ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY BẢN THUYẾT MINH + BẢN VẼ

Thiết kế đồ án Chi tiết máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí,môn học này không những giúp cho sinh viên có cái nhìn cụ thể, thực tế hơn với kiến thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng cho các môn học chuyên ngành sẽ được học sau này.

 Pt = 6,2 kW : Công suất trên trục băng tải.

 ƞ ch=ƞ k ƞ brc ƞ brt ƞ ol4 ƞ x là Hiệu suất chung của hộp giảm tốc

ƞ k=1 : Hiệu suất truyền động của khớp nối

ƞ ol=0,99 :Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn

ƞ brc= 0,96 :Hiệu suất truyền động của cặp bánh răng côn

ƞ brt=0,97 :Hiệu suất truyền động của cặp bánh răng trụ răng thẳng

ƞ x=0,95 :Hiệu suất truyền động của xích

2.Chọn động cơ:Tra bảng P1.3/trang 237 (giáo trình Cơ sở thiết kế máy/Trịnh Chất)

Công suất trụccông tác (kW) Số vòng quay trụccông tác (vg/ph) làm việcSố năm

Kiểu động cơ Công suất

(kW)

Vận tốc quay(vg/ph)

II.Phân phối tỷ số truyền:

Tỷ số truyền chung của hệ thống truyền động :

Mà u hgt=u brc .u brtvới u brc : Tỷ số truyền của bánh răng côn

u brt : Tỷ số truyền của bánh răng trụ răng thẳng.Đối với hộp giảm tốc cấp nón – trụ, để dễ dàng cho việc bôi trơn các bánh răng trong hộpgiảm tốc thì ta chọn :u brc=(22 %−28 %)uhgt

Vậy ta chọn:u brc= 3 =>u brt=4

III.Xác định các thông số và lực tác dụng:

1.Tính toán tốc độ quay của trục:

2.Tính công suất trên trục:

Công suất danh nghĩa trên trục động cơ :

P=P ct=6,88 (kW)Công suất danh nghĩa trên trục I :

P I=P ct ƞ k ƞ ol=6,88.1 0,99=6,8112 (kW)Công suất danh nghĩa trên trục II :

P II=P I ƞ brc ƞ ol=¿6,8112.0,96.0,99=6,473¿ (kW)Công suất danh nghĩa trên trục III :

P III=P II ƞ brt ƞ ol=6,473.0,97.0,99=6,216 (kW)Công suất danh nghĩa trên trục IV :

P IV=P III ƞ x ƞ ol=6,216.0,95 0,99=5,846 (kW)

3.Tính momen xoắn trên các trục:

Momen xoắn trên trục động cơ :

T dc=9550 P ct

9550.6,88

1455 =45,15 (Nm)Momen xoắn trên trục I:

T I=9550 P I

n I

= 9550.6,8112

1455 =44,7 (Nm)Momen xoắn trên trục II:

T II=9550 P II

n II

= 9550.6,473

485 =127,45(Nm)Momen xoắn trên trục III:

T III=9550 P III

n III =

9550 6,216 121,25 =489,59 (Nm)Momen xoắn trên trục IV:

T IV=9550 P IV

n IV

= 9550.5,846 34,06 =1639,14 (Nm)

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

I.Tính toán thiết kếcác bộtruyền trong hộp giảm tốc:

1.Chọn vật liệu cặp bánh răng côn và cặp bánh răng trụ:

-Do hộp giảm tốc đang thiết kếcó công suất trung bình, nên ta chọn vật liệu nhóm I có độcứng HB < 350 đểchếtạo bánh răng

- Đồng thời đểtăng khảnăng chạy mòn của răng,nên nhiệt luyện bánh răng lớn

đạt độrắn thấp hơn độrắn bánh răng nhỏtừ10 đến 15 đơn vị độcứng

Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép xác định theo các

công thức sau: [σ H]=σ Hlim0

S H Z R Z V K XH K HL(1)

KXH: Hệsốxét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

YR: Hệsốxét đến ảnh hưởng của độnhám mặt lượn chân răng

ZS: Hệsốxét đến độnhạy của vật liệu với tập trung ứng suất

KXF: Hệsốxét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độbền uốn

KFC: Hệsốxét đến ảnh hưởng của việc đặt tải

KHL,FL: Hệsốtuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụvà chế độ tải trọng.Chọn sơ bộ: Z R Z V K XH=1 và Y R Y S K XF=1 nên các công thức (1), (2) trở thành:

SH,SF: Hệsốan toàn khi tính vềtiếp xúc và uốn

Giá trịcủa chúng được tra trong bảng 6.2/trang 94 (Tập 1) Vì ta chọn vật liệu bánh răng là thép 45 thường hóa hay tôi cải thiện nên: σ Hlim0 =2 HB +70 (MPa)

σ Flim40 =1,8 HB4 =1,8.200=360 (MPa)

Vì hệ dẫn động tải được đặt một phía (bộ truyền quay 1 chiều) =>KFC= 1

Và KHL ,KFLđược xác định theo công thức sau:

Với tất cảcác loại thép thì: NFO= 4.106

- NHE, NFE: sốchu kì thay đổi ứng suất tương đương

Vì ở đây bộtruyền chịu tải trọng tĩnh, nên: NHE= NFE= N = 60.c.n.tΣ

Với: c, n, tΣlần lượt là sốlần ăn khớp trong một vòng quay, sốvòng quay trong 1 phút và tổng sốgiờlàm việc của bánh răng đang xét

Ta có: c=1

Với 1 năm làm việc 300 ngày, làm việc 2 ca (mỗi ca/8 giờ) =>t Σ=300.2.8=4800(giờ )

- Trong bộ truyền bánh răng côn:

- Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng cấp chậm có :

=>Từ đó ta xác định được sơ bộ ứng suất cho phép của bánh răng

- Bộ truyền bánh răng côn (cấp nhanh) :

Với cấp nhanh, ta sửdụng bộtruyền bánh răng côn răng thẳng Dù bánh răng

côn răng thẳng có khảnăng tải nhỏhơn so với răng không thẳng, làm việc ồn hơn

song năng suất chếtạo cao hơn, ít nhạy với sai sốchế tạo và lắp ráp Vì vậy, ứng suất tiếpxúc cho phép là:[σ H]=[σ H 2]=481,818(MPa) vì [σ H 1]>[σ H 2]

 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[σ H]max=2,8 σch2=2,8.450=1260 (MPa)

 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải (vật liệu có HB < 350) là:

là: [σ H]'=[σ H3]+[σ H 4]

454,545+427,27

2 =440,91(MPa)

Với [σ H]' thỏa mãn điều kiện: [σ H]' ≤ 1,25[σ H]min=1,25[σ H 4]

 Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:

[σ H]' max=2,8 σch4=2,8.450=1260 (MPa)

 Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[σ F 1]max=0,8 σch 3=0,8.340=272 (MPa)

[σ F 4]max=0,8 σch4=0,8.450=360 (MPa)

3.Tính toán truyền động bánh răng côn răng thẳng (cấp nhanh):

a) Xác định chiều dài côn ngoài (của bánh côn chủ động, được xác định theo độ bền tiếp xúc):

R e=K R√u brc2

+1 3

√ T1 K Hβ

(1− K be) K be u brc [σ H]2 (7)

Trong đó:

- KR= 0,5Kd : Hệsốphụthuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng Vì bộ truyền cấp nhanh

là truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép nên: Kd= 100 MPa1 /3

Bộ truyền ta thiết kế thuộc dạng sơ đồ I trong tài liệu (tập 1CSTKM/Trịnh Chất), trục lắp trên ổ bi, độ rắn mặt răng HB < 350, loại răng là răng thẳng nên theo bảng

6.21/trang 113 – Trị số của các hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng trong bộtruyền bánh răng côn, ta có: KHβ = 1, 3

Với: T1 : mômen xoắn trên trục bánh chủ động, T1= 44700 (Nmm)

[σH] : ứng suất tiếp xúc cho phép - [σH]= 481,82 (MPa)

Thay các đại lượng trên vào công thức (7), ta được:

R e=50√32+1 3

√(1−0,3) 0,3.3 481,81844700.1,3 2=¿116,23 (mm)

b)Xác định các thông số ăn khớp:

Khi xác định môđun và sốrăng cần chú ý:

-Để tránh cắt chân răng, số răng tối thiểu của bánh răng trụ răng thẳng tương đương với bánh răng côn: Z V 1 ≥ Z min=17, trong đó:

Với bánh răng côn răng thẳng: Z V 1= Z1

cosδ1

-Để răng đủ độ bền uốn, thì môđun vòng ngoài: m te ≥ b

Kết hợp de1 = 73,5(mm) với các dữ kiện bánh răng côn răng thẳng và tỉ số truyền

u brc= 3 ta tra bảng 6.22/trang 114 được số răng Z1p= 19

Vì độrắn mặt răng H1, H2< HB 350 =>Z1= 1,6.Z1p= 1,6.19 = 30,4 ≈ 30

 Xác định đường kính trung bình dm1và môđun trung bình:

Đường kính trung bình: dm1= (1 - 0,5Kbe)de1 (9)

= (1 - 0,5.0,3).73,5 = 62,475 (mm)Môđun trung bình: m tm=d m 1

Từ bảng 6.8/trang 99 - Trịsốtiêu chuẩn của môđun, ta chọn mtetheo giá trịtiêu chuẩn mte= 2,5

Từmte= 2,5 ta tính lại mtmsuy ra từcông thức trên và dm1suy ra từ công thức (10)

Ta có: mtm= (1 - 0,5.0,3).2,5 = 2,125 (mm)

Z1=d m 1

m tm=

62,475 2,125 =29,5 => Z1= 30 (răng)

 Xác định sốrăng bánh 2 (bánh lớn) và góc côn chia:

- Số răng bánh lớn: Z2= ubrc.Z1= 3.30 = 90 => Lấy Z2= 90 (răng)

R e=0,5 mte .√Z12+Z22=0,5.2,5 √302+ 902=118,58(mm)

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng bánh răng côn phải thỏa mãn điều kiện sau:

σ H=Z M Z H Z ε .√2 T1 K H√u12 +1

0,85 b d m 12 u1 ≤[σ H] (11)

Trong đó:

- ZM: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Tra bảng 6.5/trang 96, vì vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn đều làm bằng thép nên chọn

ZM = 274 MPa1 /3

- ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, trị số của ZH được tra trong bảng

6.12/trang 106, với x1+ x2 = 0, góc nghiêng β = βm = 0 ta có ZH= 1,76

Với go: hệsốkể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

δH: hệsốkể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

v H=δ H g0 v √d m 1(u1+ 1)

u1 =0,006.53 4,75√62,475(3+1)3 = 13,78

- b: Chiều rộng vành răng và b = Kbe.Re= 0,3.118,58 = 35,574 (mm)

Với cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7, khi đó cần gia công đạt độnhám:

Ra= 2,5 μm (tra bảng 21.3/trang 153 tập 2) m (tra bảng 21.3/trang 153 tập 2) =>ZR= 0,95

- Lấy b = 49,8 (mm), khi đó ứng suất sinh ra trên mặt răng bánh răng lúc này là:

Ứng suất uốn sinh ra trên mỗi bánh răng phải thỏa mãn điều kiện bền uốn đối

với mỗi bánh răng Điều kiện bền uốn được viết nhưsau:

- dm1: đường kính trung bình của bánh răng chủ động (mm)

- Y β: hệsốkể đến độnghiêng của răng, với răng thẳngY β=1

Z vn2= Z 2

cosδ2=

90 cos71,560=284,53

Với x1 = 0,31 và x2 = - 0,31, dựa vào các thông sốtrên và tra bảng 6.18/trang 109 (tập 1) ta được:{Y F 1=3,57

Y F 2=4,14

Ta có: KF là hệsốtải trọng khi tính vềuốn và KF = KFβ.KFα.KFV trong đó:

- KFβ: Hệ số kể đến số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

K be= b

R e=

39,438 118,58=0,33=¿

K be .u brc

2−K be =

0,33.3 2−0,33=0,592Tra bảng 6.21/trang 113, với các sốliệu đã có ta được KFβ= 1,47

- KFα: Hệsốkể đến sựphân bốkhông đểu tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp Với bánh răng côn răng thẳng:KFα= 1

- KFV : Hệsốkể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp

K FV=1+ v F b d m 1

2.T1 K Fβ K Fα

Trong đó: v F=δ F g0 v √d m 1(u1+ 1)

u1

Với go: hệsốkể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, ta có go = 53

δF: hệsốkể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, ta có δF = 0,016

Ta thay các giá trịvừa tính được vào công thức (12) và (13) ta được:

Tính chính xác ứng suất cho phép vềuốn:

Từcác công thức (2) và (4) ta có: [σ F]cx = [σ F].YR.YS.KXF

Trong đó: YR = 1 (Theo tài liệu tập 1)

YS= 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(1,7) = 1,04

KXF= 1 (Do dae2= 228,6 mm < 400 mm)[σ F 1] = 252 (MPa)

Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:

Chiều dài côn ngoài Re= 118,58(mm)

Theo các công thức trong bảng 6.19/trang 111 (tập 1) ta tính được:

Đường kính chia ngoài de1= 73,5(mm)

de2= 225(mm)Đường kính trung bình dm1= 62,475(mm)

dm2= 187,58(mm)

δ2= 71,56 0

Chiều cao răng ngoài he= 5,5(mm)

Chiều cao đầu răng ngoài hae1= 3,275(mm)

hae2= 1,725(mm)Chiều cao chân răng ngoài hfe1= 2,225(mm)

hfe2= 3,775(mm)Đường kính đỉnh răng ngoài dae1= 79,7 (mm)

- T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, T2= 127450 (Nmm)

- [σH]': Ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH ]' = 440,91 (MPa)

- u2 = ubrt: Tỉ số truyền của bộ truyền cấp chậm, u2= 4

Giá trị của KHβphụthuộc vịtrí của bánh răng đối với các ổvà hệsố ψbd, được

tra trong bảng 6.7/trang 98

Do bộtruyền ta thiết kếcó vịtrí bánh răng lắp ứng với sơ đồ 5 (bảng 6.7/trang 98) nên ψbd = 0,865và H3, H4< HB 350 nên theo bảng 6.7 ta tra được K Hβ=1,07 và K Fβ= ¿1,16

Thay các giá trịtìm được ởtrên vào công thức (16) ta có:

a w=43 (4 +1) 3

√440,91127450 1,072 4 0,3=179,77(mm)

Lấy a w=180(mm)

Giữa khoảng cách trục aw, sốrăng bánh nhỏZ3, sốrăng bánh lớn Z4, góc nghiêng βcủa răng

và môđun trong bộtruyền ăn khớp ngoài, liên hệ với nhau theo công thức:

a w=m n(Z3+Z4)

- Góc nghiêng β = 0 (do là răng trụ răng thẳng)

- Xác định số răng bánh nhỏ theo công thức 6.19:

z3= 2 a w

m n(u2+1)=

2.180 3.(4+1)=24

c) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau:

σ H=Z M Z H Z ε .√2 T2 K H(u2+ 1)

Trong đó:

ZM: hệsốkể đến cơtính vật liệu của các bánh răng ăn khớp

Tra bảng 6.5/trang 96, vì vật liệu bánh nhỏvà bánh lớn đều làm bằng thép nên ta chọn: ZM= 274 MPa1 /3

ZH: hệsốkể đến hình dạng bềmặt tiếp xúc

Z H=√2cos β b

sin 2α tw (19)

Ở đây βb: góc nghiêng của răng trên hình trụcơsở

tg β b=cosαt t gβ

Với αt và αwt lần lượt là góc prôfin răng và góc ăn khớp

Ta có: α tw=α t=arctg(cosβ tgα )=arctg(tg 201 )=200

(trong đó theo TCVN 1065-71 thì góc prôfin gốc α = 20 0)

K Hα:hệsốkể đến sựphân bốkhông đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp

và được tra trong bảng 6.14/trang 107

Đểtra được giá trị của KHα và KHV ta phải tính vận tốc vòng của bánh răng chủ động,sau đó chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng, từtrịsốcủa cấp chính xác ta tra các hệsốtrên

Với go: hệsốkể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

Do mn = 3< 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16/trang

107 ta được go= 73

δH: hệsốkể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Do độrắn mặt răng bánh bị động HB4< 350 HB và dạng răng là răng thẳng nên:

σ Hmoi=σ Hcu .√b wcu

b wmoi=402,8.√66,1569 =378,28(MPa)

=>Vậy σH = 378,28 (MPa)< [σH]cx = 382,66 (MPa) nên bộ truyền đảm bảo về tiếp xúc

d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độbền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trịcho phép:

dw3: đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động, dw3= 72(mm)

T2: mômen xoắn trên bánh chủ động, T2= 127450(Nmm)

Yε: hệsốkể đến sựtrùng khớp của răng

Y Ԑ= 1

Ԑ α=

1 1,73=0,58

Yβ: hệsốkể đến độnghiêng của răng

Z V 4= Z4

cos 3β=

96 cos 3 0=96

Từcác sốliệu trên ta tra bảng 6.18/trang 109 ta được:Y F 3=3,9 và Y F 4=3,6

KF: hệsốtải trọng khi tính vềuốn, KF = KFβ.KFα.KFV

Với: go: hệsốkể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng

Do mn = 3< 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16/trang 107

ta được go= 73

δH: hệsốkể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

Do độrắn mặt răng bánh bị động HB4< 350 HB và dạng răng là răng trụ răng thẳng nên:

 Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn:

[σ F 4]cx=[σ F 4].Y R Y S K X F=205,71.1 1,03 1=211,88 (MPa)

Ta có: σ F 3=92,93 ( MPa) ¿ [σ F 3]cx=227,77(MPa)

σ F 4=85,78 (MPa) ¿[σ F 4]cx=211,88(MPa)

Vậy bộtruyền đảm bảo độbền uốn

e)Các thông sốvà kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng:

da4= 294(mm)Đường kính đáy răng df3 = 64,5 (mm)

df4 = 88,5(mm)Góc profin răng αt = 200

II.Kiểm tra điều kiện bôi trơn và chạm trục:

1.Kiểm tra điều kiện bôi trơn:

Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt

và đềphòng các tiết máy bịhan gỉcần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp

Theo mục 18.3.1 – Các phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc (tập 2) thì với bộ truyền bánh răng có vận tốc vòng v ≤12 m/s thì dùng phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho hộp giảm tốc (hộp giảm tốc bánh răng côn – răng trụ2 cấp)

a)Mức dầu tối thiểu X min :

- Với bánh răng côn:

X 2 min=d ae2

2 −b sin δ2 +5=226,09

2 −39,438.sin 71,56

0 +5=80,63(mm)

Vì v = 4,16 m/s > 1,5 m/s nên mức dầu max cách mức dầu min là 10 mm.

Nên: X2max= X2min– 10 = 80,63 – 10 = 70,63 (mm)

Vậy X4max= X4min– 73,5 = 133,5 – 73,5 = 60 (mm)

Mức dầu chung cho toàn hộp giảm tốc:

Xmin= min (X2min; X4min) = min (80,63 ; 133,5) = 80,63 (mm)

Xmax= max (X2max; X4max) = max (70,63 ; 60) = 70,63 (mm)

Ta có chiều sâu ngâm dầu:

Δ X=X min−X max=80,63−70,63=10 (mm )>5(mm)

Vậy điều kiện bôi trơn được thỏa mãn

2.Kiểm tra điều kiện chạm trục:

d sb III: đường kính sơbộcủa trục III

Theo công thức 10.9 (tập 1): d sb III

=√3 T3

0,2[τ ]

Trong đó:

T3: mômen xoắn trên trục III (Nmm)

[τ]: ứng suất xoắn cho phép (MPa)

Với vật liệu trục là thép 45 thì [τ] = 15 30MPa (lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trịsốlớn đối với trục ra)

Vì lúc này tính đường kính trục không xét đến ứng suất uốn, nên để bù lại phải lấy [τ] thấpxuống khá nhiều

Lấy [τ] = 25 (MPa) ta có: d sb III=√3 4895900,2.25 =46,1(mm)

Suy ra bánh răng côn 2 không chạm vào trục III

Vậy điều kiện vềchạm trục được thỏa mãn

III.Tính toán thiết kế bộ truyền xích:

Thiết kếtruyền động xích bao gồm các bước:

- Chọn loại xích

- Chọn sốrăng đĩa xích, xác định bước xích theo chỉtiêu về độbền mòn và xác định các thông sốkhác của đĩa xích và bộtruyền

- Kiểm tra xích về độbền (đối với xích bịquá tải)

- Thiết kếkết cấu đĩa xích và xác định lực tác dụng lên trục

1.Chọn loại xích:

Có 3 loại xích: xích ống, xích con lăn và xích răng Trong đó:

- Xích ống: đơn giản, giá thành hạvà khối lượng giảm vì không dùng con lăn, nhưng cũng vì thếmà bản lềmòn nhanh, mà mòn bản lề là dạng hỏng nguy hiểm và thường là nguyên nhân chủyếu làm mất khảnăng làm việc của bộ truyền xích Vì vậy chỉdùng xích ống với các bộtruyền không quan trọng mặt khác yêu cầu khối lượng nhỏ

- Xích con lăn: Vềkết cấu giống nhưxích ống, chỉ khác phía ngoài ống lắp thêm con lăn, nhờ đó có thểthay thếma sát trượt giữa ống và răng đĩa bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa Kết quảlà độbền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó không phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng khá rộng rãi

Nó dùng thích hợp khi vận tốc làm việc dưới 10 đến 15 m/s Nên ưu tiên dùng xích một dãy, nhưng ởcác bộtruyền quay nhanh, tải trọng lớn nên dùng xích 2, 3 hoặc

4 dãy vì sé làm giảm được bước xích, giảm tải trọng động và kích thước khuôn khổcủabộtruyền

- Xích răng: Có ưu điểm khảnăng tải lớn, làm việc êm, nhưng chế tạo phức tạp và giá thành đắt hơn xích con lăn, do vậy chỉnên dùng xích răng khi vận tốc xích trên 10 đến

15 m/s

Với bộtruyền xích ta đang thiết kế có:

Vận tốc đĩa xích dẫn là không cao:n3= 121,25 (vg/ph)

=>Nên dựa theo những phân tích trên ta chọn loại xích con lăn

2.Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích:

a.Chọn số răng đĩa xích:

Vì bộtruyền xích có ux = 3,56 và loại xích là xích con lăn nên theo bảng 5.4/trang 80 (tập 1/Trịnh Chất) ta chọn sốrăng đĩa nhỏlà: Z1= 25(răng)

Do đó sốrăng đĩa lớn: Z2= ux.Z1= 3,56.25 = 89 (răng) Lấy Z2 = 89< Zmax = 120

=>Tỉsốtruyền thực tếcủa bộtruyền: u x=Z2

Z1=

89

25=3,56

b.Xác định bước xích p:

Bước xích p được xác định từchỉtiêu về độbền mòn của bản lề Điều kiện đảm bảo chỉtiêu về độbền mòn của bộtruyền xích được viết dưới dạng:

Trong đó: Pt: công suất tính toán

P: công suất cần truyền

P = PIII = 6,216(kW)[P]: công suất cho phép

k: hệsốsửdụng k = k0kakđckbtkđkc (2.2)

Với: k0:hệsốkể đến ảnh hưởng của vịtrí bộtruyền

ka: hệsốkể đến khoảng cách trục và chiều dài xích

kđc: hệsốkể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích

kbt: hệsốkể đến ảnh hưởng của bôi trơn

kđ: hệsốtải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng

kc: hệsốkể đến chế độlàm việc của bộtruyềnTrị sốcác hệsốtrên được tra trong bảng 5.6/trang 82 (Tập 1/Trịnh Chất)

- Đường nối tâm 2 đĩa xích so với đường nằm ngang là 00< 600nên: k0= 1

- Chọn khoảng cách trục a = 30p nên: ka= 1

- Vịtrí trục không điều chỉnh được nên: kđc= 1,25

- Môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn II (đạt yêu cầu theo bảng

5.7/trang 82) nên: kbt= 1,3

- Tải trọng là tải va đập nhẹ, nên : kđ= 1,2

- Tỷlệsốgiờlàm việc/ngày là 2 ca nên: kc= 1,25

Vì số mắt xích nên lấy là sốchẵn, nên ta chọn x = 120

Với x = 120 ta tính lại khoảng cách trục a theo sốmắt xích chẵn xc= 120

1000.6,216 2,245 =2768,8 (N)

Fv: lực căng do lực li tâm sinh ra, F v=q v2=7,5.2,2452=37,8(N )

Fo: lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, Fo = 9,81.kf.q.a

Với: a: khoảng cách trục a = 1318,68 (mm) = 1,31868(m)

kf: hệsốphụthuộc độvõng f của xích và vịtrí bộtruyền

Do bộtruyền xích nằm ngang nên kf= 6Vậy: Fo = 9,81.6.7,5.1,31868 = 582,13 (N)

Nên theo (3.1) ta có:

k d F t+F o+F v=

172400 1,2.2768,8+582,13+37,8=43,728

[s]: hệsốan toàn cho phép

Theo bảng 5.10/trang 86, ứng với p = 44,45(mm) và n3 = 121,25(vg/ph) thì xích con lăn có [s] = 9,3

Vậy s > [s] (thỏa mãn 3.1) nên bộtruyền xích đã đảm bảo đủbền

4.Xác định các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục:

a)Xác định các thông sốcủa đĩa xích:

b)Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

Ứng suất tiếp xúc σHtrên mặt răng đĩa xích phải thỏa điều kiện:

Tra bảng 5.6/trang 82 (tập 1) ta được kđ= 1,2 (tải va đập nhẹ)

- kr: hệsốkể đến ảnh hưởng của sốrăng đĩa xích, nó phụthuộc vào Z1

Với Z1= 25 thì ta có kr1= 0,4 Với Z2= 89 thì ta có kr2= 0,28

Tra bảng 5.12/trang 87, ứng với p = 44,45(mm) và xích con lăn 1 dãy

ta được: A = 473 (mm2)Từcác sốliệu trên, theo (4.1) ta có:

σ H 1=0,47√0,4 (2768,8.1,2+13,84) 2,1.105

473.1 =361,78(MPa)

Theo (4.2) ta có: σ H 2=361,78√0,280,4 =302,68(MPa)

Nhưvậy dùng thép 45, tôi cải thiện đạt độrắn HB210 sẽ đạt được ứng suất cho phép [σH] =

600 MPa, đảm bảo được độbền tiếp xúc cho răng đĩa 1 và đĩa 2 vì (4.1) và (4.2) được thỏa mãn

Vậy: σ H 1 ≤ [σ H]

σ H 2 ≤ [σ H] (với cùng vật liệu và nhiệt luyện)

=>Vậy đĩa xích đảm bảo độbền tiếp xúc

CHƯƠNG III:

THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI

I.Tính toán thiết kế trục:

Tính toán thiết kếtrục bao gồm các bước:

- Chọn vật liệu

- Tính thiết kếtrục về độbền

- Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

- Trường hợp cần thiết tiến hành kiểm nghiệm trục về độcứng Đối với trục quay nhanh còn kiểm nghiệm trục về độ ổn định dao động

1.Chọn vật liệu:

Hộp giảm tốc chịu tải trung bình thì ta chọn vật liệu cho các trục là thép 45 thường hóa có:

σ ch= 600 MPa

σ ch= 340 MPaĐộrắn: HB = 170 … 217 MPa

2.Tính thiết kế trục:

Tính thiết kếtrục tiến hành theo các bước:

- Xác định tải trọng tác dụng lên trục

- Tính sơbộ đường kính trục

- Định khoảng cách giữa các gối đỡvà các điểm đặt tải trọng

- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

a)Lực tác dụng từcác bộtruyền bánh răng:

Giảsửchiều quay của trục động cơ(trục I) nhưhình vẽta có sơ đồ phân tích lực với chiều nghiêng hợp lý của bộtruyền bánh răng trụrăng nghiêng

- Bộtruyền bánh răng côn răng thẳng:

Lực vòng: F t 1=2T1

d m 1=

2.44700 62,475 =1431(N )

Ở đây dùng khớp nối trục vòng đàn hồi vì nó có cấu tạo đơn giản, dễchế tạo, dễ thaythếvà làm việc tin cậy (được dùng khá phổbiến với tải trọng trung bình)

Thay các sốliệu vào (2) ta được: Tt= 1,5.45150 = 67725 (Nmm)

Với Tt= 67,725(Nm) thì dựa vào bảng 16.10a/trang 68 (tập 2), ta có: Do= 90 (mm)Vậy ta thay Do= 90(mm) và Tđc= 45150(Nmm) vào (1) ta được:

Trong đó: Tk: mômen xoắn trên trục thứ k ( k = 1…3),(Nmm)

[τ]: ứng suất xoắn cho phép, (MPa)Với vật liệu trục là thép 45 thì[τ]= 15…30 MPa (lấy trịsố nhỏ đối với trục vào của hộp

giảm tốc, trịsốlớn đối với trục ra)

Theo công thức thực nghiệm thì nếu dùng (3) để tính đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nồi với trục động cơthì đường kính này tối thiểu phải lấy bằng (0,8…1,2)dđc

Vì hộp giảm tốc ta đang thiết kếcó trục I là trục đầu vào của hộp giảm tốc và nó được nồi với trục động cơbằng khớp nối nên ta dùng công thức thực nghiệm để xác định đường kínhsơbộcủa nó

Các đường kính tính được nên lấy tròn đến các giá trị0 và 5 để dùng nó làm căn cứ đểchọnmột sốkích thước chiều dài trục.

- Đường kính sơ bộ của trục I: dI= (0,8…1,2)dđc

Với dđclà đường kính trục động cơ 4A132S4Y3 (đã chọn ở phần I), vậy theo bảng phụlục P1.7/trang 242 (tập 1)_Kích thước động học của động cơ4A ta có: dđc= 38 (mm)

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

Chiều dài trục cũng nhưkhoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ

đồ động, chiều dài mayơcủa các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và các yếu tốkhác

Từ đường kính sơbộd của các trục, sửdụng bảng 10.2/trang 189 (tập 1) xác định gần đúng chiều rộng ổlăn bo tương ứng

k: Sốthứtựcủa trục trong hộp giảm tốc (k = 1…3)

i: sốthứtựcủa tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ

i = 2…s, với s là sốcác chi tiết quay (bánh răng, đĩa xích, và khớp nối)

lk1: khoảng cách giữa các gối đỡ0 và 1 trên trục thứk

lki: khoảng cách từgối đỡ0 đến tiết diện thứi trên trục thứ k

lmki: chiều dài mayơcủa chi tiết quay thứi (lắp trên tiết diện i) trên trục k ;

lcki: khoảng côngxôn (khoảng chìa) trên trục thứk, tính từchi tiết thứi ởngoài

hộp giảm tốc đến gối đỡ

lcki = 0,5(lmki+ bo) + k3+ hn (4)Với: k3: khoảng cách từmặt mút chi tiết quay đến nắp ổ(bảng 10.3/trang 189(tập 1))

hn: chiều cao nắp ổvà đầu bulông (bảng 10.3/trang 189(tập 1))

bki: chiều rộng vành răng thứi trên trục thứk

 Chiều dài mayơ đĩa xích:

lm33 = (1,2 ÷1,5)dIII = (1,2 ÷1,5).46 = (55,2 ÷ 69) (mm) Lấy lm33= 60 (mm)

 Chiều dài mayơbánh răng côn:

Chiều dài mayơbánh răng côn lắp trên trục I:

lm13 = (1,2 ÷1,4)dI= (1,2 ÷1,4).32 = (38,4 ÷ 44,8) (mm)Lấy lm13= 40(mm)

Chiều dài mayơbánh răng côn lắp trên trục II:

lm23= (1,2 ÷1,4)dII= (1,2 ÷1,4).34 = (40,8 ÷ 47,6) (mm)Lấy lm23= 45(mm)

 Chiều dài mayơbánh răng trụ:

Chiều dài mayơbánh răng trụlắp trên trục II:

lm22= (1,2 ÷1,5)dII= (1,2 ÷1,5).34 = (40,8 ÷ 51) (mm)Lấy lm22= 45(mm)

Chiều dài mayơbánh răng trụlắp trên trục III:

lm32= (1,2 ÷1,5)dIII= (1,2 ÷1,5).46 = (55,2 ÷ 69) (mm)