File đính kèm bao gồm thuyết minh , 3D solidwork ,2D hình ảnh , đầy đủ ib zalo : 0392730458 nếu k tải dc đầy đủ file LỜI MỞ ĐẦU PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 6 1.1 Chọn động cơ 6 1.1.1. Xác định công suất động cơ 6 1.1.2. Xác định số vòng quay sơ bộ 6 1.1.3. Chọn động cơ 7 1.2 Lập bảng thông số kĩ thuật 7 1.2.1. Xác định tỉ số truyền chung thực tế của hệ dẫn động 7 1.2.2. Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động (ut) cho các bộ truyền 7 1.2.3. Xác định công suất, mômen xoắn và số vòng quay các trục 7 PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 9 2.1. Chọn tiết diện đai 9 2.2. Chọn đường kính đai 9 2.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục a 9 2.4. Xác định chính xác khoảng cách trục 10 2.5. Xác định số đai 10 2.6. Xác định thông số cơ bản bánh đai 11 2.7. Xác định lực căng ban đầu và tác dụng lên trục 11 2.8. Bảng thông số bộ truyền đai 12 PHẦN III: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG 13 3.1. Chọn vật liệu bánh răng 13 3.2. Xác định ứng suất cho phép 13 Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng : 14 3.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ 14 3.4. Xác định thông số ăn khớp 14 3.5. Xác định chính xác ứng suất cho phép 15 3.6. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng 16 3.6.1. Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc 16 3.6.2. Kiểm nghiệm độ bền uốn 17 3.7. Xác định các thông số khác của bộ truyền 18 CHƯƠNG IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 20 4.1. Chọn vật liệu chế tạo trục 20 4.2. Xác định lực và phân bố lưc tác dụng lên trục 20 4.2.1. Bộ truyền bánh răng trụ thẳng 20 4.2.2. Bộ truyền đai 20 4.2.3. Khớp nối 20 4.3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục 21 4.4. Xác định chiều dài mayơ 21 4.4.1. Trục I 22 4.1.2. Trục II 26 4.5. Kiểm nghiệm trục 29 4.5.1. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi 29 PHẦN V. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ THEN VÀ Ổ LĂN 38 5.1. Tính mối ghép then 38 5.2. Chọn ổ lăn và kiểm nghiệm ổ lăn 39 CHƯƠNG VI: KẾT CẤU VỎ VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ 43 6.1. Tổng quan về vỏ hộp 43 6.2. Thiết kế vỏ hộp 44 6.3.Một số chi tiết khác: 45 6.4. Một số chi tiết phụ 49 6.4.1. Các chi tiết điều chỉnh lắp ghép 49 6.4.2. Các chi tiết lót bộ phận ổ 49 6.5. Bôi trơn HGT 51 PHẦN VII: DUNG SAI LẮP GHÉP VÀ BÔI TRƠN 52 7.1 Dung sai lắp ghép và lắp ghép ổ lăn 52 7.3 Bảng dung sai lắp ghép 54 TÀI LIỆU THAM KHẢO 55
CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Chọn động cơ
- Công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác:
1000 ¿ 3,23 (kW) (CT2.11[1]/20 ) Do tải trọng không thay đổi nên Pt = Plv = 3,23 (kW) - Hiệu suất truyền động: η=¿ η ol η x η ol η x η kn η ol= 0,99 3 0,95 0,96 1= 0,88 Trong đó:
+ η ol – hiệu suất một cặp ổ lăn: η ol = 0,99 + η đ – hiệu suất bộ truyền đai: η đ = 0,95 + η br – hiệu suất bộ truyền bánh răng: η br = 0,96 + η kn – hiệu suất khớp nối trục đàn hồi: η kn=1
(Trị số của hiệu suất được tra theo bảng 2.3 [1] / 19 ) - Công suất cần thiết trên trục động cơ: ( CT2.8 [1] / 19 )
1.1.2 Xác định số vòng quay sơ bộ
- Chọn sơ bộ tỉ số truyền các bộ truyền u sb =u đ u br =2,5 4,5,25
- Xác định số vòng quay trên trục máy công tác nlv ¿ 60000 v π D ¿ 60000 1,38 π 230 ¿ 114,59 (vg/ph)- Xác định số vòng quay sơ bộ: nsb ¿nlv usb= 114,59 11,25 = 1289,15 (vg/ph)
- Ta có: Pct ¿ 3,67 (kW) và nsb ¿ 1289,15 (vg/ph)
→ Chọn động cơ 4A100L4Y3 với Pđc ¿ 4,0 (kW) > Pct ; nđc ¿ 1420 (vg/ph)
Lập bảng thông số kĩ thuật
1.2.1 Xác định tỉ số truyền chung thực tế của hệ dẫn động
- Theo công thức 3.23 [1] / 48 ut ¿ n đc n lv ¿ 1420 114,59 ¿12.392 Với: nđc – số vòng quay của động cơ đã chọn (vg/ph) nlv – số vòng quay của trục máy công tác (vg/ph)
1.2.2 Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động (u t ) cho các bộ truyền
Theo công thức 3.24 ( [1] / 48 ) ta có:
- ut = 12.392 - Có uhgt = ubr = 4,5 (hộp giảm tốc 1 cấp)
- Tính lại tỉ số truyền bộ truyền đai: uđ = u u t br = 12,392 4,5 = 2,75
1.2.3 Xác định công suất, mômen xoắn và số vòng quay các trục
- Công suất trục công tác : P3 = Plv = 3,67 (kW)
- Công suất trục 2 : P2 = η P lv ol η kn = 0,99.1 3,67 = 3,7 (kW) - Công suất trục 1 : P1 = η P 2 ol η br = 0,99 3,7 0,96 = 3,893 (kW)
- Công suất trục động cơ : Pđc = η P 1 ol η đ = 0,99 3,893 0,95 = 4,14 (kW)
- Số vòng quay trục 1 : n1 = n u đc đ = 1420 2,75 = 516,36 (vg/ph)
2 = 516,36 4,5 = 114,74 (vg/ph) - Trục công tác : nlv = n2 = 114,74 (vg/ph)
- Mômen xoắn trên các trục : Ti = 9,55.10
- Ta có bảng thông số kỹ thuật : Động cơ 1 2 Công tác
Số vòng quay n (vòng/ phút)
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG
Chọn tiết diện đai
Pđc= 4,14(kW) nđc= 1420 (v/p)Tra đồ thị Hình 4.1[1] / 59 => Chọn loại đai A
Chọn đường kính đai
60000 = 3,14 60000 100 1420 = 7,43 (m/s) - Đường kính bánh đai lớn : d 2 = d 1 u ( 1− ℇ ) = 100 2,75 (1 −0,015 ¿ = 270,875 Bảng 4.21 [1]/63 => Chọn d2 = 280 (mm)
- Tính toán tỉ số truyền thực tế: ut = d d 2
1 (1−ℇ ) = 100 (1−0,015) 280 = 2,84 - Kiếm tra sai lệch tỉ số truyền: Δuu = | u t −u u | 100% = | 2,84−2,75 2,75 | 100% = 3,27% < 4%
Xác định sơ bộ khoảng cách trục a
- Theo bảng 4.14 ( [1] / 60 ) - Xác định a sb d 2= 1,2 => a sb 36 (mm)
Từ bảng 4.13 [1]/59 Chọn L = 1250 (mm) -Kiểm tra số vòng chạy: i = v
Xác định chính xác khoảng cách trục
Xác định số đai
Trong đó P 1 =4,14 : công suất trên trục bánh đai chủ động P o = 1,45 : công suất cho phép (tra bảng 4.19[1] / 62) K đ = 1,1 : hệ số tải trọng động với 2 ca làm việc (tra bảng 4.7 [1] / 55) C α = 0,9 : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α 1( tra bảng 4.15 [1] / 61) C l = 1 : hệ số kể đến ảnh hưởng chiều dài đai (tra bảng 4.16 [1] / 61)
C u = 1,135 : hệ số kể đến ảnh hưởng tỉ số truyền ( tra bảng 4.17 [1] / 61)
C z = 1 : hệ số kể đến sự phân bố không đồng đều tải trọng cho các dây đai(tra bảng 4.18 [1] / 61)
Xác định thông số cơ bản bánh đai
- Từ số đai z có thể xác định chiều rộng bánh đai B theo công thức: (CT 4.17[1]/63)
B = ( z−1) t +2 e = (3 - 1) 15 + 2 10 = 50 (mm) - Đường kính ngoài bánh đai : (CT 4.18[1]/63) d a 1 =d 1 +2 h 0 = 100 + 2 3,3 = 106,6 (mm) d a 2 =d 2 +2 h 0 = 280 + 2 3,3 = 286,6 (mm) - Đường kính đáy bánh đai : d f 1 =d a 1 −2 H = 106,6 – 2 12,5 = 81,6 (mm) d f 2 =d a 2 −2 H = 286,6 – 2 12,5 = 261,6 (mm)
Trong đó tra bảng 4.21 [1]/63 : h 0 = 3,3 (mm) t = 15 (mm) e = 10 (mm) H = 12,5 (mm) φ ( ° ) = 38 °
Xác định lực căng ban đầu và tác dụng lên trục
Lực căng đai : (CT 4.20[1]/64) Fv = q m v 2 = 0,105 7,43 2 = 5,79(N)
( Trong đó q m = 0,105 (kg/m) : khối lượng 1m chiều dài đai A )Lực căng ban đầu: (CT 4.19[1]/63)
F 0 = 780 P 1 K đ v C α z + F v = 780 7,43 4,14 0,9 1,1 3 + 5,79 = 182,85 (N) Lực tác dụng lên trục bánh đai: (CT 4.21[1]/64)
Bảng thông số bộ truyền đai
Thông số Ký hiệu Giá trị
Tiết diện đai A Đường kính bánh đai nhỏ d1 (mm) 100 Đường kính bánh đai lớn d2 (mm) 280 Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ da1 (mm) 106,6 Đường kính đỉnh bánh đai lớn da2 (mm) 286,6 Đường kính chân bánh đai nhỏ df1 (mm) 81,6 Đường kính chân bánh đai lớn df2 (mm) 261,6
Chiều rộng bánh đai B(mm) 50
Góc ôm bánh đai nhỏ 1 147,28
Lực tác dụng lên trục Fr (N) 1052,67
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG
Chọn vật liệu bánh răng
- Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.
Cụ thể, theo bảng 6.1 [1] / 92 chọn:
+ Bánh nhỏ: thép C45 thường hóa có σ b 1 =¿600 MPa, σ ch 1= 340 MPa, HB1 = 200+ Bánh lớn: thép C45 thường hóa có σ b 2= 600 MPa, σ ch2= 340 MPa, HB2 = 185( Thỏa mãn HB1 ≥ HB2 + ( 10 15) HB )
Xác định ứng suất cho phép
- Theo bảng 6.2 [1] / 94 với thép C45, tôi cải thiện σ Hlim o =2 HB +70 ; S H =¿1,1 ; σ Flim o = 1,8HB, S F = 1,75 - Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB 1= 200 ; độ rắn bánh lớn HB 2= 185, khi đó σ Hlim1 o = 2 HB 1 + 70 = 2 200 + 70 = 470 (MPa) ; σ Flim o 1 = 1,8 200 = 360 (MPa) σ Hlim2 o = 2 HB 2 +70 = 2 185 + 70 = 440 (MPa) ; σ Flim o 2 = 1,8 285 = 333 (MPa) - Số chu kỳ chịu tải:
NFE1 = NHE1 = 60 c n1 Σtt = 60 1 516,36 10500 = 325306800 NFE2 = NHE2 = 60 c n2 Σtt = 60 1 114,74 10500 = 72286200 - Theo (6.5) NFo = 4 10 6 , N Ho = 30 H HB 2,4 , do đó:
+ Vì NFE2 > NFo => KFL1 = KFL2 = 1 + Vì NHE1 > NHo1 => KHL1 = 1 + Vì NHE2 > NHo2 => KHL2 = 1 - Ứng suất cho phép:
[ σ ¿¿ F 1] ¿ = σ Flim1 o KFC KFL1 / SF = 360 1 1 / 1,75 = 205,71 (MPa)
[ σ ¿¿ F 2] ¿ = σ Flim2 o KFC KFL2 / SF = 333 1 1 / 1,75 = 190,28 (MPa)
Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng :
[ σ H ] sb = min([σH1], [σH2]) = 400 (Mpa)H1], [σH1], [σH2]) = 400 (Mpa)H2]) = 400 (Mpa)
Xác định sơ bộ khoảng cách trục bộ truyền bánh răng trụ
a w = Ka (ubr +1) √ 3 [ σ H T ] 2 sb 1 K u br Hβ Ψ ba = 49,5 (4,5+1) √ 3 72000,44 400 2 4,5 1,07 0,5 = 162,84 (mm)
( CT 6.15a [1] / 96) Trong đó: Ka = 49,5 ubr = 4,5 T1 = 72000,44 (Nmm) Tra bảng 6.6[1]/97 : ψ ba = 0,5 ψ bd =0,53 ψ ba ( u br +1) =¿ 0,53 0,5 (4,5 + 1) = 1,45 Tra bảng 6.7[1]/98 : với ψ bd = 1,45 , ta được K Hβ = 1,07
Xác định thông số ăn khớp
- Tính chọn mô đun m: (CT 6.17[1]/97) m = (0,01 0,02) a w = (0,01 0,02) 165 = 1,65 3,3
chọn m = 3 (Tra bảng 6.8[1]/99 chọn m theo tiêu chuẩn) - Xác định số răng
- Tỉ số truyền thực: ut = Z Z 2
=> Sai lệch tỉ số truyền Δuu = 0 < 4%
- Xác định chính xác khoảng cách trục : aw* = m ( Z 1 + Z 2 )
=> Lấy aw* = 165 , ; aw* = aw => Không dùng dịch chỉnh - Xác định góc ăn khớp : cos(αtw) = (Z ¿ ¿1+ Z ¿¿ 2 2) a m cos (20) w
Xác định chính xác ứng suất cho phép
- Xác định đường kính vòng lăn: d w 1 = 2 a u w t + 1 = 2 4,5+1 165 = 60 (mm) d w 2 = 2 a w - d w 1 = 2.165 – 60 = 270 (mm) - Vận tốc vòng của bánh răng trụ thẳng: v= π d w 1 n 1
60000 = 1,62 (m/s) - Xác định ứng suất uốn cho phép:
- Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
[ σ F1 ¿=¿ ¿.YR.Ys.KxF = 205,71 1 1 1 = 205,71 [ σ F2 ¿=¿ ¿.YR.Ys.KxF = 190,28 1 1 1 = 190,28 Trong đó: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt làm việc: ZR = 0,9
Hệ số ảnh hưởng đến vận tốc vòng: Zv = 1 Hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng: KxH = 1 Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng: YR = 1 Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu với sự tập trung ứng suất:
YS = 1,08 – 0,0695ln(mn) = 1,08 – 0,0695ln(3) = 1Hệ số ảnh hưởng của kích thước bánh răng đến độ bền uốn: KxF = 1
Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng
3.6.1 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc - Hệ số kể đến cơ tính vật liệu: ZM = 274 MPa 1/3 (Bảng 6.5[1]/96) - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:
ZH = √ sin 2 cos (2 α β tw b ) = √ sin 2 cos(0) (2.20 ) = 1,76 (CT6.34[1]/105) - Hệ số trùng khớp ngang: (CT6.38b[1]/105) ε α = [1,88 – 3,2 ( Z 1
Z 2 )] Cosβ = [1,88 – 3,2 ( 20 1 + 90 1 ) ] Cos0 o = 1,68 - Xác định chiều rộng vành răng: (CT [1]/108) b w =¿ ψ ba a w = 0,5.165 = 82,5 (mm) - Hệ số trùng khớp dọc: (CT6.37[1]/105) ε β =¿ b w sin β m π = 0 - Hệ số trùng khớp của răng: (CT6.36a[1]/105)
- Xác định hệ số tải trọng KH:
Với vận tốc vòng v = 1,62 m/s, ta chọn được cấp chính xác cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng là 9, tra bảng 6.7, 6.13 ,6.14 và phụ lục 2.3 ta được:
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng K Hα = 1
- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng K Hβ 1,07
- Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp K Hv =1,1 + - Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc: σ H =¿ ZM.ZH Z ε √ 2 T b 1 w K u H t d ( u w 2 t 1 +1 ) = 274 1,76 0,87.√ 2 72000,44 82,5 4,5 1,17 60 ( 2 4,5+1)
=> Thỏa mãn độ bền tiếp xúc
3.6.2 Kiểm nghiệm độ bền uốn - Xác định hệ số tải trọng khi tính về uốn KF:
Với vận tốc vòng v = 1,62 m/s, ta chọn được cấp chính xác cho bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng là 9, tra bảng 6.7 và 6.13,6.14 và phụ lục 2.3 ta được:
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng K Fβ = 1,19
Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên các cặp răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn K Fα = 1
Hệ số tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn K Fv = 1,28- Xác định hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Y ε
Y ε = ε 1 α = 1,68 1 = 0,6 - Xác định hệ số kể đến độ nghiêng của răng
Y β = 1 - 140 β = 1 - Xác định số răng tương đương: z v 1 = z1 z v2 =¿z2 = 90
- Tra bảng 6.18 theo số răng tương đương Z1v, Z2v và hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0, ta được hệ số dạng răng: YF1 = 4,08 ; YF2 = 3,61
- Kiểm nghiệm về độ bền uốn: (CT 6.43 , 6.44 [1]/108) σ F1 = 2T 1 K b F Y ε Y β Y F 1 w d w 1 m n = 2.72000,44 82,5 1,52 60 0,6 3 1 4,08 = 36,08 (MPa) σ F2 = σ F1 Y Y F2
=> Răng thỏa mãn về độ bền uốn
Xác định các thông số khác của bộ truyền
- Đường kính vòng chia : d1 = m.z1 = 3 20 = 60 (mm) d2 = m.z2 = 3 90 = 270 (mm) - Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2m = 60 + 2 3 f (mm) da2 = d2 + 2m = 270 + 2 3 = 276 (mm) - Đường kính đáy răng: df1 = d1 - 2,5m = 60 - 2,5 3 R,5 (mm) df2 = d2 - 2,5m = 270 – 2,5 3 = 262,5(mm)- Lực vòng:
Ft1 = Ft2 = 2.T d 1 w1 = 2.72000,44 60 = 2400,01 (N) - Lực hướng tâm:
Fr1 = Fr2 = F t1 tan α tw = 24001,01 tan 20° = 873,53(N) - Lực dọc trục:
Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị
Khoảng cách trục aw 165 mm
Số răng bánh dẫn Z1 20 răng
Số răng bánh bị dẫn Z2 90 răng
Góc nghiêng răng trên trục cơ sở β b 0 độ
Góc ăn khớp α tw 20 độ
Góc nghiêng của răng β 0 độ
Chiều rộng vành răng bw 82,5 mm Đường kính vòng lăn bánh dẫn dw1 60 mm Đường kính vòng lăn bánh bị dẫn dw2 270 mm Đường kính đỉnh răng bánh dẫn da1 66 mm Đường kính đỉnh răng bánh bị dẫn da2 276 mm Đường kính chân răng bánh dẫn df1 52,5 mm Đường kính chân bánh bị dẫn df2 262,5 mm
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
Chọn vật liệu chế tạo trục
- Trục ở những thiết bị không quan trọng, chịu tải thấp dùng thép không nhiệt luyện
- Trục ở máy móc quan trọng, hộp giảm tốc, hộp tốc độ dùng thép 45 thường hóa hoặc tôi cải thiện, hoặc thép 40X tôi cải thiện.
- Trục tải nặng hoặc trục đặt trên ổ trượt quay nhanh dùng thép hợp kim thấm Cacbon.
- Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 thường hóa có σ b = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép [ τ ] = 15 … 30 MPa ( bảng 6.1 [1] / 92 )
Xác định lực và phân bố lưc tác dụng lên trục
4.2.1 Bộ truyền bánh răng trụ thẳng - Lực vòng:
Ft1 = Ft2 = 2 T d 1 w 1 = 2 72000,44 60 = 2400,01 (N) - Lực hướng tâm:
Fr1 = Fr2 = F t1 tan α cos β = 2400,01 1 tan 20 = 873,53 (N)
4.2.2 Bộ truyền đai - Lực tác dụng lên trục:
4.2.3 Khớp nối - Mômen xoắn trên khớp nối:
T : momen xoắn cần truyền: T = T2= 307957,12 (N.mm) K tra bảng 16.1 [2] / 58 : k = 1,2
Tt < [T] = 500 (Nm) + Với [T] = 500 (Nm) tra bảng 16.1 [2] /59
- Lực vòng trên khớp nối:
Ft = 2 D T t = 2 307957,12 130 = 4737,8 (N) Tra bảng 16.10a [2] /69 với Tt = Tđc, ta có: Dt = 130 (mm) - Lực hướng tâm tác dụng lên trục:
Xác định sơ bộ khoảng cách trục
- Trục I: dI = √ 3 0,2.[ T I τ ] = √ 3 72000,44 0,2 15 = 28,84 (mm) => Lấy dI = 30 (mm)
- Trục II: dII = √ 3 0,2.[ T II τ ] = √ 3 307957,12 0,2 15 = 46,82 (mm) => Lấy dII = 50 (mm)
Xác định chiều dài mayơ
- Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực và chiều dài các đoạn trục :+ Trục 1 : k = 1
+ Trục 2: k = 2 + Số trục trên hộp giảm tốc: t = 2 + i = 0 và 1: các tiết diện trục nắp ổ + i = 2….s là số chi tiết quay (3) + lk1 = khoảng cách giữa gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k + lki = khoảng cách giữa các gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục k + lmki = chiều dài may ơ của chi tiết quay thứ i lắp trên trục k + lcki = khoảng công xôn trên trục k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài HGT đến gối đỡ Lcki = 0,5.(lmki + bo) + k3 + hn
+ bki = chiều rộng vành răng bánh thứ i trên trục thứ k
- Chiều dài ổ lăn: bảng 10.2[1]/189 + dI = 30 (mm) => bo1 = 19 (mm) + dII = 50 (mm) => bo2 ' (mm)
+ lm13 = 1,5.dI = 1,5.30 = 45 (mm), vì lm13 max nhỏ hơn bw, nên chọn lm13 = bw 82,5(mm)
+ lm12 = 1,5.dI = 1,5.30 = 45 (mm) + l12 = -lc12 = 0,5.(lm12 + bo1) + k3 + hn = 0,5.(45+ 19) + 15+ 20= 67 (mm)
- Sơ đồ phân bố lực:
Mx B = FdY AB = 744,35 67 = 49871,45 (Nmm) Mx C = YD CD = 57,51 65,75 = 3781,28 (Nmm) My B = FdX AB = 744,35 67 = 49871,45 (Nmm) My C = XD CD = 820,75 65,75 = 53964,31 (Nmm) Tz = 72000,44 (Nmm)
- Tính Momen tại tiết diện nguy hiểm:
- Tra bảng 10.5 [1] , ta có [ σ ¿ = 63 (MPa)
+ dA = √ 3 0,1.[ M tdA σ ] = √ 3 62354,21 0,1.63 = 21,47 (mm) => Chọn dA = 22 (mm)+ dB = √ 3 0,1.[ M tdB σ ] = √ 3 94140,16 0,1.63 = 24,63(mm) => Chọn dB = dD 0 (mm)+ dC = √ 3 0,1.[ M tdC σ ] = √ 3 82549,93 0,1.63 = 23,57 (mm) => Chọn dC = 38 (mm)
+ lm22 = 1,5.dII = 1,5.50 = 75 (mm), vì lm22 max nhỏ hơn bw, nên chọn lm22 = bw = 82,5(mm) + l22 = 0,5.(lm22 + bo2) + k1 + k2 = 0,5.(82,5 + 27) + 10 + 5 = 69,75 (mm) + l21 = 2.l22 = 2.69,75 = 139,5 (mm)
- Sơ đồ phân bố lực:
Mx F = YE EF = 436,765 69,75 = 30464,35 (Nmm) Mx G = YE EG – Fr2 FG = 0 (Nmm)
My F= XE EF = 1784,16 69,75 = 124445,16 (Nmm) My G = Fkn GH = 947,56 86 = 81490,16 (Nmm) Tz = 307957,12 (Nmm)
- Tính Momen tại tiết diện nguy hiểm:
- Tính đường kính tiết diện nguy hiểm:
- Tra bảng 10.5 [1] /195 , ta có [ σ ¿ = 50 (MPa)
+ dH = √ 3 0,1 M tdH [σ ] = √ 3 266698,68 0,1.50 = 37,64 (mm) => Chọn dH = 40 (mm)+ dF = √ 3 0,1.[ M tdF σ ] = √ 3 295876,43 0,1.50 = 38,96 (mm) => Chọn dF = 50 (mm)+ dG = √ 3 0,1 M tdG [σ ] = √ 3 278870,64 0,1.50 = 38,2(mm) => Chọn dG = dE = 45 (mm)
Kiểm nghiệm trục
4.5.1 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi - Giới hạn mỏi uốn: σ −1= 0,436 σ b = 0,436.600 = 261,6 (MPa)
- Giới hạn mỏi xoắn: τ −1 = 0,58 σ −1 = 0,58.261,6 = 151,73 (MPa) - Hệ số ảnh hưởng trung bình của độ bền mỏi: ψ σ = 0,05 và ψ τ = 0 - Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ só tăng bền KY = 1,7
- Các trục được gia công trên máy tiện, sau đó mài với cấp chính xác Ra = 0,32…
- Theo bảng 10.12, khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu σ b = 600 MPa là K σ = 1,76, K τ = 1,54
- Với trục có 1 rãnh then :
- Các trục quay theo ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng : σ aj = M j W j ;σ mj =0
- Trục quay một chiều, ứng suất thay đổi theo chu kì mạch động : τ mj =τ aj = T j
- Xác định các hệ số K σdj và K τdj :
- Xác định hệ số an toàn : s σj = σ −1 K σdj σ aj +Ψ σ σ mj ; s τj = τ −1
- Từ đó, suy ra điều kiện bền mỏi: s j = s σj s τj
*Chọn [s] = 2,5 (không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục)
Tại vị trí lắp bánh răng :
Tại vị trí lắp bánh đai:
1,12.0 =Vô cùng s τA = τ −1 k τdA τ aA + ψ τ τ mA = 151,73
1,01.18,67 = 8,04 ≥ [ s ]=2,5 Tại vị trí lắp ổ lăn:
Tại vị trí lắp bánh răng :
Tại vị trí lắp khớp nối : Ta có: M H =0 N mm
= 261,6 1,21.0 =vô cùng s τH = τ −1 k τdH τ aH +ψ τ τ mH = 151,73
Tại vị trí lắp ổ lăn :Ta có: M G = 81490,16 N mm
Tiết diệ n Đườn g kính trục b t 1 W j W oj M j Ϭ a T j τ a = τ m
Kết luận: Cả hai trục thỏa mãn điều kiện bền mỏi.
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ THEN VÀ Ổ LĂN
Tính mối ghép then
*Chọn tiết diện then trục 1 (bảng 9.1[1])
Tại vị trí lắp bánh răng: Đường kính trục d, mm
Kích thước tiết diện then
Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r b h Trên trục t 1
*Tính kiểm nghiệm then ( CT 9.1,9.2 [1] / 173 , bảng 9.1a[1] /178 ) σ d = 2T
*Chọn tiết diện then trục 2 (bảng 9.1[1])
Tại vị trí lắp bánh răng : Đường kính trục d, mm
Kích thước tiết diện then
Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh r
Chọn ổ lăn và kiểm nghiệm ổ lăn
- Chọn cấp chính xác ổ lăn: 0 - Độ đảo hướng tõm àm: 20 - Giá thành tương đối: 1 * Trục I
Ta có: d= 30 mm ổ lăn B : F rB = √ X B 2 +Y B 2 = √ 2323,6 2 +1560,36 2 '98,9 N ổ lăn D : F rD = √ X 2 D + Y 2 D = √ 820,75 2 +57,51 2 2,76 N
Do yêu cầu độ cứng cao, độ chính xác giữa vị trí trục và bánh răng trụ thẳng chọn ổ đỡ 1 dãy tra bảng P2.7[1]/253 và dựa vào đường kính ngõng trục là d = 30mm ta chọn sơ bộ ổ bi đỡ cỡ nặng
Kí hiệu 406 có các thông số sau : d = 30mm ; D = 90mm ; α =0 ; B = 23mm ;
* Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn
Khả năng tải động C d được tính theo công thức: 11.1 [1] / 213
m – bậc của đường cong mỏi: m = 3 (ổ bi đỡ )
Q – tải trọng động quy ước (KN) được xác định theo công thức 11.3 [1] /114
V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay: V = 1 k t −¿ Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ k t =1 k đ – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tải trọng tĩnh, hộp giảm tốc công suất nhỏ: k đ =1
Theo bảng 11.4 với ổ bi đỡ :
X – hệ số tải trọng hướng tâm
Y – hệ số tải trọng dọc trục
Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:
Khả năng tải động của ổ lăn
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn
Tra bảng B11.6 [1] / 221 cho ổ bi đỡ 1 dãy ta được:
Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:
Q tB = X 0 F rB + Y 0 F aB =0,6 2798,979,34 N Q tD = X 0 F rD +Y 0 F aD =0,6 822,76I3,65 N
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh
* Trục II Ta có: d= 45 mm ổ lăn E : F ℜ = √ X E
Do yêu cầu độ cứng cao, độ chính xác giữa vị trí trục và bánh răng trụ thẳng chọn ổ bi đỡ 1 dãy tra bảng P2.7 và dựa vào đường kính ngõng trục là d = 45 mm ta chọn sơ bộ bi đỡ cỡ nhẹ
Kí hiệu 209 có các thông số sau : d = 45 mm ; D = 85 mm ; α =0 ° ; B = 19 ;
* Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn
Khả năng tải động C d được tính theo công thức: 11.1Tr213[1]
m – bậc của đường cong mỏi: m = 3 (ổ bi đỡ)
Q – tải trọng động quy ước (KN) được xác định theo công thức 11.3 [1] / 114
V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay: V = 1 k t −¿ Hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ k t =1 k đ – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tải trọng tĩnh, hộp giảm tốc công suất nhỏ: k đ =1
Theo bảng 11.4 với ổ bi đỡ :
X – hệ số tải trọng hướng tâm
Y – hệ số tải trọng dọc trụcTheo bảng B11.4Tr216[1] ta có:
Tải trọng quy ước tác dụng vào ổ:
Khả năng tải động của ổ lăn
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn
Tra bảng B11.6 [1] / 221 cho ổ bi đỡ 1 dãy ta được:
Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:
Q tE = X 0 F ℜ + Y 0 F aE =0,6.1836,8402,1 N Q tG = X 0 F rG + Y 0 F aG =0,6.548,44 29,06 N
Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
⇒ 2 ổ lăn thỏa mãn khả năng tải tĩnh.
KẾT CẤU VỎ VÀ CÁC CHI TIẾT PHỤ
Tổng quan về vỏ hộp
- Bảo đảm vị trí tương đối giữa các chi tiết, bộ phận máy.
- Tiếp nhận tải trọng các chi tiết lắp trên vỏ.
- Đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết. b) Chỉ tiêu thiết kế
- Khối lượng nhỏ. c) Cấu tạo, vật liệu
- Cấu tạo: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ,…
- Vật liệu: gang xám GX15-32
Thiết kế vỏ hộp
Tên gọi Biểu thức tính toán Giá trị
Nắp hộp, δ 1 δ = 0,03.aw + 3 > 6 mm aw = 165 mm δ 1 = 0,9 δ δ = 8 mm δ 1 = 8 mm Gân tăng cứng
Chiều dày, e Chiều cao, h Độ dốc e = 0,8 δ h < 58 Khoảng 2° e = 7 mm h = 42 mm 2° Đường kính
Bulông ghép bích nắp và thân, d3
Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d1 > 0,04.aw + 10 > 12mm d2 = (0,7 ÷ 0,8).d1 d3 = (0,8 ÷ 0,9).d2 d4 = (0,6 ÷ 0,7).d2 d5 = (0,5 ÷ 0,6).d2 d1 = 16 mm d2 = 12 mm d3 = 10 mm d4 = 8 mm d5 = 8 mm
Mặt bích ghép nắp và thân
Chiều dày bích thân hộp, S3
Chiều dày bích nắp hộp, S4
Bề rộng bích nắp và thân, K3
Kích thước gối trục Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2
Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ: K2
Tâm lỗ bu lông cạnh ổ:
Khoảng cách từ tâm bu lông đến mép lỗ: k chiều cao: h
C ≈ D3/2 k ≥ 1,2.d2 h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa
E2 = 20 mm R2 = 16 mm C1 = 63 mm C2 = 61 mm k = 18 mm
Mặt đế hộp Chiều dày: khi không có phần lồi S1
Khi có phần lồi: Dd, S1 và S2
Bề rộng mặt đế hộp:
Dd xác định theo đường kính dao khoét
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 Δu ≥ (1 ÷ 1,2) δ Δu 1 ≥ (3 ÷ 5) δ và phụ thuộc loại hộp giảm tốc, lượng dầu bôi trơn trong hộp Δu = 10 mm Δu 1 = 42 mm Δu ≥ δ Số lượng bulông nền Z
Z = (200 L+ ÷ B 300) L: Chiều dài của hộp B: Chiều rộng của hộp
Một số chi tiết khác
S = (2 ÷ 3) δ = (2 ÷ 3).8 = 24 (mm) - Đường kính vòng móc:
D = (3 ÷ 4) δ = (3 ÷ 4).8 = 24 (mm) b.Chốt định vị Tên chi tiết: Chốt định vị
• Chức năng: nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân) do đó loại trừ được các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng
• Chọn loại chốt định vị là chốt trụ
• Thông số kích thước: [18.4a,2-90] ta được: d = 6 mm, c = 1 mm, l = 12 ÷ 120 mm
Tên chi tiết: Cửa thăm
• Chức năng: để kiểm tra quan sát các chi tiết trong hộp khi lắp ghép và để đồ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp, trên nắp có nút thông hơi
• Thông số kích thước: tra bảng [18.5,2-92] ta được: d.N út thông hơi Tên chi tiết: nút thông hơi
Chức năng: 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 dung nút thông hơi.
Thông số kích thước: tra bảng 18.6Tr93[2] ta được
Tên chi tiết: nút tháo dầu
Chức năng: sau 1 thời gian làm việc dầu bôi trơn có chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bẩn hoặc hại mài…) hoặc dầu 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 này bị bít kín bằng nút tháo dầu.
Thông số kích thước (số lượng 1 chiếc): tra bảng 18.7Tr93[2] ta được d b m f L c q D S Do
Tên chi tiết: Que thăm dầu.
Chức năng que thăm dầu: dùng để kiểm tra mức dầu, chất lượng dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc Để tránh sóng dầu gây khó khăn cho việc kiểm tra, đặc biệt khi máy làm việc 3 ca, que thăm dầu thường có vỏ bọc bên ngoài.
-Khi vận tốc nhỏ (0,8~1,5 m/s): hmax = 2.(chiều cao răng bánh răng lớn) = 27 mm hmin = (0,75~2) h = 10,125 mm
Một số chi tiết phụ
6.4.1 Các chi tiết điều chỉnh lắp ghép - Nhiệm vụ: Điều chỉnh khe hở khi lắp ghép các chi tiết, tạo độ dôi ban đầu (ổ lăn) - Phân loại:
+ Vòng đệm điều chỉnh (cố định ổ bằng nắp mộng).
+ Phân loại: nắp ổ kín và nắp ổ thủng.
6.4.2 Các chi tiết lót bộ phận ổ - Vòng phớt:
+ Đặc điểm: dễ thay thế, đơn giản và chống mòn.
+ Phân loại: cố định và điều chỉnh được khe hở.
Chức năng: bảo vệ ổ lăn khỏi bám bụi, chất lỏng hạt cứng và các tạp chất xâm nhập vào ổ, những chất này làm ổ chóng bị mài mòn và han gỉ.
Thông số kích thước: tra bảng 15.17Tr50[2] ta được d d 1 d 2 D a B S 0
- Vòng chắn dầu, đệm bảo vệ + Nhiệm vụ: ngăn cách mỡ bôi trơn ổ với dầu của HGT.
Chức năng: vòng chắn dầu quay cùng với trục, ngăn cách mỡ bôi trơn với dầu trong hộp, không cho dầu thoát ra ngoài.
Thông số kích thước vòng chắn dầu
Vòng chắn dầu a=6 ÷ 9 (mm) , t=2÷ 3 (mm) , b=2÷ 5( mm)(lấy bằng gờ trục ) Đệm bảo vệ
Bôi trơn HGT
- Các bộ truyền cần được bôi trơn liên tục nhằm:
+ Giảm mất mát công suất vì ma sát.
+ Đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ.
- Việc lựa chọn phương pháp bôi trơn HGT phụ thuộc vào vận tốc vòng của bộ truyền.
- Khi vận tốc vòng của bánh răng vbr ≤ 12 m/s:
+ Bôi trơn bằng ngâm dầu.
+ Chiều sâu ngâm dầu khoảng 1/6 đến 1/4 bán kính bánh răng.
DUNG SAI LẮP GHÉP VÀ BÔI TRƠN
Dung sai lắp ghép và lắp ghép ổ lăn
Lắp vòng trong của ổ lên trục theo hệ thống lỗ cơ bản và lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục cơ bản.
Để các vòng không trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ khi làm việc, ta chọn kiểu lắp trung gian với các vòng không quay và lắp có độ dôi với các vòng quay.
Chọn miền dung sai khi lắp các vòng ổ:
+ Lắp ổ lên trục là: k6+ Lắp ổ lên vỏ là: H7 a Lắp bánh răng lên trục:
Để truyền momen xoắn từ trục lên bánh răng và ngược lại, ta chọn sử dụng then bằng Mối ghép then thường không được lắp lẫn hoàn toàn do rãnh then trên trục thường được phay thường thiếu chính xác Để khắc phục cần cạo then theo rãnh then để lắp.
Lắp bánh răng lên trục theo kiểu lắp trung gian:
∅ H 7 k 6 b Dung sai mối ghép then
Tra bảng B20.6Tr125[2] với tiết diện then trên các trục ta được Sai lệch giới hạn của chiều rộng then:
{ Trục II Trục I : :b ×h b × h × × 8 9 chọn chọn: : P P 9(10 9 ( 14 −0,051 −0,015 −0,061 −0,018 ) )
Sai lệch chiều sâu rãnh then:
{ Trục II Trục I :t : t=5 =5,5mm mm ⇒ ⇒ N N max max =+0,2 =+0,2 mm mm
7.2 Bôi trơn hộp giảm tốc
Theo cách dẫn dầu bôi trơn đến các chi tiết máy, người ta phân biệt bôi trơn ngâm dầu và bôi trơn lưu thông, do các bánh răng trong hộp giảm tốc đều có vận tốc v=1,12
