MỤC LỤC PHẦN I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 5 1.1. Chọn động cơ 5 1.1.1. Chọn hiệu suất của hệ thống: 5 1.1.2. Tính công suất cần thiết 5 1.1.3. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ 5 1.1.4. Chọn động cơ điện 6 1.2. Phân phối tỷ số truyền 6 1.2.1. Phân phối công suất trên các trục 7 1.2.2. Tính toán số vòng quay trên các trục 7 1.2.3. Tính toán momen xoắn trên các trục 7 PHẦN II. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 9 2.1. Thiết kế bộ truyền xích 9 2.1.1. Chọn loại xích 9 2.1.2. Thông số bộ truyền 9 2.1.3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền 11 2.1.4. Xác định thông số đĩa xích và lực tác dụng lên trục 12 2.2. Thiết kế bộ truyền bánh răng 13 2.2.1. Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh 14 2.2.2. Cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm 22 2.2.3. Kiểm tra điều kiện bôi trơn với HGT 29 PHẦN III. THIẾT KẾ TRỤC – THEN - KHỚP NỐI 30 3.1. Thiết kế trục 30 3.1.1. Chọn vật liệu 30 3.1.2. Tính sơ bộ đường kính trục: 30 3.1.3. Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực. 30 3.1.4. Xác định trị số và chiều các lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục 32 3.1.5. Xác định đường kính các đoạn trục, kiểm nghiệm độ bền của then và độ bền mỏi: 35 3.2. Chọn khớp nối 46 PHẦN IV. TÍNH TOÁN VÀ CHỌN Ổ LĂN 47 4.1. Tính toán và chọn ổ lăn trục 1 47 4.1.1. Chọn loại ổ 47 4.1.2. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 48 4.1.3. Kiểm tra ổ theo khả năng tải tĩnh 49 4.2. Tính toán và chọn ổ lăn trục 2 49 4.2.1. Chọn loại ổ 49 4.2.2. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 50 4.2.3. Kiểm tra ổ theo khả năng tải tĩnh 51 4.3. Tính toán và chọn ổ lăn trục 3 51 4.3.1. Chọn loại ổ 52 4.3.2. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ 52 4.3.3. Kiểm tra ổ theo khả năng tải tĩnh 53 PHẦN V. KÍCH THƯỚC HỘP GIẢM TỐC ĐÚC, CHỌN CHI TIẾT PHỤ, BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP 55 5.1. Kích thước hộp giảm tốc đúc 55 5.2. Chọn các chi tiết phụ 56 5.2.1. Nắp quan sát 56 5.2.2. Nút thông hơi 57 5.2.3. Nút tháo dầu 58 5.2.4. Que thăm dầu 59 5.2.5. Chốt định vị 59 5.2.6. Bulông vòng 60 5.2.7. Vòng phớt 60 5.2.8. Vòng chắn dầu 61 5.3. Bảng vật liệu. 61 5.4. Bảng kê các kiểu lắp, trị số sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép. 63 5.5. Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp. 64 5.5.1. Bôi trơn các bộ truyền trong hộp 64 5.5.2. Bôi trơn ổ lăn 64 TÀI LIỆU THAM KHẢO 65 PHẦN I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN Chọn động cơ 1.1.1. Chọn hiệu suất của hệ thống: Hiệu suất truyền động: Tra bảng 2.3 - Tài liệu [1] ta được: η_kn= 0,99: hiệu suất nối trục đàn hồi. η_BRT= 0,98 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn (cấp chậm) η_BRN= 0,98 là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn (cấp nhanh) η_x=0,93 : hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn. η_ol=0,99 : hiệu suất ổ lăn. 1.1.2. Tính công suất cần thiết Công suất làm việc, P_lv=(F_t.v)/1000=4500.1,4/1000=6,3 (kW) P_td=Plv=6,3.√((1^2.22+〖0,8〗^2.17)/(22+17))=5,785 (kW) Công suất cần thiết: P_ct=P_td/η_∑ =5,785/0,849=6,814 (kW) 1.1.3. Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ Số vòng quay trên trục công tác: n_lv=(6.10^4.v)/(π.D)=(6.10^4.1,4)/(π.500)=53,476 (vòng/phút) Chọn sơ bộ tỷ số của hệ thống: u_ch=u_h.u_x=8,5.3=25,5 Tra bảng 2.4- Tài liệu [1], ta được: uh = 8,5: tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp ux = 3: tỉ số truyền của bộ truyền xích Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n_sb=n_lv.u_ch=53,476 . 25,5=1363,638 (vòng/phút) 1.1.4. Chọn động cơ điện Động cơ điện có thông số phải thỏa mãn: Dựa vào bảng P1.3 -Tài liệu [1] chọn Động cơ có kí hiệu : 4A132S4Y3 c Phân phối tỷ số truyền Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động: u_∑=n_dc/n_lv =1455/53,476=27,2=u_x.u_hgt Tra bảng 3.1 - Tài liệu [1], chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp khai triển: u_hgt=12 có {█(&u_1=4,32@&u_2=2,78)┤ ⇒u_x=2,267 Vậy tỷ số truyền của bộ truyền xích: u_x=2,27 Dựa trên sơ đồ thiết kế và công suất cần thiết Pdm của động cơ ta tính được công suất, momen và số vòng quay trên các trục của hệ thống dẫn động như sau: Phân phối công suất trên các trục Công suất trên trục III: P_3=P_lv/(η_X.η_ol )=6,3/0,99.0,93=6,843(kW) Công suất trên trục II: P_2=P_3/(η_BRT.η_ol )=6,843/0,99.0,98=7,053(kW) Công suất trên trục I: P_1=P_2/(η_BRN.η_ol )=7,053/0,99.0,98=7,27(kW) Công suất động cơ: P_ct=P_1/(η_kn.η_ol )=7,053/0,99.0,99=7,417(kW) Tính toán số vòng quay trên các trục n_1=n_dc=1455 (vòng/phút) n_2=n_1/u_1 =1445/4,32=336,806 (vòng/phút) n_3=n_2/u_2 =336,806/2,78=121,153 (vòng/phút) n_ct=n_3/u_x =121,53/2,3=53,371 (vòng/phút) ∆n_lv=|53,371-53,476|/53,476=0,2% > > > N N N N HO1 HO2 FO FO 1 2 nên chọn { N N HE FE = = N N FO HO để tính toán.
Theo công thức 6.3 và 6.4 trang 93 tài liệu [1], Suy ra K HL1 = K HL2 = K FL1 = K FL2 =1
- Theo bảng 6.2 -Tài liệu [1] với thép 45, tôi cải thiện:
+ Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ Hlim 0 ; SH = 1,1
Bánh chủ động: σ Hlim 0 1 =2 H B 1 +70=2.275 +70b0 MPa
2 =2 H B 2 + 70=2.240 +70U0 MPa + Giới hạn mỏi uốn: σ Flim 0
1 =1,8 H B 1 =1,8 275 I5 MPaBánh bị động: σ Flim 0 2 =1,8 H B 2 =1,8 240= 432 MPa
- Ứng suất tiếp xúc cho phép :
+ Tính toán sơ bộ : Ứng suất tiếp xúc cho phép
KHL: hệ số tuổi thọ
ZR : hệ số xét đến độ nhám mặt răng (Lấy ZR = 1)
ZV : hệ số xét đến vận tốc vòng (Lấy ZV = 1)
KxH : hệ số xét đến kích thước bánh răng (Lấy KxH = 1)
- Ứng suất uốn cho phép :
*Trong đó: σ Flim o F (Tra bảng 6.2 – Tài liệu [1])
KFL: hệ số tuổi thọ
YR: hệ số xét đến độ nhám mặt răng (Lấy YR = 1)
YS: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu (Lấy YS = 1)
KxF: hệ số xét đến kích thước bánh răng (Lấy KxF = 1)
KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải (Lấy KFC = 1)
*Với K FC =1 (do quay 1 chiều), s F =1,75– tra bảng 6.2 - Tài liệu [1]
+ Y R =1: hệ số xét đến độ nhám mặt răng + Y S =1: hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu + K xF =1:hệ số xét đến kích thước bánh răng
- Ứng suất quá tải cho phép
+ Ứng suất tiếp quá tải cho phép đối với bánh răng thường hóa tôi cải thiện
[ σ H ] max =2,8 σ c h 2 =2,8.45060 MPa + Ứng suất uốn quá tải cho phép : ¿ MPa ¿ MPa c Xác định sơ bộ khoảng cách trục
- Theo công thức (6.15a) -Tài liệu [1], ta có: a w =K a ( u 1 +1) √ 3 [ σ H T ] 2 1 u K 1 Hβ Ψ ba
Ka : hệ số phụ thuộc vật liệu bánh răng Tra bảng 6.5 ta được K a C MP a
1 3 ψ ba : hệ số chiều rộng vành răng
Tra bảng 6.6, ta có ψ ba =0,25 0 , 4 Chọn ψ ba =0,25 ta có: ψ bd =0,53 ψ ba (u 1 +1)=0,53.0,25 ( 4,32+ 1)= 0,705
KHβ = 1,096: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Với ψ bd =0,705 tra bảng 6.7 -Tài liệu [1]
Khi đó ta có: a w =K a ( u 1 +1) √ 3 [ σ H T ] 2 1 u K 1 Hβ Ψ ba C (4,32 +1) √ 3 48242,628.1,096
Ta chọn aw = 130 (Sai số = 1,96%)
- Đường kính vòng lăn bánh chủ động d w 1 = K d √ 3 T [ 1 σ K H ] Hβ 2 u ( 1 u ❑ 1 + bd 1 ) g,5 √ 3 48242,628 531,8 2 4,32 0,705 1,096( 4,32+1) F,483 mm d Xác định các thông số ăn khớp
- Môđun sơ bộ: m = (0,01…0,02).aw = (0,01…0,02).125 = 1,25…2,5 => chọn m = 2
- Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng β=¿
- Theo công thức 6.19, ta có số răng bánh chủ động:
+ Khi đó, số răng bánh bị động: z 2 =u 1 z 1 = 4,32.23= 99,36 (r ă ng )
+ Lấy z2 = 100 răng Tính lại u1 và β ta có: u 1 = z 2 z 1
2.130 =0,946 ⇒ β,92 o e Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
- Theo công thức (6.33), Tài liệu [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: σ H = Z M Z H Z ε √ 2 T b 1 w K u H 1 d ( u 1 w 2 +1 1 )
3: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (Bảng 6.5 -Tài liệu [1]).
+ Z H = √ 2.cos sin 2α β tw b : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (Bảng 6.12), trong đó β b là góc nghiêng hình trụ cơ sở; α tw là góc ăn khớp
Góc profin gốc α = 20 o theo TCVN 1065-71 α tw =α t = arctan tan α cos β !,04 o tan β b =c os α t tan β với bánh răng không dịch chỉnh
⇒ tan β b =c os α t tanβ =c os 21,04 o tan 18,92 o =0,17
+ Z ε : hệ số kể dến sự trùng khớp của răng, xác định như sau: Đường kính vòng chia của bánh nhỏ: d 1 = m z 1 cos β = 2.23
6.1 0 4 =3,7 m/s v1 = 3,7 m/s < 5 m/s, Tra bảng 6.14, ta được KHα = 1,066 (cấp chính xác 9).
+ Ta có: Chiều rộng vành răng: bw = ψ ba aw = 0,25.130 = 32,5mm
Theo công thức 6.37, ta có: ε β = b w sin β m π = 32,5.0,324
Vì ε β > 1, theo công thức 6.36b ta có: Z ε = √ ε 1 α
Mặt khác, theo công thức 6.38b, ta có: ε α = [ 1,88−3,2 ( z 1 1 + z 1 2 ) ] cos β = [ 1,88−3,2 ( 23 1 + 100 1 ) ] 0,946=1,62
Vậy, điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo. f Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
- Theo công thức 6.43, điều kiện bền uốn: σ F = 2.T 1 K F Y ε Y β Y F b w d w 1 m
T1 – momen xoắn trên bánh chủ động, Nmm; m – mô đun pháp, mm; bw – chiều rộng vành răng, mm; bw = ψ ba a w =0,25.1302,5
Y ε = 1 ε a : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng => Y ε = 1
140 =0,865: là hệ số kể đến độ nghiêng của răng
YF : hệ số dạng răng
- Xác định số răng tương đương: z v1 = z 1 cos 3 β = 23 cos 3 18,92 o ',17; z v 2 = z 2 cos 3 β = 100 cos 3 18,92 o 8,13
Tra bảng 6.18 [1] chọn YF1 = 3,9; YF2 = 3,6.
- KF = KFβ KFα.KFv – hệ số tải trọng khi tính về uốn
Với KFβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng theo chiều rộng vành răng khi tính về uốn, Tra bảng 6.7 [1], ta được KFβ= 1,096
KFα là hệ số thể hiện sự phân bố không đều của lực tải tác dụng tại các cặp răng tham gia ăn khớp khi xét đến độ uốn Tra bảng 6.14 ta được KFα = 1,38.
KFv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn
Tra bảng 6.15 và 6.16 có hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp δ F =0,006 và hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng g o s
Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo. g Kiểm nghiệm răng về quá tải
Chọn hệ số quá tải K qt = T mm
T =1,6 Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σ H max không được vượt quá một giá trị cho phép σ H max =σ H √ K qt e9,52 MPa ≤ [ σ H ] max Đồng thời để phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lươn chân răng, ứng suất uốn cực đại σ Fmax không được vượt quá một giá trị cho phép σ F1max =σ F1 K qt 5,69 MPa ≤ [ σ F1] max σ F2max =σ F2 K qt 2,176 MPa≤ [ σ F2] max
Vậy răng đảm bảo độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền mỏi uốn khi quá tải
Các thông số về bộ truyền cấp nhanh (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)
Chiều rộng vành răng bw = 32,5 mm
Số răng z1 = 23 (răng) ; z2 = 100 (răng) Đường kính vòng chia d 1 = m z 1 cos β = 2.23 cos18,92 o = 48,627 (mm) d 2 = m z 2 cos β = 2.100 cos18,92 o !1,423 (mm) Đường kính đỉnh răng d a 1 =d 1 +2 m= 48,627+2.2R,627 mm d a 2 = d 2 +2 m!1,423+ 2.2!5,423 mm Đường kính đáy răng d f 1 =d 1 −2,5 m= 48,627− 2,5.2C,627 (mm ) d f 2 =d 2 −2,5 m!1,423−2,5.2 6,423 ( mm)
2.2.2 Cặp bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm a Chọn vật liệu
Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt Theo bảng 6.1-Tài liệu [1], ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:
Bánh chủ động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có σb10(MPa), σch1X0(MPa), ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 250HB.
Bánh bị động: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có σb2u0(MPa), σch2E0(MPa), ta chọn độ rắn bánh nhỏ HB2 = 240HB b Xác định ứng suất cho phép
- Số chu kì làm việc cơ sở:
- Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng
Ta thấy { ¿ ¿ ¿ ¿ N N N N HE HE FE FE 1 2 1 2 > > > > N N N N HO1 HO2 FO1 FO2 nên chọn { N N HE FE = = N N FO HO để tính toán.
Theo công thức 6.3 và 6.4 trang 93 tài liệu [1], suy ra K HL1 = K HL2 = K FL1 = K FL2 =1
- Theo bảng 6.2 -Tài liệu [1], với thép 45, tôi cải thiện:
Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ Hlim 0 ; SH = 1,1
Bánh chủ động: σ Hlim1 0 = 2 H B 1 +70=2.250+ 70W0 (MPa )
Bánh bị động: σ Hlim2 0 = 2 H B 2 +70=2.240+ 70U0 ( MPa)
Giới hạn mỏi uốn: σ Flim 0
Bánh chủ động: σ Flim1 0 =1,8 H B 1 =1,8 250E0 ( MPa)
Bánh bị động: σ Flim 0 2 =1,8 H B 2 =1,8 240C2 ( MPa)
- Ứng suất tiếp xúc cho phép :
Tính toán sơ bộ :[ σ H ] = σ Hlim
0 K HL s H với s H =1,1 (Thép 45 tôi cải thiện) [ σ H 1] =σ Hlim1
- Ứng suất uốn cho phép
Tính toán sơ bộ [ σ F ] = σ Flim o
+ K FC =1 (do quay 1 chiều), S F =1,75– tra bảng 6.2 -Tài liệu [1]
+ Y R =1 hệ số xét đến độ nhám mặt răng
+ Y S =1 hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu
+ K xF =1 hệ số xét đến kích thước bánh răng
- Ứng suất quá tải cho phép: Ứng suất tiếp quá tải cho phép :
[ σ H 2] max =2,8 σ c h2 =2,8.45060 Mpa Ứng suất uốn quá tải cho phép : ¿¿ c Xác định sơ bộ khoảng cách trục
Theo công thức (6.15a) - Tài liệu [1], ta có: a w = K a ( u 2 +1) √ 3 [ σ H T ] 2 2 K u 2 Hβ ψ ba
+Ka : hệ số phụ thuộc vật liệu bánh răng K a I,5 ¿ (Tra bảng 6.5) +KHβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng
+ ψ ba : hệ số chiều rộng vành răng.
- Tra bảng 6.6, ta có ψ ba =0,25 0 , 4 Chọn ψ ba =0,325 ta có: ψ bd =0,53.ψ ba (u 2 +1 )=0,53.0,325 (2,78 +1)=0,65
- Tra bảng 6.7, với ψ bd =0,65, ta được K Hβ =1,03
Khi đó ta có: a w 2 = K a ( u 2 +1) √ 3 [ σ H T ] 2 2 K u 2 Hβ ψ ba I,5 ( 2,78+ 1) √ 3 202162,308.1,03
- Đường kính lăn bánh nhỏ: d w 2 = K d √ 3 T [ σ 2 K H ] 2 Hβ u ( 2 u ψ 2 +1 bd ) w √ 3 202162,308.1,03 ( 2,78+ 1)
50 0 2 2,78.0,65 = 92,655mm d Xác định các thông số ăn khớp
Theo công thức 6.19, ta có số răng bánh chủ động: z 3 = 2 a w 2 m ( u 2 +1) =
Khi đó, ta có số răng bánh bị động: z 4 =u 2 z 3 =2,78.33,74 (r ă ng )
Lấy z4 = 92 răng Tính lại u2 và aw ta có: u 2 = z 4 z 3 = 92
33 =2,788 Sai lệch 0,28%. a w 2 = K a ( u 2 + 1) √ 3 [ σ H T ] 2 2 K u 2 Hβ ψ ba 1,93 mm Sai lệch 0,09%. e Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc
Theo công thức (6.33) -Tài liệu [1], ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: σ H = Z M Z H Z ε d w 2 √ 2 T 2 K b w H 2 ( u u 2 2 +1 )
Z M :hệ số kể đến cơ tính vật liệu Tra bảng 6.5 ta được Z M '4 ¿
Z H :hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc.
Theo TCVN 1065-71, chọn góc profin gốc α = 20 o
Zε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng
K H = K Hβ K Hα K Hv : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc
Ta cũng có đường kính vòng chia của bánh nhỏ: d 3 = m 2 z 3 =3.33 (mm)
- Tra bảng 6.14, ta được KHα = 1,13(cấp chính xác 9)
- Tra phụ lục 2.3, ta được K Hv =1,055.
+ Chiều rộng vành răng: b w =ψ ba a=0,325.187,5`,938 (mm)
Theo công thức 6.37, ta có: ε β = b w 2 sin β m π = 60,398 sin 0 0
Vì εβ = 0, theo công thức 6.36a ta có: Z ε = √ ( 4− 3 ε α )
Mặt khác, theo công thức 6.38b, ta có: ε α = [ 1,88−3,2 ( z 1 1 + z 1 2 ) ] cos β= [ 1,88 −3,2 ( 33 1 + 92 1 ) ] cos 0 0 =1,75
Vậy, điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo. f Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn
Theo công thức 6.43, độ bền uốn sinh ra tại bánh răng chủ động: σ F = 2.T 2 K F Y ε Y β Y F b w 2 d w 2 m
+ Y ε = ε 1 α : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ⇒ Y ε = ε 1 α
140 =1: hệ số kể đến độ nghiêng của răng + Y F : hệ số dạng răng bền uốn
- Xác định số răng tương đương: z v 3 = z 1 cos 3 β = 33 cos 3 0 3 z v3 = z 2 cos 3 β = 92 cos 3 0
+ K F = K Fβ K Fα K Fv : hệ số tải trọng khi tính về uốn
Khi đó: Tra bảng 6.7 ta được KFβ = 1,08 ;
Tra bảng 6.14 ta được KFα = 1,37 (cấp chính xác 9)
Tra phụ lục 2.3 ta có KFv = 1,042
Vậy, điều kiện bền uốn được đảm bảo. g Bảng thông số và kích thước bộ truyền
Khoảng cách trục aw2 7,5 mm
Chiều rộng vành răng bw2 = 60,125 mm
Số răng z3 = 33 răng; z4 = 92 răng Đường kính chia d3 = m.z1 = 3.33 = 99 mm d4 = m.z2 = 3.92 = 276 mm Đường kính đỉnh răng da3 = d3 + 2m = 99 + 2.3 = 105 mm da4 = d4 + 2m = 276 + 2.3 = 282 mm Đường kính đáy răng df3 = d3 – 2,5m = 99 – 2,5.3 = 91,5 mm df4 = d4 – 2,5m = 276 – 2,5.3 = 268,5 mm
2.2.3 Kiểm tra điều kiện bôi trơn với HGT
Thông số hình học Cấp nhanh Cấp chậm
Số răng bánh bị dẫn 100 92
- Chiều sâu ngâm dầu tối thiểu bằng 2 h 2 với h – chiều cao răng của bánh răng 2 nhưng không nhỏ hơn 10 mm.
- Mức cao nhất của dầu không vượt quá 1 3 R 4 bánh răng 4
- Khoảng cách giữa mức dầu cao nhất và thấp nhất: h max −h min 15 mm
Ta có h min =2.2,25 m 1 =2.2,25 2=9 Chọn hmin = 10 mm h= 1
Vậy đảm bảo điều kiện bôi dầu.
THIẾT KẾ TRỤC – THEN - KHỚP NỐI
Thiết kế trục
Thép CT6, 45 thường hoá có σ b `0 ( MPa);[ τ ] ÷ 20 MPa
3.1.2 Tính sơ bộ đường kính trục:
Theo công thức: d ≥ √ 3 0,2 T [ τ ] d 1 = √ 3 0,2 T [ 1 τ 1 ] = √ 3 48242,268 0,2 15 = 25,24 (mm) Chọn d 1 = 25 (mm) d 2 = √ 3 0,2 T 2 [ τ ] = √ 3 202162,308 0,2 18 8,29 ( mm) Chọn d 2 = 40 (mm) d 3 = √ 3 0,2 T 3 [ τ ] = √ 3 545317,904 0,2 20 Q,47 ( mm ) Chọn d 3 = 55 (mm)
Từ các đường kính trục ta xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo
Theo bảng 10.2 [1]: d1 = 25 mm => bo1 = 17mm d2 = 40 mm => bo2 = 23mm d3 = 55 mm => bo3 = 29mm
3.1.3 Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực a Xác định chiều dài mayơ theo công thức (10.10) & (10.13)
Mayơ bánh răng 1: lm11 = (1,2…1,5)d1 = (1,2…1,5).25 = (30…37,5) mm Mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi:
Lấy lm11= 35mm, lmk = lm12 = 59mm
Mayơ bánh răng 2: lm2 2 = (1,2…1,5)d2=(1,2…1,5).40 = (48…60)mm Mayơ bánh răng 3: lm23 = (1,2…1,5)d2=(1,2…1,5).40 = (48…60)mm Lấy lm22= 52mm, lm23= 52mm
Mayơ bánh răng 4: lm34 = (1,2…1,5)d3 = (1,2…1,5).55 = (66…82,5)mm
Mayơ bánh răng đĩa xích: lmx33 = (1,2…1,5)d3 = (1,2…1,5).55 = (66…82,5) mm Lấy lm34 = 70 mm, lmx33 = 80 mm
Các trị số ki chọn theo bảng 10.3-Tài liệu [1]. k1 = 10 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k2 = 10 Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k3 = 10 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ hn = 15 Chiều cao nắp ổ và đầu bulông b Khoảng cách các điểm đặt lực
Hình vẽ tượng trưng kết cấu hộp giảm tốc
Chiều dài các đoạn trục:
Trục 3: l 31 =l 21 +l 22 = 46+628 mm l 32 =l 23 W,5mm l 33 =0,5l mx + k 3 +h n +b o 3 /2=0,5.80+10+ 15+ 29/ 2y,5mm
3.1.4 Xác định trị số và chiều các lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục a Trục 1:
Lực tác dụng lên bánh răng: F t1 = 2 T 1 d 1 = 2.48242,268
Lực khớp nối tác dụng lên trục: F 1 =0,2 2 T 1
D= 71mm: đường kính vòng tròn các chốt (tra bảng 16-10a [2])
Lực tác dụng lên bánh răng: { ¿ F t2 = 2 T d 2 2 = 2.202162,308
{ F F a2 r2 = = cosβ F F t t2 2 tan α tan β12,397 tan 18,9 2 12,397 cos1 8,92 tan 2 0 o o ≈ ≈ 735,809 655,506 N N
Lực tác dụng lên bánh răng:
3.1.5 Xác định đường kính các đoạn trục, kiểm nghiệm độ bền của then và độ bền mỏi:
Xác định đường kính tối thiểu:
+ Mô men uốn tương đương tại các đoạn trục:
+ Ứng suất uốn cho phép của trục:
+ Đường kính trục tối thiểu tại các tiết diện:
dCB = 24 mm (giảm 1 mm so với dC)
dAC = 30 mm (bậc chặn bánh răng lớn hơn dC 310mm)
+ Theo bảng 9.1a, đường kính trục ϕ 25 chiều cao then t 2 = 2,8mm Đường kính vòng đáy bánh răng: d f 1 = 43,627 mm
Khoảng cách từ vòng đáy đến then: x= 43,627 −25
Kiểm nghiệm độ bền của then:
Kiểm nghiệm then đầu trục:
Chọn kích thước then theo đường kính trục Ф19: b = 6mm, h = 6mm, t1=3,5 mm, t2 = 2,8mm; l = 1,35.d = 25,65mm theo chuẩn chọn l = 25mm. Φ19 Φ20
2.48242,268 19.25 ( 6−3,5 ) ,25 ≤ [ σ d ] 0Mpa + Điều kiện bền cắt: τ c = 2 T 1 d.l.b = 2.48242,268
Kiểm nghiệm then tại vị trí bánh răng:
Chọn kích thước then theo đường kính trục Ф25: b = 8mm, h = 7mm, t1=4mm, t2 = 2,8mm; l = 1,35.d = 33,75mm (theo chuẩn).
2.48242,268 25.33,75.(7-4 ) = 38,117 ≤ [ σ d ] 0MPa + Điều kiện bền cắt: τ c = 2 T 1 d.l.b = 2.48242,269
Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Thép 45 có σ b `0 MPa ;σ −1 =0,436 σ b =0,436.600&1,6 MPa τ −1 =0,58 σ −1 =0,58.261,6 1,73 MPa
√ 1,96 2 +10,37 2 =1,926 >[ s ]=1,5 s σj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diện j s τj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j
{ s s σj τj = = K K σdj σ τdj τ −1 −1 σ τ aj aj = = 1,7.8,659 2,12.62,84 151,73 261,6 ,37 =1,96 Trong đó:
- Theo bảng 10.6 tài liệu [1]: τ aj = T j
√ s 2 σj + s 2 τj =4,051> [ s ] =1,5 { s s τj σj = = K K τdj τ σdj σ −1 −1 τ σ aj aj =5,812 =5,65 Trong đó: σ aj = M j
Xác định đường kính tối thiểu
+ Mô men uốn tương đương tại các đoạn trục:
+ Ứng suất uốn cho phép của trục:[ σ ] = 60MPa
+ Đường kính trục tối thiểu tại các tiết diện: d C ≥ √ 3 0,1.60 261877,73 ≈ 35,2 mm chọn d C = 36 mm d D ≥ √ 3 222546,55 0,1.60 ≈ 33,35 mm chọn d D 4 mm
Chọn d A = d B 0 mm dCB = 34 (giảm 1 bậc so với dC) dDC = 40mm (bậc chặn bánh răng lớn hơn dD 310 mm)
+ Kết cấu trục: Đối với bánh răng 3: Theo bảng 9.1a, đường kính trục ϕ 34 chiều cao then t 2 =3,3mm Đường kính vòng đáy bánh răng: d f 3 ,5 mm
Khoảng cách từ vòng đáy đến then: x= 91,5− 34
Kiểm nghiệm độ bền của then
Kiểm nghiệm then tại vị trí bánh răng 3: Chọn kích thước then theo đường kính trục Ф34: b = 10mm, h = 8mm, t1 = 5mm, t2 = 3,3mm; l = 1,35d = 45,9mm (theo chuẩn).
2.202162,308 34.45,9 ( 8 - 5) = 86,36 ≤ [ σ d ] 0MPa + Điều kiện bền cắt: τ c = 2T 2 d.l.b = 2.202162,308
Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
- Xét tại vị trí bánh răng D: s j = s σj s τj
√ s 2 σj + s 2 τj =1,77 > [ s ] =1,5 { s σj s = τj = K K σdj σ τdj −1 τ σ −1 τ aj aj = = 2,12.67,25 1,7.13,13 151,73 261,6 = =1,83 6,8 Trong đó: σ aj = M j
- Xét tại vị trí bánh răng C: s C = s σj s τj
{ s σj s τj = = K K σdj σ τdj τ −1 −1 σ τ aj aj = = 2,12.64,02 1,7.11,658 151,73 261,6 =1,927 =7,66 Trong đó: σ aj = M j
Xác định đường kính tối thiểu:
+ Mô men uốn tương đương tại các đoạn trục:
+ Ứng suất uốn cho phép của trục : [ σ ]SMPa.
+ Đường kính trục tối thiểu tại các tiết diện:
dCA = 54 (giảm 1 bậc so với dC)
Kiểm nghiệm độ bền của then:
Kiểm nghiệm then đầu trục:
Chọn kích thước then theo đường kính đầu trục Ф45mm: b = 14mm, h=9mm, t1 = 5,5mm, t2 = 3,8mm; l = 1,35d = 60,75mm (theo chuẩn).
2.545317,904 45.60,75 ( 9−5,5 ) ,66 ≤ [ σ d ] 0MPa + Điều kiện bền cắt: τ c = 2 T 3 d.l.b = 2.545317,904
Kiểm nghiệm then tại vị trí C: Φ55 Φ54 Φ54 Φ50 Φ45 Φ50
Chọn kích thước then theo đường kính trục Ф55mm: b = 16mm, hmm, t1 = 6mm, t2 = 4,3mm; l = 1,35d = 74,25mm (theo chuẩn). + Điều kiện bền dập: σ d = 2 T 3 d.l.(h- t 1) =
2.545317,904 55.74,25 (10−6) f,767 ≤ [ σ d ] 0MPa + Điều kiện bền cắt: τ c = 2 T 3 d.l.b = 2.545317,904
Kiểm nghiệm độ bền mỏi:
- Tại vị trí A: đường kính trục Ф50mm s j = s σ j s τ j
√ s 2 σ j + s τ j 2 = 3,59 ≥ [ s ] =1,5 s σ j : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diện j. s τ j : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j.
Chọn khớp nối
Theo B16.10a ta chọn khớp nối vòng đàn hồi có kích thước sau:
Tmax = 63Nm d = 20mm: đường kính trong
DO = 71mm: đường kính vòng tròn các chốt
L = 104mm: chiều dài mayo khớp nối
Z = 6 chốt dC = 10mm: đường kính chốt l3 = 15mm: chiều dài đoạn chốt bị dập l0 = l1+l2/2!+20/21mm: chiều dài chịu uốn của chốt k = 1,5: hệ số chế độ làm việc của xích tải
+ Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi: σ d = 2k T 1
= 2.1,5 48242,268 6.71 10 15 ≈ 2,26 ≤ [ σ d ] =(2 4) MPa + Điều kiện bền uốn của chốt: σ u = k l O 0,1 d C 3 D O Z
TÍNH TOÁN VÀ CHỌN Ổ LĂN
Tính toán và chọn ổ lăn trục 1
Lực hướng tâm tại các ổ:
Ta chọn ổ bi đỡ - chặn α 6 ° Đường kính ngõng trục d= 20 mm Ta chọn ổ cỡ trung hẹp có ký hiệu 46304 có d= 20 mm ,b mm , [ C ] kN , [ C o ] =9,17 kN ( P 2.12[1] )
Sơ đồ bố trí ổ như hình vẽ
4.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ
Tra Bảng 11.4[1] với α 6 ° ta được e=0,95
Lực dọc trục phụ: S A =e F rA =0,95 652,72b0,084 N
Tải trọng động quy ước: Q= ( X V F r + Y ∑ F a ) K đ K t
Trong đó: K đ =1 (tải va đập nhẹ); K t =1
Lực dọc trục tác dụng lên ổ A:
Lực dọc trục tác dụng lên ổ B:
Tải trọng động quy ước:
Tải trọng động tương đương:
Kiểm tra khả năng tải động:
4.1.3 Kiểm tra ổ theo khả năng tải tĩnh Điều kiện: C o