Đồ án môn Chi tiết máy

Đồ án tốt nghiệp

Chi tiết máy

Đồ án chi tiết máy

Lời nói đầu

Trong tất cả các máy móc cơ khí đều có sự chuyển động cơ học của các bộ phận của

máy. Muốn có sự chuyển động thì cần phải có năng lượng. Một trong những dạng năng lượng

dễ kiếm, dễ sử dụng và có thể có mặt ở khắp mọi nơi đó là điện năng. Trong lịch sử phát minh,

con người đã thấy rằng chỉ có động cơ điện là một thiết bị tối ưu nhất có tác dụng biến năng

lượng điện thành cơ năng để thực hiện một chuyển động cơ học cần thiết.

Trong sản xuất công nghiệp, để nâng cao năng suất và hiệu quả kinh tế cũng như tính khả

thi người ta chỉ chế tạo ra các động cơ điện có công suất và vận tốc quay là một giá trị cụ thể

nào đó đã được lập trong các bảng tiêu chuẩn. Trong khi đó, các chuyển động cơ học trong các

máy móc lại cần những công suất bất kì, không theo một dẫy số tiêu chuẩn nào. Vì vậy, các

động cơ điện không thể truyền trực tiếp công suất sang cho các hệ thống chuyển động mà phải

thông qua thiết bị chuyển đổi công suất dễ chế tạo hơn. Một trong các thiết bị như vậy là hộp

giảm tốc. Hộp giảm tốc là cơ cấu truyền động bằng ăn khớp trực tiếp, có tỉ số truyền không đổi

và được dùng để giảm vận tốc góc và tăng mômen xoắn.

Như vậy, ta thấy rằng, một hệ thống máy móc chuyển động cần phải có động cơ, bộ

truyền, hộp giảm tốc (hoặc hộp tăng tốc) và hệ thống tải. Một hệ thống như vậy được gọi là hệ

thống dẫn động cơ khí.

Trên thực tế , khi thiết kế một hệ thống dẫn động cơ khí ta phải khảo sát tất cả các số liệu

kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế. Nhưng trong đồ án môn học Chi Tiết Máy này, các số liệu

đã được cho trước và ta chỉ phải thiết kế hệ thống mà thôi.

1

Đồ án chi tiết máy

Mục Lục

Trang

Lời nói đầu-------------------------------------------------------------------------------------------1

Dữ liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế----------------------------------------------3

CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN------------------

1.1> Chọn động cơ.

1.2> Phân cấp tỉ số truyền.

1.2.1> Tỉ số truyền của hệ dẫn động.

1.2.2> Tốc độ vòng quay trên các trục.

1.2.3> Công suất và mômen xoắn trên các trục.

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN.

2.1> Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc.

2.1.1> Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép.

2.1.2> Tính toán cấp chậm.

2.1.3> Tính toán cấp nhanh.

2.2> Thiết ké bộ truyền xích.

2.2.1> Chọn loại xích.

2.2.2> Xác định các thông số bộ truyền xích.

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC, CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI.

3.1> Chọn vật liệu và tính các khoảng cách, lực.

3.1.1> Xác định sơ bộ đường kính trục.

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

3.1.3> Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục.

3.2> Thiết kế trục và chọn ổ lăn.

3.2.1> Tính trục.

3.2.2> Chọn ổ lăn.

3.3> Chọn khớp nối.

CHƯƠNG 4: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC.

2

Đồ án chi tiết máy

Tài liệu tham khảo

[1]. Trịnh Chất, Lê Văn Uyển – Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí.

Tập1,2

Nxb Giáo dục. Hà Nội.

[2]. Nguyễn Trọng Hiệp – Chi tiết máy.

Tập1,2

Nxb Giáo dục. Hà nội 1994

[3]. Ninh Đức Tốn – Dung sai và lắp ghép.

Nxb Giáo dục. Hà nội 2004

[4]. Đỗ Sanh, Nguyễn Văn Vượng, Phan Hữu Phúc – Giáo trình cơ kỹ thuật.

Nxb Giáo dục Hà nội 2002.

3

Đồ án chi tiết máy

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Thiết kế hệ dẫn động xích tải

Phần 1: Thuyết minh

ÌDữ liệu kĩ thuật phục vụ cho đề tài thiết kế

• Tmm = 1,4.T1 1. Động cơ

• T2 = 0,5.T1 2. Nối trục đàn hồi

• t1 = 6 (h)

• t2 = 9 (h)

• tck = 16 (h)

3. Hộp giảm tốc

4. Bộ truyền xích

5. Xích tải

Số liệu cho trước:

1. Lực kéo xích tải-------------------------------------: F = 4.000 (N)

2. Vận tốc xích tải-------------------------------------: v = 0,25

3. Số răng đĩa xích tải--------------------------------: z = 30

4. Bước xích tải-----------------------------------------: p = 25,4

(m/s)

(mm)

5. Thời hạn phục vụ-----------------------------------: I_h= 23.000(h)

6. Số ca làm việc---------------------------------------: 2

7. Góc nghiêng đường nói tâm bộ truyền ngoài: 30⁰.

8. Đặc tính làm việc------------------------------------: va đập nhẹ

Khối lượng thiết kế :

1. Một bản vẽ lắp hộp giảm tốc - khổ A0.

2. Một bản vẽ chế tạo chi tiết - khổ A3 .

3. Một bản thuyết minh.

4

Đồ án chi tiết máy

CHƯƠNG1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN CẤP TỈ SỐ TRUYỀN.

1.1,Chọn động cơ.

F.v

4000.0,25

- Công suất công tác trên xích tải:

P_ct=

=

= 1 (KW)

1000

1

P

ct

- Công suất yêu cầu trên trục động cơ:

P_yc=

=

= 1,143 (KW)

η_Σ

0,875

Trong đó: η_Σ: Hiệu suất tổng của bộ truyền.

η =

= 0,99. 0,93. 0,95 = 0,875

η_ng1∗η_{ng 2}∗η_h

Σ

η_ng1= 0,99 : Hiệu suất nối trục đàn hồi.

η_{ng 2}= 0,93 : Hiệu suất bộ truyền xích.

η_h= 0,95: Hiệu suất hộp giảm tốc.

Chọn u_h= 18 ; u_ng2= 4 ; ( u_ng1= 1). Suy ra u_Σ= 18. 4.1 = 72

Số vòng quay sơ bộ của động cơ : n_sb= n_ct. u_Σ= 19,69 . 72 = 1418 (vòng/phút)

60000.v

z.p

60000.0,25

30.25,4

Trong đó: Số vòng quay trên trục công tác:

n_ct=

=

=19,69(vg/ph)

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ là: n_đb= 1500(vòng/phút)

Theo bảng P1.2 [1] tập1: Với P_yc= 1,143 và n_đb= 1500(vòng/phút)

⇒ Chọn động cơ DK41- 4;

có P_đc= 1,7 (KW) , n_đc= 1420 (vòng/phút)

T_K

T_mm

T₁

Hệ số quá tải K_qt=

= 1,4 ≥

= 1,4

T_dn

Khối lượng động cơ:

G = 39 (kg)

Đường kính trục động cơ d_đc= 25 (mm)

1.2,Phân cấp tỉ số truyền:

1.2.1,Tỷ số truyền của hệ dẫn động:

n_dc

1420

u_Σ=

=

= 72

n_ct19,69

u_Σ

u_ng1.u_{ng 2}1.4

72

Tỉ số truyền chung của hộp giảm tốc:

u_h=

=

= 18

Ta có :

u_h= u₁.u₂= 18

Theo bảng(3.1), [1], tập1 tìm được: u₁= 5,31 ; u₂= 3,39

Trong đó:

u₁: Tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc

u₂: Tỉ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc

1.2.2, Tính tốc độ quay trên các trục:

5

Đồ án chi tiết máy

9 Trên trục công tác:

n_ct= 19,69 (vòng/phút)

9 Trục III :

9 Trục II :

9 Trục I :

n_III= n_ct. u_ng2= 19,69 . 4 = 78,76(vòng/phút)

n_II= n_III. u₂= 78,76 . 3,39 = 267(vòng/phút)

n_I= n_đc=1420 (vòng/phút)

1.2.3, Công suất và mômen trên các trục:

9 Trục công tác:

P_ct= 1 (KW)

T_ct= 9,55. 10⁶.

1

= 485017,8 (Nmm)

19,69

P

1

ct

9 Trục III:

P_III=

=

= 1,075 (KW)

η_{ng 2}0,93

1,075

78,76

T_III= 9,55. 10⁶.

= 130348,5 (Nmm)

P

1,075

III

9 Trục II :

P_II=

=

= 1,12 (KW)

η_III−IIη_ol.η_BR0,99.0,97

1,12

T_II= 9,55 . 10⁶.

= 40060 (Nmm)

267

1,12

P

II

9 Trục I :

P_I=

=

= 1,1663 (KW)

η_ol.η_BR0,99.0,97

1,1663

T_I= 9,55. 10⁶.

= 7843,8 (Nmm)

1420

1,1663

P

I

9 Trục động cơ:

P_đc=

=

=1,178 (KW)

η_ol

0,99

1,178

1420

T_đc= 9,55. 10⁶.

= 7922,5 (Nmm)

Trong đó:

η_ol:Hiệu suất 1 cặp ổ lăn.

η_BR: Hiệu suất 1 cặp bánh răng.

Trục

Động cơ

I

II

III

Làm Việc

Thông số

Tỉ số truyền u

1

5,31

3,39

4

Công suất P (KW)

Số vòng quay n(vg/ph)

Mômen xoắn T(N.mm)

1,178

1420

7922,5

1,1663

1420

7843,8

1,12

267

40060

1,075

78,76

130348,5 485017,8

1

19,69

CHƯƠNGII: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN:

6

Đồ án chi tiết máy

2.1,Thiết kế bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc:

2.1.1,Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép:

9 Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau:

Cụ thể, theo bảng 6.1 [1] tập1 chọn:

Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241…285,cóσ_b1= 850MPa,σ_ch1= 580MPa

Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192...240,cóσ_b2= 750MPa,σ _ch2= 450MPa

9 Phân cấp tỉ số truyền u_h=18; cấp nhanh là u₁= 5,31 ; u₂= 3,39.

9 Xác định ứng suất cho phép:

Theo bảng 6.2 , [1], tập1, với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180..350.

σ _H⁰_lim= 2HB + 70;S_H= 1,1; σ _F⁰_lim= 1,8HB;S_F= 1,75;

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB₁= 245 ; độ rắn bánh lớn HB₂= 230. Khi đó:

σ _H⁰_lim1= 2HB₁+ 70 = 2.245 + 70 = 560MPa; σ _F⁰_lim1= 1,8HB₁= 1,8.245 = 441MPa.

σ _H⁰_{lim 2}= 2HB₂+ 70 = 2.230 + 70 = 530MPa; σ _F⁰_{lim 2}= 1,8HB₂= 1,8.230 = 414MPa.

Theo (6.7), [1], tập1 có: N_HE= 60cΣ (T T )³.n_i.t_i

i

max

t_i

1420

5,31

6

9

⎛

⎝

⎞

⎟

3

(

T_iT_max

)

.

N_HE2= 60c.(n₁/u₁).

t Σ

= 60.1.

.23000 1³.

+ 0,5³.

= 1,75.10⁸〉N

⎜

Σ

HO2

Σt_i

6 + 9

⎠

⇒ K_HL2=1; Tương tự: ⇒ K_HL1=1;

Như vậy theo (6.1a),[1],tập1, sơ bộ xác định được:

K_HL

[

σ _H

]

= σ _H⁰_lim

.

S_H

K_HL1

560.1

1,1

[σ _H

= σ _H⁰_lim1

.

=

= 509MPa

1

S_H

K_HL2

S_H

530.1

1,1

[σ _H

]

= σ _H⁰_lim2

.

=

= 481,8MPa

2

'

(

[

σ

]

_H

] [

, σ

[

σ _H

]

)

= 481,8MPa

509 + 481,8

2

Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng

⇒ σ

[

]

= min

H

1

2

[

σ _H

+

]

''

1

2

Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng⇒

[

σ _H

]

=

= 495,4MPa

2

t_i

Σt_i

⎞

6

Σ

(

T_iT_max

)

.

Theo (6.8),[1],tập1: N_FE= 60c.t_Σ

1420

5,31

6

9

⎛

⎝

N

_FE2= 60c

.23000. 1⁶.

+ 0,5⁶.

= 1,51.10⁸; N_fE2> N_FO= 4.10⁶

⎜

⎟

⎠

6 + 9

7

Đồ án chi tiết máy

⇒ K_FL2=1; tương tự K_FL1=1

Theo (6.2a),[1],tập1, với bộ truyền quay 1 chiều: K_FC= 1, ta có

441.1.1

K_FL1

[

σ _F1

]

= σ _F⁰_lim1.K_FC.

=

= 252MPa

S_F

1,75

414.1.1

1,75

K_FL2

[

σ _{F 2}

]

= σ _F⁰_{lim 2}.K_FC.

=

= 236,6MPa

S_F

ứng suất quá tải cho phép: Theo (6.13) và (6.14),[1],tập1 có:

[

σ _H

]

= 2,8.σ_ch2= 2,8.450 = 1260MPa

= 0,8.σ _ch1= 0,8.580 = 464MPa

= 0,8.σ_ch2= 0,8.450 = 360MPa

max

[σ _F1

]

max

[σ _{F 2}

]

max

2.1.2, Tính toán cấp chậm ( bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng )

♦ Xác định sơ bộ khoảng cách trục :

T_II.K_Hβ

a_w2= K_a(u₂+1).₃

2

[σ _H]^''.u₂.ψ _ba

trong đó :

ψ _ba: hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Tra bảng (6.6),[1],tập1,ta

chọn ψ _ba= 0,4

K_a: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng (6.5),[1], tập1

được K_a= 43.

K_Hβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp

xúc.Với hệ số ψ _bd= 0,53.ψ _ba.(u₂+1) = 0,53.0,4.(3,39+1) = 0,93 ; tra bảng (6.7), [1], tập1, ta

được K_Hβ= 1,15 ; K_Fβ= 1,32 (sơ đồ 3).

40060.1,15

495,4².3,39.0,4

3

a_w2= 43(3,39 +1).

= 97,65(mm)

=> lấy a_w2= 115(mm).

♦ Xác định các thông số ăn khớp

Môđun m = (0,01÷0,02).a_w2= (0,01÷0,02).115 = 1,15÷2,3 mm. Chọn m=1,5 (bảng 6.8, [1])

Chọn sơ bộ β = 30⁰⇒ cos β = 0,866

Số răng bánh nhỏ (công thức 6.31),[1], tập1.

2.a_w2.cosβ

m(u₂+1)

2.115.0,866

z₁=

=

= 26,3 => lấy z₁= 26

1,5.(3,39 +1)

Số răng bánh lớn

z₂= u₂.z₁= 3,39.26 = 88,14 => lấy z₂= 88

Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :

8

Đồ án chi tiết máy

z₂

88

u_m=

=

= 3,38

z₁26

m.(Z₁+ Z₂)

2.a_w2

1,5.(26 + 88)

Khi đó:

cosβ =

=

= 0,855 ⇒ β = 31,24⁰= 31⁰14^'24^''

2.115

♦ Các thông số cơ bản của bộ truyền :

Góc prôfin gốc :α =20⁰(theo TCVN 1065-71).

Góc nghiêng răng : β =31⁰14'24"

0

⎛

⎞

⎛

⎞

tgα

tg20

0

⎜

⎟

α = arctg⎜

⎟

=

arctg

= 23 3'33"

Góc prôfin răng

Góc ăn khớp:

:

t

⎜

cosβ

0,855

⎝

⎠

⎝

⎠

mcosα

2.a_w2

1,5cos20⁰

2.115

⎡

⎤

⎡

⎤

α_tw= arccos

(

Z₁+ Z₂

)

.

= arccos

(

26 + 88

)

.

= 36⁰32'25"

⎢

⎣

⎥

⎦

⎢

⎥

⎦

⎣

Khoảng cách trục :

Mô đun:

a_w2= 115(mm)

m=1,5mm

Chièu rộng vành răng:

b_w=ψ _ba.a_w2= 0,4.115 = 46(mm)

⇒Mỗi bánh răng có chiều rộng vành răng là: 23 mm

Số răng mỗi bánh răng:

Tỉ số truyền cấp chậm:

Z₁= 26 ; Z₂= 88

u_m= 3,38

z₁

cos(β)

z₂

26

0,855

88

Đường kính chia

:d₁= m.

d₂= m.

= 1,5.

= 45,6(mm)

= 154,4(mm)

= 1,5.

cos(β)

0,855

2a_w2

2.115

Đường kính lăn

:d_w1=

=

= 45,66(mm)

u_m+1 3,38 +1

d_w2= d_w1.u_m= 45,66.3,38 = 154,3(mm)

Đường kính đỉnh răng :d_a1= d₁+ 2.m = 45,6 + 2.1,5 = 48,6(mm)

d_a2= d₂+ 2.m = 154,4 + 2.1,5 = 157,4(mm)

Đường kính đáy răng : d _{f 1}= d₁− 2,5.m = 45,6 − 2,5.1,5 = 41,85(mm)

d _{f 2}= d₂− 2,5.m = 154,4 − 2,5.1,5 = 150,65(mm)

Hệ số trùng khớp ngang:

⎡

⎤

⎥

⎦

⎛

⎞

⎡

⎤

1

⎛

⎜

⎞

⎟

⎜

⎟

ε = 1,88 − 3,2

+

cos β = 1,88 − 3,2

+

.0,855 = 1,47

⎢

α

⎢

⎥

⎦

z₁z₂

26 88

⎝

⎠

⎣

⎝

⎠

⎣

9

Đồ án chi tiết máy

40.sin31⁰14'24''

b_w.sin β

m.π

Hệ số trùng khớp dọc : ε_β=

=

= 4,4

1,5.π

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở :

tgβ_b= cosα_t.tgβ = cos 23⁰3'33''.tg31⁰14'24''= 0,558 ⇒ β_b= 29,16⁰= 29⁰9'36"

♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (tra bảng 6.5, [1], tập1⇒ Z_M= 274 MP

1

a³.

Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :

2.cos29,16⁰

sin(2.36,54⁰)

2.cosβ_b

sin 2α_tw

Z_H=

=

= 1,35

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

1

Z_ε=

=

= 0,825

ε_α

1,47

π.d_w1.n₂

60000

π.45,66.267

Vận tốc vòng của bánh răng :v =

=

= 0,64(m/ s) .Tra bảng 6.13, [1], tập1=>

60000

cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8.

Tra bảng (6.14), [1], tập1,với CCX9, v<2,5⇒ K_Hα= 1,13. K_Fα= 1,37

Tra bảng:

(6.16) được g₀= 73

(6.15) được δ_H= 0,002 ; δ_F= 0,006

a_w2

u_m

100

⇒υ_H= δ_H.g₀.v.

= 0,002.73.0,64.

= 0,508

3,38

υ_H.b_w.d_w1

2.T_II.K_Hβ.K_Hα

0,508.40.45,66

K_Hv=1+

= 1+

= 1,01

2.40060.1,15.1,13

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : K_H= K_Hβ.K_Hα.K_Hv= 1,15.1,13.1,01 = 1,3125 .

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

2.T_II.K_H.(u₂+1)

b_w.u₂.d_w²₁

2.40060.1,3125.(3,38 +1)

σ _H= Z_M.Z_H.Z_ε.

= 274.1,35.0,825

= 390MPa

40.3,38.45,66²

Từ cấp chính xác 8⇒ Z_R= 0,95; Với d_a< 700 ⇒ K_xH= 1; v = 0,64 < 5m/s⇒ Z_v= 1. Do đó

theo (6.1) và (6.1a)

10

Đồ án chi tiết máy

[

σ _H

]

=

[

σ _H

]

^''.Z_v.Z_R.K_xH= 495,4.1.0,95.1 = 470,6MPa

σ _H

Như vậy σ _H<

[

]

Vậy bánh răng đã chọn thoả mãn điều kiện tiếp xúc

♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

1

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y_ε=

=

= 0,68.

ε_α1,47

β ⁰

140

31,24

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y_β= 1−

= 1−

= 0,777 .

140

z₁

cos³β 0,855³

z₂

cos³β 0,855³

26

Số răng tương đương : z_v1=

z_v2=

=

= 42

88

=

= 141

Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x=0.

Tra bảng (6.18),[1], tập1ta được : Y_F1= 3,7

Y_{F 2}= 3,6

a_w2

u_m

100

υ_F= δ_F.g₀.v.

= 0,006.73.0,64.

=1,525

3,38

υ_F.b_w.d_w1

2.T_II.K_Fβ.K_Fα

1,525.40.45,66

K_Fv= 1+

= 1+

= 1,02

2.40060.1,32.1,37

Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K_F= K_Fβ.K_Fα.K_Fv= 1,32.1,37.1,02 = 1,84 .

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

2.T_II.K_F.Y_ε.Y_β.Y_F1

2.40060.1,84.0,68.0,777.3,7

σ _F1

=

= 105(MPa) < [σ _F1] = 252(MPa)

b_w.d_w1.m

40.45,66.1,5

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:

σ _F1.Y_{F 2}

105.3,60

σ _{F 2}

=

=102(MPa) < [σ _{F 2}] = 236,6(MPa)

Y_F1

3,7

♦ Kiểm nghiệm răng về quá tải :

T_maxT_mm1,4T₁

Hệ số quá tải K_qt=

=

=1,4

T

T₁

ứng suất tiếp xúc cực đại :

σ _{H max}= σ _H. K_qt= 390. 1,4 = 461,5(MPa) < [σ _H]_max= 1260(MPa) => đã thoả mãn điều kiện tránh

biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.

ứng suất uốn cực đại :

σ _F1max= σ _F1.K_qt= 105.1,4 = 147(MPa) < [σ _F1]_max= 464(MPa)

11

Đồ án chi tiết máy

σ _{F 2 max}= σ _{F 2}.K_qt= 102.1,4 = 142,8(MPa) < [σ _{F 2}

]

= 360(MPa) => đã thoả mãn điều kiện phòng

max

biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.

2.1.3, Tính toán cấp nhanh ( bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng )

♦ Xác định sơ bộ khoảng cách trục :

T_I.K_Hβ

[σ _H]^'².u₁.ψ _ba

a_w1= K_a(u₁+1).₃

trong đó :

ψ _ba: hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục, ta chọn ψ _ba= 0,3 (theo

bảng 6.6 [1],tập1)

K_a: hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng (6.5), [1], tập1

được K_a= 49,5.

K_Hβ: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp

xúc.Với hệ số ψ _bd=0,53.ψ_ba.(u₁+1)=0,53.0,3.(5,31+1)= 1, tra bảng(6.7),[1], tập1 K_Hβ=1,03 ;

K_Fβ= 1,05 (sơ đồ 7).

7843,8.1,03

481,8².5,31.0,3

3

a_w1= 49,5(5,31+1).

= 87,32(mm)

=> lấy a_w1= 90(mm).

♦ Xác định các thông số ăn khớp :

Môđun m=(0,01÷0,02). a_w1=(0,01÷0,02).90 = 0,9÷1,8 mm => tra bảng (6.8), [1], tập1,ta chọn

môđun pháp m=1,5.

Số răng bánh nhỏ

2.a_w1

m(u₁+1) 1,5.(5,31+1)

Số răng bánh lớn

z₂= u₁.z₁= 5,31.19 =100,89 => lấy z₂= 101.

2.90

z₁=

=

= 19,02 => lấy z₁= 19.

m(z₁+ z₂)

1,5(19 +101)

⇒ a_¦w1

=

= 90mm

2

Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là :

z₂

101

u_m=

=

= 5,316

z₁19

♦ Các thông số cơ bản của bộ truyền

12

Đồ án chi tiết máy

Góc prôfin gốc

: α =20⁰(theo TCVN 1065-71).

Góc nghiêng răng

: β =0 (vì là răng thẳng) => cos β =1.

Khoảng cách trục :

a_w1= 90(mm)

Mô đun

m= 1,5mm

Tỉ số truyền

u_m= 5,316

Hệ số dịch chỉnh

Số răng bánh răng

x₁= 0 ; x₂= 0

z₁= 19 ; z₂= 101

z₁

19

Đường kính chia

d₁= m.

= 1,5. = 28,5(mm)

cos(β)

1

z₂

101

1

d₂= m.

= 1,5.

= 151,5(mm)

cos(β)

Đường kính đỉnh răng

d_a1= d₁+ 2.m = 28,5 + 2.1,5 = 31,5(mm)

d_a2= d₂+ 2m = 151,5 + 2.1,5 = 154,5(mm)

2a_w1

2.90

u_m+1 5,316 +1

Đường kính vòng lăn

Đường kính đáy răng

:d_w1

=

= 28,5(mm)

d_w2= d_w1.u_m= 28,5.5,316 = 151,5(mm)

:d _{f 1}= d₁− 2,5.m = 28,5 − 2,5.1,5 = 24,75(mm)

d _{f 2}= d₂− 2,5.m = 151,5 − 2,5.1,5 = 147,75(mm)

:b_w=ψ _ba.a_w1= 0,3.90 = 27(mm)

Chiều rộng vành răng

Hệ số trùng khớp ngang :

⎡

⎤

⎥

⎦

⎛

⎞

1

⎡

1

1 ⎤

⎛

⎜

⎞

⎜

⎟

ε = 1,88 − 3,2

+

cos β = 1,88 − 3,2

+

.1 = 1,68

⎟

⎢

⎣

α

⎢

⎥

z₁z₂

19 101

⎝

⎠

⎣

⎦

⎝

⎠

♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra trong bảng “ Trị số của các hệ số

1

.... và Z_M” được Z_M= 274MPa³.

Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :

2.cosβ_b

sin 2α_tw

2.1

sin(2.20⁰)

Z_H=

=

= 1,764

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :

4 − ε_α

4 −1,68

Z_ε=

=

= 0,88

3

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp với bánh răng

thẳng K_Hα= 1.

13

Đồ án chi tiết máy

π.d_w1.n₁

60000

π.28,5.1420

Vận tốc vòng của bánh răng :v =

=

= 2,12(m/ s) .Tra bảng ”Chọn cấp chính

60000

xác theo vận tốc vòng” => cấp chính xác của bánh răng là 8(chọn theo bảng 6.13,[1],tập1)

Tra bảng:

(6.16) được g₀= 56

(6.15) được δ_H= 0,006 ; δ_F= 0,016

a_w1

u_m

90

⇒υ_H= δ_H.g₀.v.

= 0,006.56.2,12.

= 2,93

5,316

υ_H.b_w.d_w1

2.T_I.K_Hβ.K_Hα

2,93.27.28,5

K_Hv=1+

= 1+

= 1,14

2.7843,8.1,03.1

Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : K_H= K_Hβ.K_Hα.K_Hv= 1,03.1.1,14 = 1,174 .

ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc:

2.T₁.K_H.(u₁+1)

b_w.u₁.d_w²₁

2.7843,8.1,174.(5,316 +1)

σ _H= Z_M.Z_H.Z_ε.

= 274.1,764.0,88

= 425MPa

27.5,316.28,5²

Từ cấp chính xác 8⇒ Z_R= 0,95; Với d_a< 700 ⇒ K_xH= 1; v = 2,12 < 5m/s⇒ Z_v= 1. Do đó

theo (6.1) và (6.1a)

[

σ _H

]

=

[

σ _H

^'.Z_v.Z_R.K_xH= 481,8.1.0,95.1 = 457,71MPa

]

Như vậy σ _H<

[

σ _H

]

Vậy bánh răng đã chọn thoả mãn điều kiện tiếp xúc

♦ Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn

1

Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Y =

=

= 0,595.

ε

ε_α1,68

β ⁰

140

0

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Y_β= 1−

= 1−

= 1.

140

z₁

19

1

Số răng tương đương : z_v1=

z_v2=

=

=19

cos³β

z₂

cos³β

101

1

=101

Tra bảng (6.18),[1], tập1ta được : Y_F1= 4,08

Y_{F 2}= 3,6

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn

với bánh răng thẳng K_Fα= 1.

a_w1

u_m

90

υ_F= δ_F.g₀.v.

= 0,016.56.2,12.

= 7,816

5,316

14

Đồ án chi tiết máy

υ_F.b_w.d_w1

K_Fv= 1+

7,816.27.28,5

= 1+

= 1,365

2.T_I.K_Fβ.K_Fα

2.7843,8.1,05.1

Hệ số tải trọng khi tính về uốn : K_F= K_Fβ.K_Fα.K_Fv= 1,05.1.1,365 = 1,433 .

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động:

2.T₁.K_F.Y_ε.Y_β.Y_F1

2.7843,8.1,433.0,595.1.4,08

σ _F1

=

= 47,3(MPa) < [σ _F1] = 252(MPa)

b_w.d_w1.m

27.28,5.1,5

ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động:

σ _F1.Y_{F 2}

47,3.3,6

σ _{F 2}

=

= 41,7(MPa) < [σ _{F 2}] = 236,6(MPa)

Y_F1

4,08

♦ Kiểm nghiệm răng về quá tải :

T_maxT_mm1,4T₁

Hệ số quá tải K_qt=

=

=1,4

T

T₁

ứng suất tiếp xúc cực đại :

σ _{H max}= σ _H. K_qt= 425. 1,4 = 503(MPa) < [σ _H]_max= 1260(MPa) => đã thoả mãn điều kiện tránh

biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.

ứng suất uốn cực đại :

σ _F1max= σ _F1.K_qt= 47,3.1,4 = 66,22(MPa) < [σ _F1]_max= 464(MPa)

σ _{F 2 max}= σ _{F 2}.K_qt= 41,7.1,4 = 58,4(MPa) < [σ _{F 2}

]

= 360(MPa) => đã thoả mãn điều kiện phòng

max

biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.

2.2.Thiết kế bộ truyền xích:

2.2.1> Chọn loại xích:

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp ⇒dùng xích con lăn.

2.2.2> Xác định các thông số của xích và bộ truyền:

Theo bảng (5.4),[1], tập1, với u_x= 4, chọn số răng đĩa nhỏ Z₁= 25,

số răng đĩa lớn Z₂= u_x.Z₁= 4.25 = 100 <Z_max=120

15

Đồ án chi tiết máy

Theo công thức(5.3),[1],tập1.Công suất tính toán:

P_t= P.k.k_z.k_n

n₀₁

50

25

Z₁= 25⇒ k_z=

= 1; Chọn n₀₁= 50 ⇒ k_n=

=

= 2,54

z₁

n_ct19,69

Theo công thức (5.4) và bảng (5.6) có:

k = k₀.k_a.k_đc.k_đ.k_c.k_bt= 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95

Trong đó:

k₀=1 (vì tâm các đĩa xích làm với phương ngang 1 góc <40⁰)

k_a= 1 (a= 4p)

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

k_đ= 1,2 (va đập nhẹ)

k_c=1,25 (bộ truyền làm việc 2 ca)

k_bt=1,3 (Môi trường làm việc có bụi)

⇒ P = 1.1,95.1.2,54 = 4,953(KW )

t

P

4,953

1,7

t

Dùng xích 2 dãy⇒ k_d= 1,7 ⇒ P =

=

= 2,91(KW) < [P] = 3,2(kW)

d

k_d

Tra bảng (5.5) ,[1], tập1, ta được bước xích p = 25,4mm

Khoảng cách trục a = 40. 25,4 = 1016mm

Theo công thức (5.12), [1],tập1, số mắt xích

(Z₂− Z₁)².p

4.π ².a

2.a

(100 − 25)².25,4

4.π ².1016

x =

+ 0,5.(Z₁+ Z₂) +

= 2.40 + 0,5.(25 +100) +

=146mm

p

Z₁.n₁

25.19,69

15.146

Số lần va đập của xích(công thức 5.14)

Tính kiểm nghiệm xích về độ bền:

i =

=

= 0,225 <

[

i

]

= 30

15.x

Theo (5.15),[1] : s = Q/(k_đ.F_t+F₀+F_v)

Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q=113400 (N); khối lượng 1m xích là: q = 5kg

k_đ= 1,4 (tải trọng mở máy bằng 2 lần tải trọng danh nghĩa)

v=Z₁.p.n₁/60000 = 25.25,4.19,69/60000 = 0,2084 (m/s)

F_t= 1000P/v = 1000.1/0,2084 = 4798,5N

F_v= q.v²= 5.0,2084²= 0,217N

F₀= 9,81.k_f.q.a = 9,81.4.5.1,016 = 199,34N

Trong đó : k_f= 4 (bộ truyền nghiêng 1 góc <40⁰)

Do đó:

s = 113400/(1,4 . 4798,5 + 199,34 + 0,217) = 16,39

Theo bảng (5.10); với n₀₁= 50 vg/ph ⇒

[

s

]

= 7 .Vậy s > [s] : bộ truyền bảo đảm độ bền.

Đường kính đĩa xích

Theo (5.17), đường kính vòng chia đĩa xích :

d₁= p/sin(180/Z₁) = 25,4/sin(180/25) = 202,66mm

16

Đồ án chi tiết máy

d₂= p/sin(180/Z₂) = 25,4/sin(180/100) = 808,64 mm

Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc

Theo công thức (5.18): σ _H1= 0,47. k_r(F .K_d+ F_vd).E /

(

A.k_d

)

t

= 0,47. 0,42.(4798,5.1,2 + 0,63).2,1.10⁵/

Tương tự

(

306.1,7 = 464,4MPa

)

5

σ

(

)

_{H 2}= 0,47. 0,22.(4798,5.1,2 + 0,63).2,1.10 / 306.1,7 = 336MPa

k_r: tra bảng

A : tra bảng (5.12),[1]

Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB1700⇒

Như vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc.

[

σ _H= 500MPa

]

Lực tác dụng lên trục: Theo (5.20), F_r= k_x.F_t= 1,15.4798,5 = 5518,3

k_x= 1,15 (bộ truyền nghiêng 1 góc <40⁰)

CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC

3.1> Chọn vật liệu và tính các khoảng cách ,lực.

Trục chỉ chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 tôi cải thiện có

σ_b= 600(MPa), ứng suất xoắn cho phép [τ] =12..20(MPa) để chế tạo.

3.1.1> Xác định sơ bộ đường kính trục

T₁

7843,8

0,2.12

3

d₁=18(mm).

d₂= 28(mm).

d₁≥

d₂≥

d₃≥

=

= 14,84(mm) => chọn

= 25,56(mm) => chọn

0,2.[τ ]

T₂

40060

0,2.12

3

0,2.[τ ]

T₃

130348,5

0,2.12

3

= 37,87(mm) => chọn d₃= 40(mm).

0,2.[τ ]

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

17

Đồ án chi tiết máy

Dựa vào bảng 10.2 [1], tập1, chọn chiều rộng ổ lăn .

d(mm)

18

15

28

19

40

23

b₀(mm)

Chiều dài mayơ đĩa xích và bánh răng : l_mki= (1,2 ÷1,5).d_k

l_m1i=(1,2..1,5).18= 21,6...27 => l_m12= 25 (mm)

l_m2i=(1,2..1,5).28= 33,6…42 => l_m22=l_m24= 35(mm)

l_m23= 40(mm)

l_m3i=(1,2..1,5).40= 48...60 => l_m32=l_m33= 55(mm)

l_m34= 50(mm)

Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi:

l_m13= (1,4...2,5). d₁=(1,4...2,5).18 = 25,2...45 => chọn l_m13= 40(mm)

Khoảng côngxôn trên trục tính từ chi tiết ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ :

l_cki= 0,5(l_mki+ b₀) + k₃+ h_n=> l_c13= 0,5.(40+15)+10+15 = 52,5(mm)

l_c34= 0,5(50+23)+10+15= 61,5(mm)

Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay:

l₂₂= l₃₂= 0,5(l_m22+ b₀) + k₁+ k₂= 0,5(35 +19) + 8 + 5 = 40(mm)

l₂₃= l₁₂= l₂₂+ 0,5(l_m22+ l_m23) + k₁= 40 + 0,5(35 + 40) + 8 = 85,5(mm)

l₂₄= l₃₃= 2l₂₃− l₂₂= 2.85,5 − 40 = 131(mm)

l₂₁= l₁₁= l₃₁= 2l₂₃= 2.85,5 = 171(mm)

l₁₃= 2l₁₂+ l_c13= 2.85,5 + 52,5 = 223,5(mm)

3.1.3> Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục I :

F_x13= (0,2…0,3).2T₁/D₀= (0,2…0,3).2.7843,8/50 = (62,75…94,13). Lấy F_x13= 90N

Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục III:

F_y34= F_r.cos30⁰= 5518,3.0,866 = 4779N

F_x34= F_r.sin30⁰= 5518,3.0,5 = 2759N

F_r: được xác định khi thiết kế bộ truyền xích

18

Đồ án chi tiết máy

Trong đó D₀:đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi(tra bảng16-

10a,[1],tập 2)

Lực từ các bộ truyền bánh răng:

9 Trục I:

2.T₁

2.7843,8

28,5

F_x12

=

= 550N

tg20⁰

d_w12

tgα_tw

cosβ

F

_y12= F_x12.

= 550.

= 200 N

1

9 Trục II:

9 Trục III:

F_x23= F_x12= 550N; F_y23= F_y12= 200 N

2.T₂

2.40060

F_x22

=

= 877N = F_x24

tg36,54⁰

2.d_w222.45,66

tgα_tw

F_y22= F_x22.

= 877.

= 760N = F_y24

cosβ

0,855

F

_z22= F_x22.tg β = 877.tg31,24⁰= 532 N = F_z24

F_x32= F_x33= F_x22= 877(N)

F_y32= F_y33= F_y22= 760(N)

F_z32= F_z33= F_z22= 532 (N)

Trong đó: F_mki: lực tác dụng theo phương m của chi tiết thứ i trên trục k

d_wki: đường kính vòng lăn của bánh răng ở tiết diện i trên trục k.

Chiều của các lực được xác định như trong hình

Chiều của lực nối trục có chiều sao cho mô men uốn tại mặt cắt của tiết diện bất kỳ là lớn nhất.

3.2> Thiết kế trục và chọn ổ lăn

3.2.1 > Tính trục

Phản lực tại các gối đỡ 0 và 1 của trục I:

m (F ) = 0 ⇔ −F .l + F .l = 0

∑

0

yk

y12 12

200.85,5

171

y11 11

F_y12.l₁₂

⇒ F_y11

=

= 100(N)

l₁₁

F = 0 ⇔ F − F_y10− F_y11= 0

∑

yk

y12

⇒ F_y10= F_y12− F_y11= 200 −100 = 100(N)

19

Đồ án chi tiết máy

m (F ) = 0 ⇔ −F .l − F .l + F .l = 0

∑

0

xk

x13 13

- F_x13.l₁₃+ F_x12.l₁₂

l₁₁

x11 11

x12 12

− 90.223,5 + 550.85,5

⇒ F_x11

=

=157(N)

171

F = 0 ⇔ −F − F_x13− F_x11+ F_x12= 0

∑

xk

x10

⇒ F_x10= −F_x13− F_x11+ F_x12= −90 −157 + 550 = 303(N)

Mô men xoắn

T_I=7843,8 Nmm

Phản lực tại các gối đỡ 0 và 1 của trục II:

Do tính đối xứng của trục nên :

F_y22+ F_y24− F_y23

760 + 760 − 200

2

877 + 550 + 877

F_y20= F_y21

F_x20= F_x21

=

= 660(N)

2

F_x22+ F_x23+ F_x24

=

=1152(N)

2

Mô men uốn

d_w22

45,66

2

m_y22= m_y24= F_z22.

Mô men xoắn

= 532.

= 877.

= 532.

= 12145(Nmm)

2

d_w22

45,66

2

m_z22= m_z24= F_x22.

= 20030(Nmm) =T_II/2

2

Phản lực tại các gối đỡ 0 và 1 của trục III:

Mô men uốn

d_w32

154,3

2

m_y32= m_y33= F_z32.

Mô men xoắn

= 532.

= 877.

= 41044(Nmm)

= 67661(Nmm)

2

d_w32

154,3

2

m_z32= m_z33= F_x32.

2

m (F ) = 0 ⇔ −F .l − F .l − F .l + F .(l + l ) = 0

∑

1

yk

y32 33

y33 32

y30 31

y34

31

c34

- F_y32.l₃₃− F_y33.l₃₂+ F_y34(l₃₁+ l_c34

)

− 760.131− 760.40 + 4779.(171+ 61,5)

⇒ F_y30

=

l₃₁

171

= 5738N

F = 0 ⇔ −F − F_y32− F_y33+ F_y31+ F_y34= 0

∑

yk

y30

⇒ F_y31= F_y32+ F_y33+ F_y30− F_y34= 760 + 760 + 5738 − 4779 = 2479(N)

20

Đồ án chi tiết máy

m (F ) = 0 ⇔ −F .l − F .l + F .l − F .(l + l_c34) = 0

∑

1

xk

x32 33

x33 32

x30 31

x34

31

F_x32.l₃₃+ F_x33.l₃₂+ F_x34.(l₃₁+ l_c34

)

⇒ F_x30

=

l₃₁

877.131+ 877.40 + 2759.(171+ 61,5)

=

= 4628N

171

F = 0 ⇔ F − F_x32− F_x33+ F_x31− F_x34= 0

∑

xk

x30

⇒ F_x31= F_x32+ F_x33− F_x30+ F_x34= 877 + 877 − 4628 + 2759 = −115(N)

Dấu “-“ chứng tỏ F_x31ngược với chiều trong biểu đồ phân tích lực.

Đường kính các đoạn trục: Vì ở đây trục vào lắp khớp nối để nối với trục động cơ điện

có đường kính trục là d_đc= 25 mm nên chọn đường kính trục đầu vào d₁₃= 0,8.d_đc= 0,8.25 = 20

mm

Đường kính 2 ngõng trục lắp với ổ lăn lấy bằng d₁₀= d₁₁= 25 mm

Vì đường kính chân bánh răng d_f12= 24,75mm nhỏ hơn đường kính chỗ lắp ổ lăn nên ta

chế tạo bánh răng liền trục.

9 Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

Sơ đồ trục, chi tiết quay, lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục, biểu đồ mômen uốn M_ky,

M_kxtrong các mặt phẳng zoy, zox và biểu đồ mômen xoắn T_kđối với các trục được vẽ ở các

trang tiếp theo. Trên các biểu đồ này ghi giá trị tuyệt đối của các mômen ứng với thiết diện thứ j

của trục.

Mômen uốn tổng M_kj= M_k²_xj+ M_k²_yjtại thiết diện j trên trục k :

0

1

2

3

4

M _kj(Nmm)

II

III

0

53107

272607

59390

140240

53107

0

339371

Mômen tương đương M_tdkj= M_k²_j+ 0,75T_k²_jtại thiết diện j trên trục k :

0

1

2

3

4

M_tdkj(Nmm)

II

III

0

55868

295055

61871

151172

55868

112885

357653

21

Đồ án chi tiết máy

M_tdkj

3

Đường kính trục k tại các tiết diện j sơ bộ được tính:d_kj=

phép tra bảng 10.5 [1]

trong đó ứng suất cho

0,1.[σ ]

0

1

2

3

4

d_kj(mm)

II

III

0

20,7

37,38

21,41

29,9

20,7

27,13

39,85

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép, công nghệ và có sử dụng các dẫy số tiêu chuẩn

ta chọn cụ thể đường kính các đoạn trục như sau:

d_kj(mm)

0

1

2

3

4

II

III

30

45

30

45

34

50

38

50

34

40

9 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi

ở đẩy trục III là trục chịu tải lớn nhất có mômen xoắn lớn , các trục khác không có yêu cầu gì

đặc biệt thì ta chỉ cần kiểm nghiệm độ bền mỏi ở các tiết diện nguy hiểm của trục III

Với thép 45 có :

σ_b= 600MPa

σ ₋₁= 0,436σ_b= 0,436.600 = 261,6MPa

τ₋₁= 0,58σ ₋₁= 0,58.261,6 =151,7MPa

Tra bảng 10.7 [1] được:

ψ_σ= 0,05

ψ_τ= 0

Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó

M _j32.M _j

σ =

=

được các giá trị cho ở bảng sau :

σ _mj= 0 và

aj

π.d ³_j

W_j

Tiết diện của

trụcIII

0

1

0

2

3

4

0

σ _aj

37,9

22,2

11,43

Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó :

22

Đồ án chi tiết máy

T_j

8.T_j

π.d ³_j

τ_mj= τ_aj=

=

và được các giá trị cho ở bảng dưới đây :

2W_oj

Tiết diện

củaIII

τ_mj= τ_aj

0

1

0

2

3

4

3,64

2,66

1,33

5,19

-Các trục đựơc gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt R_a= 2,5…0,63

μm do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt K_x= 1,06

-Không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền K_y=1

-Theo bảng 10.12 [1], khi dùng dao phat ngón, hệ số tập trung tại rãnh then ứng với vật

liệu có σ_b= 600Mpa là K_σ= 1,76; K_τ= 1,54

Theo bảng 10.10 [1] ta có bảng sau:

Các tiết diện nguy hiểm của trục

0

2

III

ε_σ

0,83

0,77

2,12

2

0,81

0,76

2,173

2,03

ε_τ

K_σε_σ

K_τε_τ

Theo bảng 10.11 [1] ,ứng với kiểu lắp đã chọn, σ_b= 600MPa , và đường kính của tiết diện nguy

hiểm tra được tỉ số K_σε_σvà K_τε_τdo lắp căng tại tiết diện này, trên cơ sở này dùng giá trị lớn

hơn so với tỉ số ở bảng trên để tính K_σdvà K_τd

Tra bảng10.11 ta được

Các tiết diện của trục 0

2

III

Đường kính

K_σε_σ

45

2,06

50

2,06

K_τε_τ

1,64

Theo công thức 10.25, 10.26 [1] ta xác định được K_σdjvà K_τdj

Tiết diện j của trục III 0

2

K_σdj

2,18

2,23

K_τdj

2,06

2,09

23

Đồ án chi tiết máy

áp dụng công thức 10.20, 10.21 và 10.19 [1] ta xác định được hệ số an toàn xét riêng thành phần

ứng suất pháp S_σj, hệ số an toàn xét riêng thành phần ứng suất tiếp S_τjvà hệ số an toàn ứng với

các tiết diện nguy hiểm S

σ ₋₁

τ ₋₁

S_σj=

;

S_τj=

;

S _j= S_σj.S_τj/ S_σ²_j+ S_τ²_j≥

[

S

]

K_σdjσ _aj+ψ_σσ _mj

K_τdjτ _aj+ψ_ττ _mj

Tiết diện j của trục III 0

2

S_σj

S_τj

S

3,17

20,23

3,13

5,28

27,3

5,18

[S] = 1,5…2,5

Tại các tiết diện nguy hiểm của trục III, S > [S]

Vậy các tiết diện nguy hiểm của trục III đều đảm bảo an toàn về mỏi.

9 Chọn kích thước then và kiểm nghiệm độ bền then

Các ổ lăn lắp lên trục theo k6, lắp bánh răng, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then.

Kích thước của then (bảng 9.1)ứng với các tiết diện trục như sau:

Tiết diện

Đườngkínhtrục b×h

t₁

13

22

23

32

34

20

34

38

50

40

6×6

3,5

5

5,5

5

10×8

14×9

12×8

9 Tính kiểm nghiệm độ bền của then

Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập

theo (9.1) và độ bền cắt theo (9.2). Kết quả tính toán trong bảng dưới đây(với l_t= 1,35d)

d

l_t

b× h

T(Nmm)

σ _d(MPa)

τ_c(MPa)

t₁

20

34

38

50

40

26

46

52

68

54

6×6

3,5

5

5,5

5

7843,8

20030

130348,5

12

11

8

21,9

40,2

5

2,56

2

5,5

10

10×8

14×9

12×8

Theo bảng 9.5, với tải trọng va đập nhẹ [σ_d] =100, [τ_c] = 40…60.

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

24

Đồ án chi tiết máy

3.2.2 > Chọn ổ lăn

9 Cho trục vào

Với tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm nên dùng ổ bi đỡ một dẫy cho gối đỡ 0 và 1.

Với kết cấu trục như hình vẽ và đường kính ngõng trục d= 25 mm, theo bảng “ổ bi đỡ một

dẫy“ ta chọn ổ cỡ đặc biệt nhẹ, vừa:Kí hiệu ổ 105 có đường kính trong d=25 mm, đường kính

ngoài D = 47 mm, khả năng tải động C =7,9kN, khả năng tải tĩnh Co= 5,04 kN.

Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ.

-Vì trên đầu vào của trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của F_x13ngược với

chiều đã dùng khi tính trục(tăng phản lực trên các ổ).Khi đó

r

m (F ) = 0 ⇔ +F .l − F .l + F .l = 0

∑

0

xk

x13 13

x11 11

x12 12

F_x13.l₁₃+ F_x12.l₁₂

90.223,5 + 520.85,5

⇒ F_x11

=

= 378(N)

l₁₁

171

r

xk

F = 0 ⇔ −F + F_x13− F_x11+ F_x12= 0

∑

x10

⇒ F_x10= F_x13− F_x11+ F_x12= 90 − 378 + 520 = 232(N)

Phản lực tổng trên hai ổ:

F_Σ10= F_x²₁₀+ F_y²₁₀= 232²+ 99²= 252(N)

F_Σ11= F_x²₁₁+ F_y²₁₁= 378²+ 99²= 390(N) =0,39 kN

Phản lực tổng tại 2 gối đỡ khi tính trục là F_Σ10= 305N ; F_Σ11=173N

Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với F_r= F_Σ11= 390(N)

Tải trọng động qui ước:Theo công thức (11.3), với F_a= 0

Q =

(

XVF_r+YF_a

)

k_tk_d=

(

1.1.0,39 + 0.0 1.1,2 = 0,468(kN)

)

trong đó:

F : tải trọng hướng tâm (kN), là phản lực tổng max xét trong hai ổ.

F_a: tải trọng dọc trục.

r

V :hệ số kể đến vòng nào quay.(=1 khi vòng trong quay)

k_t: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ.(=1 khi nhiệt độ <105)

k_d:hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, Tra bảng (11.3)[1]

X : hệ số tải trọng hướng tâm.(=1 vì chỉ chịu lực hướng tâm)

Y : hệ số tải trọng dọc trục.

Khả năng tải động :

25

Đồ án chi tiết máy

60nL_h

10⁶

60.1420.2875

10⁶

m

3

C_d= Q. L = Q

= 0,468

= 2,93(kN) < C = 7,9(kN)

trong đó:

m : bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, m=3 đối với ổ bi.

N : tốc độ quay của ổ = tốc độ quay của trục.

L : tuổi thọ của ổ tính bằng triệu vòng quay.

L_h:tuổi thọ của ổ tính bằng giờ.

L_h= K_HE.t_Σ= 0,125.23000 = 2875 giờ

K_HE: tra bảng (6.4) [1]

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Q_t1= X_oF_r+Y_oF_a= 0,6.0,39 = 0,234(kN)

Q_t2= F_r= 0,39(KN)

Q = max Q ,Q = 0,39(kN) < C = 5,04(kN)

⎡

⎤

o

t1

t2

o

Vậy khả năng tải động và tĩnh của ổ được đảm bảo.

9 Cho trục trung gian

Để bù lại sai số về góc nghiêng của răng đảm bảo cho hai cặp bánh răng vào khớp ta dùng ổ

đũa trụ ngắn đỡ kiểu 2000 cho gối đỡ 0 và 1.

Với kết cấu trục như hình vẽ và đường kính ngõng trục d=30 mm, theo bảng “ổ đũa trụ ngắn

đỡ“ ta chọn ổ cỡ nhẹ 2206 có đường kính trong d=30 mm, đường kính ngoài D=62mm, khả

năng tải động C=17,3kN, khả năng tải tĩnh Co=11,4 kN.

Phản lực tổng trên hai ổ:

F_Σ20= F_Σ21= F_x²₂₀+ F_y²₂₀= F_x²₂₁+ F_y²₂₁= 1137²+ 661²= 1315(N)

=> F =1315(N)

r

Lực dọc trục: (Đối với ổ đũa trụ ngắn đỡ không tiếp nhận tải trọng dọc trục).

⇒ F_a0= 0(N)

=> X=1, Y=0. Vòng trong quay nên V=1. Nhiệt độ <105 nên k_t=1. Hộp giảm tốc công suất nhỏ

nên k_d=1.

Tải trọng động qui ước:Theo công thức (11.6) [1]

Q = VF_rk_tk_d= 1.1,315.1.1,2 =1,578(kN)

Khả năng tải động :

60nL_h

10⁶

60.267.2875

10⁶

m

3

C_d= Q. L = Q

=1,578

= 5,66(kN) < C = 17,3(kN)

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Q_t1= X_oF_r+Y_oF_a= 0,5.1,315 = 0,6575(kN)

Q_t2= F_r=1,315(KN)

Q = max Q ,Q =1,315 < C = 11,4(kN)

⎡

⎤

o

t1

t2

o

26

Đồ án chi tiết máy

Vậy khả năng tải động và tĩnh của ổ được đảm bảo.

9 Cho trục ra

Với tải trọng nhỏ và chỉ chịu lực hướng tâm do tổng lực dọc trục bằng 0 nên ta dùng ổ bi đỡ

một dẫy cho các gối đõ 0 và 1.

Với kết cấu trục như hình vẽ và đường kính ngõng trục d=45 mm, theo bảng “ổ bi đỡ một

dẫy“ ta chọn ổ cỡ nhẹ 209 có đường kính trong d = 45 mm, đường kính ngoài D=85 mm, khả

năng tải động C=25,7 kN, khả năng tải tĩnh Co=18,1 (kN).

Phản lực tổng trên hai ổ:

F_Σ30= F_x²₃₀+ F_y²₃₀= 4628²+ 5738²= 7372(N)

F_Σ31= F_x²₃₁+ F_y²₃₁= 115²+ 2479²= 2482(N)

=> xét F =7372(N)

r

Lực dọc trục:

F_a0= 0(N)

=> X=1, Y=0. Vòng trong quay nên V=1. Nhiệt độ <105 nên k_t=1. Hộp giảm tốc công suất nhỏ

nên k_d=1.

Tải trọng động qui ước:

Q = XVF_rk_tk_d= 1.1.7,372.1.1,2 = 8,85(kN)

Khả năng tải động :

60nL_h

10⁶

60.78,76.2875

10⁶

m

3

C_d= Q. L = Q

= 8,85

= 21,12(kN) < C = 25,7(kN)

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Q_t1= X_oF_r+Y_oF_a= 0,6.7,372 = 4,4232(kN)

Q_t2= F_r= 7,372(KN)

Q_o= max

[

Q_t1,Q_t1= 7,372 < C_o=18,1(kN) => khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo.

]

3.3>Tính chọn khớp nối

Dựa vào mômen xoắn đã tính, tra bảng 16-10a, được D₀=50mm; Z = 4; d_c= 8

Ứng suất dập của vòng đàn hồi:

2.k.T

2.1,5.7843,8

σ _d=

=

= 1< [σ _d]= (2…4) Mpa.

ZD₀d_cl₅

4.50.8.15

Ứng suất dập của chốt

27

Đồ án chi tiết máy

k.Tl₀

ZD₀d_c³0,1

1,5.7843,8.29

4.50.8³.0,1

σ_u=

=

= 33 <

[

σ_u= 60..80MPa

]

Chương4: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC.

Bôi trơn và điều chỉnh sự ăn khớp:

-Bôi trơn bánh răng trong hộp giảm tốc :Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài

mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên

tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc

-Dùng dầu công nghiệp

-Một trong 2 trục ở cấp chậm cần được cố định còn trục kia tuỳ động.

Tính kết cấu hộp

Dựa vào phần truyền động đã tính ở trên ta chọn kết cấu hộp giảm tốc :

(1) Đai ốc hãm M 30 ×1,5

(2) Kích thước lắp quan sát.

A

B

A1

B1

C

C1

-

K

R

Vít

Số

Lượng

100

75

150

100

125

87

12

M8× 22 4

(3) Chốt định vị:

d

6

c

1

l

40

d1

10

(4) Vòng hãm lò xo và rãnh trên trục :

Đường

kính

Rãnh trên trục

Vòng lò xo

b^−0,2

B ± 0,25

h

r

d₃

S

l

r_3max

d₁

d₂

d₄

r₂

trục d

30

28,5

1,4

2,3 0,1 27,8 33,8 2,0 1,2 4,0 3,0 16,5 2,5

(5) Vòng hãm lò xo trên hộp

28

Đồ án chi tiết máy

Đường

kính lỗ

D

Rãnh trên lỗ

Vòng lò xo

S ^−0,2

B ± 0,25

D₁

r

h

d₂

d₃

d₄

b

l

r₂

r_3max

62

65

1,9

0,2 4,5 66,2 58,6 2,5 1,7 6,1 18 29,3 4,0

(6) Nắp ổ

Trục

D

D₂

D₃

D₄

h

d₄

Z

I

II

III

47

62

85

60

75

100

70

90

125

37

52

75

8

10

M6

M8

4

6

Trong đó D: Đường kính lỗ lắp ổ lăn.

D₂: Đường kính tâm lỗ vít.

D₃: Đường kính ngoài của bích.

d₄: Đường kính vít

(7) Kích thước rãnh lắp vòng phớt và vòng phớt

d

d₁

d₂

D

a

b

S₀

25

45

26

46

24

44

38

64

6

9

4,3

6,5

9

12

(8) Vòng chắn dầu

Vòng gồm 3 rãnh tiết diện tam giác có góc ở đỉnh là 60⁰. Khoảng cách giữa các đỉnh là 3

mm. Vòng cách mép trong thành hộp 2 mm. Khe hở giữa vỏ với mặt ngoài của vòng ren là 0.4

mm .

(9) Que thăm dầu

Kết cấu đã được tiêu chuẩn hoá và được cho như hình vẽ.

(10) Nút tháo dầu

D

b

12

m

8

f

3

L

23

c

2

Q

13,8

D

26

S

17

Do

19,6

M16 ×1,5

(11) Bulông vòng

29