚𝑎𝑥 < [ 𝜎 𝐻 𝑚𝑎𝑥 ] Ứng suất uốn cực đại:

Như vậy thỏa mãn điều kiện quá tải

3.2.6 Bảng tổng hợp các thông sốvà kích thước bộ truyền cấp ch⌀m

STT THÔNG SỐ KÝ HIỆU (ĐƠN VỊ) GIÁ TRỊ

5 Hệ số dịch chỉnh x (mm) 𝑥 3 = 0; 𝑥 4 = 0

6 Đường kính vòng chia d (mm) 𝑑 3 = 78; 𝑑 4 = 234

7 Đường kính vòng đỉnh 𝑑 𝑎 (mm) 𝑑 𝑎3 = 82; 𝑑 𝑎4 = 238

8 Đường kính vòng đáy 𝑑 𝑓 (mm) 𝑑 𝑓3 = 78; 𝑑 𝑓4 = 229

9 Bề rộng vành răng 𝑏𝑤 (mm) bánh bị dẫn

PHẦN IV: TÍNH TOÁN TRỤC VÀ THEN

Ch ọ n kh ớ p n ố i

Tra bảng 16.10a trang 68 và 69 [2] ta có:

𝑑 đ𝑐 = 38 (mm) ≤𝑑 𝑘𝑛 𝑐𝑝 = 40 (mm) k: hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy, bảng 16.1 trang 58 [2]

• Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt: 𝐷 𝑜 = 105 (mm)

Tra bảng 16.10b trang 69 [2], ta được:

Ki ể m nghi ệ m kh ớ p n ố i

Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

6×105×14 × 28 = 0,77 (MPa) Ứng suất dập cho phép của vòng cao su: [𝜎]𝑑 = 2 ÷ 4 (MPa)

Do 𝜎 𝑑 < [𝜎] 𝑑 ⇒ thỏa mãn điều kiện sức bền dập Điều kiện sức bền của chốt:

2 = 41,5 (mm) Ứng suất cho phép của chốt: [𝜎] 𝑢 = 60 ÷ 80 (MPa)

Do 𝜎 𝑢 < [𝜎] 𝑢 ⇒ thỏa mãn điều kiện sức bền của chốt

L ự c tác d ụ ng lên tr ụ c

Các thông số của vòng đàn hồi

Thông số Ký hiệu Giá trị

Momen xoắn lớn nhất có thể truyền được 𝑇 𝑘𝑛 𝑐𝑝 250 (N.m) Đường kính lớn nhất có thể của trục nối 𝑑 𝑘𝑛 𝑐𝑝 40 (mm)

Số chốt 𝑍 6 Đường kính vòng tâm chốt 𝐷0 105 (mm)

Chiều dài phần tử đàn hồi 𝑙 3 28 (mm)

Chiều dài đoạn công xôn của chốt 𝑙1 34 (mm) Đường kính của chốt đàn hồi 𝑑 𝑐 14 (mm)

Chiều dài khớp nối 𝐿 175 (mm)

Tính toán sơ bộ trục

Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục

2.2.1 Sơ đồ lực tác dụng

2.2.2 Tải trọng tác dụng lên trục:

Lực tác dụng từ bộ truyền xích: 𝐹 𝑥33 473,92 (N)

Lực tác dụng từ khớp nối: 𝐹 𝑥12 = 𝐹 𝑘𝑛 = 180,77 (N)

Bánh răng trụ răng nghiêng (từ phần tính bộtruyền cấp nhanh):

Bánh răng trụ răng nghiêng (từ phần tính bộ truyền cấp chậm):

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

Ta xác định chiều dài mayơ bánh răng và đĩa xích:

Chiều dài mayơ của bánh răng trụ răng nghiêng:

𝑙𝑚13 = (1,2 … 1,5)𝑑1= 30…37,5nhưng do chiều rộng bánh răng 𝑏𝑤 = 69 (𝑚𝑚)

Chiều dài mayơ nửa khớp nối:

Nối trục vòng đàn hồi: 𝑙 𝑚12 = (1,4…2,5)𝑑 1 = 35…62,5 ⇒chọn 𝑙 𝑚12 = 53 (mm)

- Chọn các trị số các khoảng cách khác: theo bảng 10.3 trang 189 [1]

+ Khoảng cách từ các mặt m甃Āt của chi tiết quay đếnthành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay 𝑘 1 = 12 (mm)

+ Khoảng cách từ mặt m甃Āt của ổ đến thành trong của hộp 𝑘2 = 10 (mm)

+ Khoảng cách từ mặt m甃Āt của chi tiết quay đến nắp ổ 𝑘 3 = 15 (mm)

+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: ℎ 𝑛 = 18 (mm)

= 0,5 × (53 + 17) + 15 +18 = 68 (mm) (chiều dài công-xôn)

= 0,5 × (65 + 27) + 15 + 18 = 79 (mm) (chiều dài công-xôn)

Tính toán trục

Trục I

3.1.1 Phản lực tác dụng lên trục I:

3.1.2 Biểu đồ nội lực trên trục I

3.1.3 Xác định đường kính các đoạn trên trục I

Theo công thức 10.15 và 10.16 trang 194 [1] ta có:

Theo công thức 10.17 trang 194 [1] ta có:–

𝑑 𝐷 ≥ 19,3 mm Vì tại D có lắp rãnh then nên ta tăng đường kính trục lên 10%

Trục II

3.2.1 Phản lực tác dụng lên trục II:

3.2.2 Biểu đồ nội lực trên trục II

3.2.3 Xác định đường kính các đoạn trên trục II

𝑑 𝑐 ≥ 26,9 mm Vì tại C có lắp rãnh then nên ta tăng đường kính trục lên 10%

𝑑𝐷 ≥ 30,6 mm Vì tại D có lắp rãnh then nên ta tăng đường kính trục lên 10%

⇒Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo

Trục III

3.3.1 Phản lực tác dụng lên trục III:

3.3.2 Biểu đồ nội lực trên trục III

3.3.3 Xác định đường kính các đoạn trên trục III

𝑑𝐶 ≥ 40,82 mm Vì tại C có lắp rãnh then nên ta tăng đường kính trục lên 10%

𝑑𝐷 ≥ 37,4 mm Vì tại D có lắp rãnh then nên ta tăng đường kính trục lên 10% chọn 𝑑 𝐷 = 45 mm

Ki ể m nghi ệ m then

Các thông sốthen được tra theo bảng 9.1a trang 173 [1]:

Tính toán, kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then theo công thức 9.1; 9.2 trang 173 [1]

[c] = 40…60 MPa - Ứng suất cắt cho phép đối với then bằng thép 45 và chịu tải trọng va đập nhẹ

[d] = 100 MPa - Ứng suất dập cho phép đối với vật liệu thép, được lắp cốđịnh và tải trọng va đập nhẹ

Trục Đường kính trục d, mm Bề rộng then b, mm

Chiều sâu rãnh then 𝑡 1 , mm chiều dài then 𝑙 𝑡 , mm

Do 𝜎 𝑑 ≤[𝜎 𝑑 ]⇒ thỏa mãn điều kiện ứng suất dập

Do 𝜏 𝑐 ≤[𝜏 𝑐 ]⇒ thỏa mãn điều kiện ứng suất cắt

Ki ể m nghi ệm độ b ề n tr ụ c

Ki ể m nghi ệ m tr ụ c theo h ệ s ố an toàn

Kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục truyền được xác định theo công thức 10.18 trang

Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng xuất uốn, được xác định theo công thức 10.19 trang 358 [3]: s = 𝐾𝑎  −1

+ 𝜎 −1 = (0,40,5)𝜎 𝑏 – Giới hạn mỏi của vật liệu khi thử nghiệm với mẫu thửcó đường kính d = 710 mm ứng với chu kỳứng suất đối xứng và được xác định theo công thức 10.21 trang 358 [3]

+ 𝐾 𝜎 – Hệ sốxét đến ảnh hưởng sự tập trung tải trọng đến độ bền mỏi đối với rãnh then, được tra theo bảng 10.8 trang 362 [3]

𝑊 ; 𝜎 𝑚 = 0 –Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất uốn, được xác định theo công thức 10.22 trang 358 [3]

32 − 𝑏.𝑡(𝑑−𝑡) 𝑑 2 – Moment cản uốn, xác định theo công thức 10.25 trang 359 [3] +  – Hệ sốtăng bền bề mặt, được tra theo bảng 10.4 trang 360 [3]

+ 𝜀 𝜎 – Hệ sốkích thước, được tra theo bảng 10.3 trang 360 [3]

+ 𝜓 𝜎 - Hệ sốxét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi và phụ thuộc vào cơ tính vật liệu, được tra theo hình 2.9 trang 43 [3]

Hệ số an toàn chỉ xét riêng cho ứng xuất xoắn, được xác định theo công thức 10.19 trang 358 [3]: s = 𝐾𝑎  −1

+ 𝜏 −1 (= (0,220,25)𝜎 𝑏 – Giới hạn mỏi của vật liệu khi thử nghiệm với mẫu thử có đường kính d = 710 mm ứng với chu kỳứng suất đối xứng và được xác định theo công thức 10.21 trang 358 [3]

+ 𝐾– Hệ sốxét đến ảnh hưởng sự tập trung tải trọng đến độ bền mỏi đối với rãnh then, được tra theo bảng 10.8 trang 362 [3]

𝑊 𝑜 –Biên độ và giá trị trung bình của ứng suất xoắn, được xác định theo công thức 10.23 trang 358 [3] đối với ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động khi trục quay 1 chiều

16 − 𝑏𝑡(𝑑−𝑡) 𝑑 2 – Moment cản xoắn, xác định theo công thức 10.25 trang 359 [3]

+  – Hệ sốtăng bền bề mặt, được tra theo bảng 10.4 trang 360 [3]

+ 𝜀 𝜏 – Hệ sốkích thước, được tra theo bảng 10.3 trang 359 [3]

+ 𝜓 𝜏 - Hệ sốxét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi và phụ thuộc vào cơ tính vật liệu, được tra theo hình 2.9 trang 43 [3]

+ [s] = 2,53 – Hệ sốan toàn cho phép Suy ra, điều kiện s  [s] thoả, trục đạt đủđộ bền

Vì [s] = 2,53 nên ta không cần kiểm nghiệm trục theo độ cứng.

Ki ể m nghi ệ m tr ục theo độ b ền tĩnh

[𝜎] 𝑞𝑡 = 0,8 𝜎 𝑐ℎ = 0,8×450 = 360 (MPa) - Ứng suất cho phép khi quá tải

Kiểm nghiệm trục theo công thức 10.28 [3] : 𝜎 𝑡đ = √𝜎 2 + 3𝜏 2 ≤[𝜎] 𝑞𝑡

Do 𝜎 𝑡đ ≤[𝜎] 𝑞𝑡 ⟹ trục không bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc bị gãy khi bị quá tải đột ngột

Chọn ổ lăn cho trục I

Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ:

Tổng lực dọc trục tác dụng lên trục: 𝐹𝑎𝑡 = 𝐹𝑎13 = 267,56 (N)

Chọn kiểm nghiệm với ổ chịu tải : 𝐹𝑟 = 𝐹𝑟1 = 418,87(𝑁); 𝐹𝑎 = 267,56 (N)

Các vị trí lắp ổ chịu lực hướng tâm và lực dọc trục ⇒Chọn ổ bi đỡ - chặn

Với d = 45mm tra bảng P2.12 trang 263 [1] chọn ổ bi đỡ - chặn cỡ nhẹ hẹp, kí hiệu

36209 d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) C𝑜 (kN)

Lực dọc trục tác động vào ổ A,B do lực hướng tâm gây ra:

Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ:

Chọn V = 1 ứng với vòng trong quay

Theo công thức 11.4 trang 214 [1] ta có tải trọng động quy ước:

Từ kết quả trên ta thấy ổ A chịu tải trọng lớn hơn ổ B

𝑚 = 3(bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ bi)

10 6 = 737,28 (triệu vòng) (tuổi thọ) Theo công thức 11.1 trang 213 [1]

⇒Khả năng tải của ổ được đảm bảo

Kiểm tra tải trọng tĩnh của ổ:

Theo công thức 11.19 trang 221 [1] ta có tải trọng tĩnh quy ước:

Chọn ổ lăn cho trục II

Tổng lực dọc trục tác dụng lên trục: 𝐹 𝑎𝑡 = 𝐹 𝑎32 − 𝐹 𝑎22 = 494,29 (N)

Chọn kiểm nghiệm với ổ chịu tải : 𝐹 𝑟 = 𝐹 𝑟1 = 619,84 (𝑁); 𝐹 𝑎 = 494,29 (N)

Các vị trí lắp ổ chịu lực hướng tâm và lực dọc trục ⇒Chọn ổ bi đỡ - chặn

Với d = 25mm tra bảng P2.12 trang 263 [1] chọn ổ bi đỡ - chặn cỡ trung hẹp, kí hiệu

46305 d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) C𝑜 (kN)

Từ kết quả trên ta thấy ổ B chịu tải trọng lớn hơn ổ A

10 6 = 245,76 (triệu vòng) (tuổi thọ) Theo công thức 11.1 trang 213 [1]

Chọn ổ lăn cho trục III

Tổng lực dọc trục tác dụng lên trục: 𝐹𝑎𝑡 = 𝐹𝑎32 = 761,85 (N)

Chọn kiểm nghiệm với ổ chịu tải : 𝐹 𝑟 = 𝐹 𝑟1 = 4066,015(𝑁); 𝐹 𝑎 = 761,85 (N)

Các vị trí lắp ổ chịu lực hướng tâm và lực dọc trục ⇒Chọn ổ bi đỡ 1 dãy

Với d = 50mm tra bảng P2.7 trang 255 [1] chọn ổ bi đỡ cỡ trung, kí hiệu 309 d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) C 𝑜 (kN)

Từ kết quả trên ta thấy ổ A chịu tải trọng lớn hơn ổ B

Bảng tổng hợp thông số ổ lăn

Loại ổ Cỡ Kí hiệu d(mm) D(mm) B(mm) C(kN) 𝐶𝑜(kN)

PHẦNVI: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC

Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ bảo đảm vịtrí tương đối giũa các chi tiết và các bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi

Vật liệu là gang xám GX 15-32.

Bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm trục để việc lắp ghép các chi tiết thuận tiện

Bề mặt lắp nắp và than được cạo sạch hoặc mài, để lắp siết , khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt

Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng

2 Kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc

Theo bảng 18.1 trang 85 [2], ta có:

𝛿 = 0,03 × 160 + 3 = 7,8 (𝑚𝑚) ⇒ 𝑐ℎọ𝑛 𝛿 = 9 (𝑚𝑚) + Nắp hộp: 𝛿1 = 0,9𝛿 = 0,9 × 9 = 8,1 (𝑚𝑚) ⇒ 𝑐ℎọ𝑛 𝛿1 = 8 (𝑚𝑚) Gân tăng cứng: + Chiều dày: e = (0,8 ÷ 1)𝛿 = 7,2 ÷ 9 ⇒ 𝑐ℎọ𝑛 𝑒 = 9 (𝑚𝑚)

+ Chiều cao: h < 58 + Độ dốc: khoảng 2 𝑜

𝑑 1 = 0,04 × 160 + 10 = 16,4 (mm) ⇒ chọn 𝑑 1 = 16(𝑚𝑚) + Bulông cạnh ổ: 𝑑 2 = (0,7 ÷ 0,8)𝑑 1 = (11,2 ÷ 12,8) (mm)

+ Bulông ghép bích nắp và thân:

+ Vít ghép nắp cửa thâm:

• Mặt bích ghép nắp và thân

+ Chiều dày bích thân nộp:

+ Chiều dày bích nắp nộp:

+ Bề rộng bích nắp và thân:

Tâm bu lông cạnh ổ: E2 và C (k là khoảng cách từtâm bulông đến mép lổ)

Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ:

Bề rộng mặt đế hộp: 𝐾1 = 3𝑑1= 3 × 16 = 48(𝑚𝑚)

⇒ 𝑐ℎọ𝑛 𝑞 = 66 (𝑚𝑚) Chiều dày: khi không có phần lồi (𝑆1): 𝑆1= (1,3  1,5)𝑑1= (20,8  )

• Khe hở giữa các chi tiết

Giữa bánh răng với thành trong hộp:

Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp:

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau:

3 Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp

3.2 Kết cấu gối đỡ trong lòng hộp

PHẦN VII TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT PHỤ

1 Vòng chắn dầu Đểngăn mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp

Chốt dịnh vị hình côn d = 10mm; c=1,6; chiều dài l mm

Nắp quan sát tra bảng 18.5 Thiết kế dẫn động cơ khí tâp 2- Trịnh chất trang 98 ta lấy:

Các thông số trong bảng 18.6 Thiết kế dẫn động cơ khí tâp 2- Trịnh Chất trang 93

Chọn M30x2.Các thông số trong bảng 18.7 trang 93

Dùng kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc.Vị trí lắp đặt nghiêng 30 0 so với mặt bên, kích thước theo tiêu chuẩn d b m f L c q D S D 0

Các kích thước có trong hình vẽ

PH Ầ N VIII: DUNG SAI L Ắ P GHÉP

Dựa vào kết cấu và yêu cầu làm việc, chếđộ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau:

1 Dung sai và lắp ghép bánh răng:

Chịu tải vừa, thay đổi, va đập nhẹ ta chọn kiểu lắp trung H7/k6

2 Dung sai và lắp ghép ổ lăn:

Khi lắp ghép ổ lăn ta lưu ý :

- Lắp vòng trong lên trục theo hệ thống lỗ, lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục.

- Để các vòng ổ không trơn trượt theo bề mặt trục hoặc lỗ hộp khi làm việc, cần chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay.

- Đối với các vòng không quay ta sử dung kiểu lắp có độ hở.

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

3 Dung sai khi lắp vòng chắn dầu:

Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp.

4 Dung sai khi lắp vòng lò xo (bạc chắn) trên trục tuỳ động:

Vì bạc chỉ có tác dụng chặn các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp có độ hở H8/h7

5 Dung sai lắp then trên trục:

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

6 Bảng dung sai lắp ghép bánh răng

Sai lệch giới hạn trên (m)

Sai lệch giới hạn dưới (m)

7 Bảng dung sai lắp ghép ổlăn

8 Bảng dung sai lắp ghép then

Kích thước tiết diện then bxh

Sai lệch giới hạn chiều rộng rănh then Chiều sâu rănh then

Trên trục Trên bạc Sai lệch giới hạn trên trục t 1

Sai lệch giới hạn trên bạc t 2

Mối lắp ES EI es ei

Kích thướ c c ủ a các ph ầ n t ử c ấ u t ạ o nên h ộ p gi ả m t ố c

Bulông vòng

K ế t c ấ u g ối đỡ trong lòng h ộ p

PHẦN VII TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT PHỤ

Vòng ch ắ n d ầ u

Đểngăn mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp

Ch ố t c ố đị nh

Chốt dịnh vị hình côn d = 10mm; c=1,6; chiều dài l mm

N ắ p quan sát

Nắp quan sát tra bảng 18.5 Thiết kế dẫn động cơ khí tâp 2- Trịnh chất trang 98 ta lấy:

N甃Āt thông hơi

Các thông số trong bảng 18.6 Thiết kế dẫn động cơ khí tâp 2- Trịnh Chất trang 93

Nút tháo d ầ u