Đồ án chi tiết máy Thiết kế trạm dẫn động dùng băng tải

112 trang thiennha21 12/04/2022 10893

Download

Bạn đang xem 20 trang mẫu của tài liệu "Đồ án chi tiết máy Thiết kế trạm dẫn động dùng băng tải", để tải tài liệu gốc về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên

Tài liệu đính kèm:

do_an_chi_tiet_may_thiet_ke_tram_dan_dong_dung_bang_tai.pdf

Nội dung text: Đồ án chi tiết máy Thiết kế trạm dẫn động dùng băng tải

ĐẠI HỌC KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP CỘNG HÒA XÃ HỘI CHỦ NGHĨA VIỆT NAM KHOA CƠ KHÍ Độc lập – Tự do – Hạnh phúc BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ KHÍ   ĐỀ TÀI THIẾT KẾ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY Số: 08 / NPDN3XX Sinh viên thiết kế: 1. MSSV:K1855102 :ĐÀO XUÂN HÒA 2. MSSV:K185510205056 :VÕ MINH HIẾU Giáo viên hướng dẫn: TS. Nguyễn Thị Thanh Nga THIẾT KẾ TRẠM DẪN ĐỘNG DÙNG BĂNG TẢI VỚI SỐ LIỆU SAU: Lực vòng trên băng tải: Ft = 5600 N Thời gian phục vụ: 7(năm) Đường kính tang băng tải: D = 480 mm Tỷ lệ số ngày làm việc mỗi năm: 0.7 Vận tốc vòng băng tải: v = 1.5 m/s Số ca làm việc mỗi ngày: 2/3 Tính chất tải trọng: Không đổi Sơ đồ khai triển trạm dẫn động Sơ đồ tải trọng làm việc 1. Động cơ điện; Kbd = 1.67 2. Bộ truyền bánh răng cấp nhanh; 3. Bộ truyền bánh răng cấp chậm;4. Khớp nối; 5. Bộ truyền xích ; 6. Băng tải. Khối lượng yêu cầu 1. 01 thuyết minh chung trình bầy tính toán chọn động cơ; tính thiết kế các chi tiết của hệ dẫn động; lắp ráp, vận hành và bảo dưỡng hệ dẫn động. 2. 01 bản vẽ lắp hộp giảm tốc (khổ giấy Ao). 3. 03 bản vẽ chế tạo chi tiết trên khổ giấy A1 do giáo viên hướng dẫn chỉ định. 4. Giáo viên hướng dẫnTS. Nguyễn Thị Thanh Nga 1
Phần I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC HỆ DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ 1. Chọn động cơ điện 1.1. Chọn loại và kiểu động cơ Động cơ điện có nhiều kiểu loại, nhưng dùng trong hộp giảm tốc thì ta phải tính toán và chọn lựa sao cho phù hợp nhất để vừa thỏa mãn cả hai yếu tố kinh tế và kỹ thuật. Dưới đây sẽ trình bày về một số loại động cơ và cách chọn. a. Động cơ điện một chiều Dùng dòng điện 1 chiều để làm việc (kích từ mắc song song, nối tiếp hoặc hỗn hợp), hoặc dùng dòng điện một chiều điều chỉnh được (Hệ thống máy phát – động cơ). Ưu điểm của loại này là cho phép thay đổi trị số của moomen và vận tốc góc trong một phạm vi rộng. Ngoài ra dùng động cơ điện một chiều khi khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, do đó thích hợp dùng trong các thiết bị vận chuyển bằng điện, thang máy, máy trục, các thiết bị thí nghiệm. Nhược điểm của chúng là đắt, riêng loại động cơ điện một chiều lại khó kiếm và phải tăng thêm chi phí đầu tư để lắp các thiết bị chỉnh lưu. b. Động cơ điện không đồng bộ 1 pha Thường dùng cho các thiết bị máy móc phục vụ cho các sinh hoạt hằng ngày vì công suất của các loại động cơ này không lớn lắm. Do vậy không thích hợp để làm việc trong điều kiện cần công suất lớn như hộp giảm tốc. c. Động cơ điện xoay chiều ba pha Trong công nghiệp sử dụng rộng rãi động cơ ba pha. Chúng gồm hai loại là: Động cơ ba pha đồng bộ và không đồng bộ. - Động cơ ba pha đồng bộ có vận tốc góc không đổi, không phụ thuộc vào trị số của tải trọng và thực tế không điều chỉnh được. So với động cơ ba pha không đồng bộ, động cơ ba pha đồng bộ có ưu diểm là hiệu suất và hệ số công suất cosφ cao, hệ số quá tải lớn nhưng có nhược điểm: thiết bị tương đối phức tạp, giá thành tương đối cao vì phải có thiết bị phụ để khởi động động cơ. Vì vậy động cơ ba pha đồng bộ được sử dụng trong những trường hợp hiệu suất động cơ và trị số 2
cosφ có vai trò quyết định (như trong các trường hợp yêu cầu công suất lớn trên 100kW, không cần điều chỉnh vận tốc, lại ít phải mở máy và dừng máy). - Động cơ ba pha không đồng bộ gồm hai kiểu: Rôto dây cuốn và Rôto lồng sóc. Động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn cho phép điều chỉnh vận tốc trong một phạm vi nhỏ (khoảng 5%), có dòng điện mở máy nhỏ nhưng cosφ thấp, giá thành cao, kích thước lớn và vận hành phức tạp, dùng khi cần điều chỉnh trong một phạm vi hẹp để tìm ra vận tốc thích hợp của máy. Động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc có ưu điểm: kết cấu đơn giản, giá thành tương đối hạ, dễ bảo quản, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện ba pha mà không cần biến đổi dòng. Nhược điểm của nó là hiệu suất và hệ số công suất cosφ thấp hơn so với động cơ ba đồng bộ, không điều chỉnh được vận tốc (so với động cơ một chiều và động cơ ba pha không đồng bộ rôto dây cuốn). Nhưng nhờ có ưu điểm cơ bản trên mà động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc được lựa chọn sử dụng phổ biến trong các ngành công nghiệp. Để dẫn các thiết bị vận chuyển, bang tải, xích tải, thùng trộn, nên sử dụng loại động cơ này. Do vậy trong đề tài thiết kế này ta cũng chọn động cơ ba pha không đồng bộ rôto lồng sóc. 1.2. Chọn công suất động cơ Công suất của động cơ được chọn theo điều kiện nhiệt độ nhằm đảm bảo cho nhiệt độ của động cơ khi làm việc không lớn hơn trị số cho phép. Để đảm bảo điều kiện đó cần thoả mãn yêu cầu sau: dc dc (kW) Pdm Pdt Trong đó: dc : Công suất định mức của động cơ; Pdm dc : Công suất đẳng trị trên trục động cơ, được xác định như sau: Pdt Theo đề vì tải trọng không đổi nên: 푃 푡 ≥ 푃푙푣 푃 푡 Với:푃 = 푙푣 ( 푊) 푙푣 휂 ∑ ct +푃lv : giá trị công suất làm việc trên trục công tác. 퐹 . 5600 . 1,5 푃 푡 = 푡. = = 8,4( 푊) 푙푣 1000 1000 Trong đó: : Ft - lực vòng trên trục công tác (N); 3
V - vận tốc vòng băng tải (m/s). dc +푃dt – công suất làm việc danh nghĩa trên trục động cơ. 푃ct 푃dc = lv lv 휂 ∑ + 휂∑ - là hiệu suất chung của toàn hệ thống Ta có: + Số cặp ổ lăn là: 4 + Số khớp nối là: 1 + Số cặp bánh răng trụ là:2 + Số bộ truyền xích là: 1 Sơ đồ gồm các bộ truyền mắc nối tiếp: Theo công thức 2.9[1] ta có: 4 2 1 1 휂훴 = 휂표푙. 휂 . 휂 . 휂 Với: - 휂표푙: Hiệu suất 1 cặp ổ lăn - br : Hiệu suất 1 bộ truyền bánh răng trụ - k : Hiệu suất 1 khớp nối - x : Hiệu suất của bộ truyền xích. Chọn theo bảng 2.3 [1] Trị số hiệu suất của các loại bộ truyền và ổ như sau : + Khớp nối : k = 1 + Bộ truyền bánh răng trụ (che kín, bôi trơn) :brt = (0,96÷0,98) →chọn :brt = 0,96 + Một cặp ổ lăn : ổ = (0,99 ÷ 0.995) →chọn ổ = 0,99 + Bộ truyền xích (để hở) : x = (0,90 ÷ 0.93) →chọn đ = 0,90 Vậy hiệu suất chung của toàn hệ thống là : 4 2 1 1 4 2 휂훴 = 휂표푙. 휂 . 휂 . 휂 = 0,99 . 0,96 . 1.0,90 = 0,796 푡 푃푙푣 8,4 → 푃푙푣 = = = 10,55( 푊) 휂훴 0,796 => Công suất đẳng trị của động cơ là: 푃 푡 ≥ 10,55( 푊) 1.3. Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ 4
Số vòng quay đồng bộ của động cơ (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác định theo công thức: 60f 푛 = db Trong đó: f - tần số của dòng điện xoay chiều (Hz) (f = 50 Hz); p - số đôi cực từ; p = 1; 2; 3; 4; 5; 6. Trên thực tế, số vòng quay đồng bộ có các giá trị là 3000, 1500, 1000, 750, 600 và 500 v/ph. Số vòng quay đồng bộ càng thấp thì kích thước khuôn khổ và giá thành của động cơ càng tăng (vì số đôi cực từ lớn). Tuy nhiên dùng động cơ có số vòng cao lại yêu cầu giảm tốc nhiều hơn, tức tỉ số truyền của toàn hệ thống tăng, dẫn tới kích thước và giá thành của các bộ truyền tăng lên. Do vậy, trong các hệ dẫn động cơ khí nói chung, nếu không có yêu cầu gì đặc biệt, hầu như các động cơ có số vòng quay đồng bộ là 1500 hoặc 1000 v/ph (tương ứng số vòng quay có kể đến sự trượt 3% là 1450 và 970 v/ph. + Tính số vòng quay của trục công tác theo công thức 2.16[1]: - Với hệ dẫn động băng tải ta có: 60.1033 .v 60.10 .1,5 nct = = = 59,71 (v/ph) .D .480 Trong đó: D: đường kính tang dẫn của băng tải (mm); v : vận tốc vòng của băng tải (m/s); * Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ: -Tra bảng 2.4[1] chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp và bộ truyền đai: Ta có: + Xác định số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ: Tỷ số truyền nên dùng cho cả hệ thống phải bao gồm cả khoảng tỷ số truyền nên dùng của hộp giảm tốc và khoảng tỷ số truyền nên dùng của bộ truyền ngoài hộp. nd nd nd u = uhd. u Trong đó: 5
푛 + Bộ truyền xích : = 2 ÷ 5 푛 + Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp : ℎ = 8 ÷ 40. => Tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền: nd u = (2 ÷ 5).(8 ÷ 40) = (16 ÷ 200) nd => u = (16 ÷ 200) 푛 푛 Số vòng quay đồng bộ nên dùng cho động cơ là: 푛 = ∑ . 푛 푡 푛 ⇒ 16. 푛 푡 ≤ 푛 ≤ 200. 푛 푡 푛 ⇔ 12 . 59,71 ≤ 푛 ≤ 160 . 59,71 푛 ⇔ 716,52 ≤ 푛 ≤ 11942 Ta chọn sơ bộ số vòng quay của động cơ : nsb = 1500 (v/p) (kể đến sự trượt 3% thì số vòng quay của động cơ sẽ là 푛 = 1450 (v/ph) + Vậy tỷ số truyền của hệ thống được xác định theo công thức: 푛 1450 푠 = = = 24,28 푛 푡 59,71 Tra bảng 2.4[1] ta thấy usb nằm trong khoảng u nên dùng. n=1500( v / ph ). Vậy ta chọn được số vòng quay đồng bộ của động cơ là: db 1.4. Chọn động cơ thực tế Chọn động cơ phải thỏa mãn hai thông số: - Công suất động cơ phải lớn hơn hoặc bằng công suất tính toán. 푃 ≥ 푃 푡 ⇒ 푃 ≥ 8,4( 푊) - Tốc độ quay phù hợp Với 푃 ≥ 8,4( 푊) và 푛 1500(푣/ ℎ) Tra bảng P1.3[1] trong Các thông số kỹ thuật của động cơ 4A Bảng 1.1. Thông số của máy 4A132M4Y3 Kiểu động Công suất V ận tốc 휂 Cos ⌀ % Cơ (kW) quay (v/p) 푛 푛 4A132M4Y3 11,0 1458 87,5 2,2 2,0 0,87 1.5. Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ 6
a, Kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ Khi khởi động, động cơ cần sinh ra một công suất đủ lớn để thắng sức ỳ của hệ thống. Vì vậy cần kiểm tra điều kiện mở máy cho động cơ. Điều kiện mở máy của động cơ thoả mãn nếu công thức sau đảm bảo: dc dc Pmm Pbd Trong đó: dc - công suất mở máy của động cơ (kW): Pmm dc - công suất cản ban đầu trên trục động cơ (kW): Pbd Với: dc dc 푃mm = 푃 =2,0.11=22 (kW) dn dc dc 푃bd =Kbd.Plv =1,67.10,55=17.62 (kW) Ta thấy Vậy động cơ đã chọn thoã mãn điều kiện điều kiện mở máy. b, Kiểm tra điều kiện quá tải cho động cơ Theo đề bài vì sơ đồ tải không đổi nên không cần kiểm tra quá tải cho động cơ. 2. Phân phối tỉ số truyền Tỉ số truyền (TST) chung của toàn hệ thống u xác định theo: 푛đ 1458 훴 = = = 24,42 푛 푡 59,71 Trong đó: nđc - số vòng quay của động cơ đã chọn (v/ph); nct - số vòng quay của trục công tác (v/ph). Với hệ dẫn động gồm các bộ truyền mắc nối tiếp: u = uxh. u Trong đó: + ux : Tỉ số truyền của bộ truyền xích + uh : Tỉ số truyền của hộp giảm tốc + uh = u12. u 2.1. Tỉ số truyền của các bộ truyền ngoài hộp giảm tốc -Với hệ dẫn động gồm HGT 2 cấp bánh răng nối với 1 bộ truyền ngoài hộp có: uux =(0,1 0,15) h Hay 7
→=u u=(0,1  0,15). u = (0,1 0,15).24,42 = 1,56  1,91 ng x  Ta có bộ truyền ngoài là xích, nên quy chuẩn giá trị tính được theo dãy TST tiêu chuẩn như sau: 1,00; 1,12; 1,25; 1,4; 1,6; 1,8; 2,00; 2,24; 2,50; 2,80; 3,15; 3,55; 4,00; 4,50; 5,00. →Chọn uung== x 1,8 Vậy: Tỉ số truyền ngoài của hộp giảm tốc là: u  24,42 →uh = = =13,57 ung 1,8 2.2. Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc + Tỉ số truyền của các bộ truyền trong hộp giảm tốc: Tỉ số truyền của hộp cũng có thể phân theo hàm đa mục tiêu với thứ tự ưu tiên các hàm đơn mục tiêu sau : khối lượng các bộ truyền , mô men quán tính thu gọn và thể tích các bánh lớn nhúng dầu nhỏ nhất ; khi này tỉ số truyền các cấp có thể tính theo công thức (1.26)[Vũ Ngọc Pi, Nguyễn Văn Dự) : u 0,6677 u =1,3494. h 1 (/ )0,6023 ba21 ba Trong đó:  ,  là hệ số chiều rộng bánh răng cấp nhanh và chậm. ba2 ba1 Chọn ==0,35; 0,25 ba21 ba 0,6677 13,57 u =1,34 94. = 6,28 1 (0,35 / 0,25)0,6023 uh 13,57 u2 = = = 2,16 u1 6,28 3. Tính toán các thông số trên các trục Ký hiệu các chỉ số tính toán như sau: chỉ số "đc" ký hiệu trục động cơ; các chỉ số “I”, “II”, “III”, “IV” chỉ trục số I, II, III và IV. 3.1. Tính công suất trên các trục - Công suất danh nghĩa trên trục động cơ : dc PPdc== lv 10,55(kW) - Công suất danh nghĩa trên các trục I, II và III xác định theo các công thức sau: PPI= dc. kn . ol = 10,55.1.0,99 = 10,44(kW) 8
PII= P I. br . ol = 10,44.0,96.0,99 = 9,92( kW ) PIII= P II. br . ol = 9,92.0,96.0,99 = 9,42 ( kW ) PIV= P III. ol . x = 9,42.0,99.0,9 = 8,39( kW ) 3.2. Tính số vòng quay của các trục ndc Ta có: - Tốc độ quay của trục I: 푛 = (1.14) udc I Với: 푛đ – Tốc độ quay trên trục động cơ. đ ÷ – Tỉ số truyền của bộ truyền nối giữa động cơ với trục I. Ta thấy: 푛đ = 1458 ; đ ÷ = 푛 = 1 ndc 1458 nI = = =1458( v / ph ) udc I 1 - Tốc độ quay của trục II: nI 1458 nII = = = 232,17( v / ph ) uI− II 6,28 - Tốc độ quay của trục III: nII 232,17 nIII = = =107,48( v / ph ) uII− III 2,16 - Tốc độ quay của trục IV(làm việc): nIII 107,48 nIV = ==59,71(v/ph) ux 1,8 3.3. Tính mô men xoắn trên các trục Mô men xoắn trên trục thứ i được xác định theo công thức sau: 6 Pi Ti = 9,55.10 (1.16) ni Trong đó : Pi ; ni :là công suất và số vòng quay trên trục thứ i. + Mômen xoắn trên trục động cơ: 66Pdc 10,55 Tdc =9,55.10 = 9,55.10 . = 69103,22(N.mm) ndc 1458 + Mômen xoắn trên trục I: 9
66PI 10,44 TI =9,55.10 = 9,55.10 . = 68382,71(N.mm) nI 1458 + Mômen xoắn trên trục II: 66PII 9,92 TII =9,55.10 = 9,55.10 . = 408045,83(N.mm) nII 232,17 + Mômen xoắn trên trục III: 66PIII 9,42 TIII =9,55.10 = 9,55.10 . = 837002,233(N.mm) nIII 107,48 + Mômen xoắn trên trục công tác: 66PIV 8,39 TIV =9,55.10 = 9,55.10 . = 1341894,15(N.mm) nct 59,71 3.4. Lập bảng kết quả Các kết quả tính ở trên là số liệu đầu vào cho các phần tính toán sau, do vậy cần lập bảng thống kê như sau Tỉ số truyền Công suất Số vòng quay Mômen xoắn Trục U P(kw) N(v/p) T(N.mm) Động cơ 10,55 1458 69103,22 udc=1 Trục I 10,44 1458 68283,71 u1=6,28 Trục II 9,92 236,46 408045,83 u2=2.15 Trục III 9,42 109,98 837002,23 10
ux=1,8 Trục IV 8,39 61,1 1341894,15 PHẦN 2: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT TRUYỀN ĐỘNG 2.1. Thiết kế bộ truyền xích 2.1.1. Chọn loại xích - Có 3 loại xích: + Xích ống: Đơn giản, giá thành hạ và khối lượng giảm vì không dùng con lăn, nhưng cũng vì thế mà bản lề mòn nhanh. Vì vậy chỉ dùng xích ống với các bộ truyền không quan trọng, mặt khác yêu cầu khối lượng nhỏ. + Xích ống – con lăn: Kết cấu giống như xích ống, phía ngoài lắp thêm con lăn, thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa (ở xích ống) bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa xích (ở xích ống - con lăn). Làm tăng độ bền mòn của xích ống - con lăn. Chế tạo không phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng khá rộng rãi. Thích hợp dùng khi vận tốc làm việc dưới (10 15) m/s. Nên ưu tiên dùng xích một dãy. Nhưng ở các bộ phận truyền quay nhanh, tải lớn nếu dùng xích 2 , 3 hoặc 4 dãy sẽ làm giảm tải trọng động và kích thước khuôn khổ bộ truyền. + Xích răng : khả năng tải lớn, làm việc êm, nhưng chế tạo phức tạp và giá thành đắt hơn xích con lăn, chỉ nên dùng khi vận tốc xích trên (10 15)%. => Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp,dùng xích con lăn. 2.1.2 Xác dịnh các thông số của xích và bộ truyền 2.1.2.1. Chọn số răng đĩa xích Số răng nhỏ nhất của đĩa xích lớn hơn Zmin 11
Theo bảng [5.4][1](trang 80 quyển ), với ux = 1,8 chọn số răng đĩa nhỏ Z1 = 27,do đó số răng đĩa lớn. Z2 = ux.Z1 = 1,8.27 =48,6 Z2 = 49 Ta có: PIII = 9,42 (kW) n3 = 107,48 (vp/ph) 2.1.2.2. Xác định bước xích P Theo công thức (5.3)[1](trang 81), công suất tính toán. Pt=P.k.kz.kn ≤[P] Trong đó: + Chọn góc nghiêng của đường tâm nối 2 đĩa xích so với đường nằm ngang=300 + Pt lần lượt là công suất tính toán + P công suất cần truyền + [P] công suất cho phép,(kW); P = PIII = 9,42 (kW). z01 25 + Hệ số răng : kz = = = 0,925 với Z1=27 z1 27 n01 200 + Hệ số số vòng quay : kn = = =1,86 n1 107,48 với n01 = 200(vg/ph); n1= nIII = 107,48 (vg/ph) + k= k0 .k a .k dc .k d .k c .k bt [5.4](trang 82 quyển 1) 12
+ k= k0 .k a .k dc .k d .k c .k bt = 1.1.1.1,2.1,25.1,3 = 1,95 0 k10 = : đường nối hai tâm đĩa xích so với đường nằm ngang Pt = 9,42.1,95.0,925.1,86= 31,6 (kW); Theo bảng [5.5](trang 81, quyển 1) với n01 = 200(vg/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 38,1 (mm); thỏa mãn điều kiện bền mòn : ppt []=34,8 (KW). 2.1.2.3. Khoảng cách trục và số mắt xích + Khoảng cách trục a = 40.p = 40.38,1 = 1524 (mm). + Số mắt xích 2a(Z+− Z ) (Z Z )2 .p 2.1524 27+− 49 (49 27)2 .38,1 x= +1 2 + 2 1 = + + = 118,96 p 2 4. 2.a 38,1 2 4. 2 .1524 Lấy số mắt xích chẵn xc=120, tính lại khoảng cách trục theo công thức[5.13][1]( trang 85). 2 2 ZZ)21− a= 0,25.p.{xc − 0,5(Z 2 + Z 1 ) + [x c -0.5(Z 1 +Z 2 )]− 2 ( } 13
22 49+ 27 49 − 27 49 − 27 = 0,25.38,1.  120− + 120 − − 2. = 1814,98 (mm). 22  Để xích không chịu lực căng quá lớn , giảm a một lượng bằng aa =0,003. = 0,003.1814,98 5,44 , do đó a = 1814,98–5,44= 1809,54 (mm); + Số lần va đập của xích : Theo công thức [5.14][1](trang 85) zn. 27.107,48 ii=11 = =1,61 [ ] = 20 15.x 15.120 2.1.3. Kiểm nghiệm xích về độ bền : Theo công thức [5.15][1](trang 85) Q s = []s (kd .F t++ F 0 F v ) + Q - tải trọng phá hỏng Q = 127000 (N) -Theo bảng [5.2](quyển1, trang 78). + kd - hệ số tải trọng động kd = 1,2 + Theo bảng [5.2](trang 89 quyển 1) ta có. z n p 27.107,48.38,1 + v =11 = =1,84 (m/s). 60000 60000 1000.p 1000.9,42 + Ft : lực vòng F = = = 5119,56 (N) t v 1,84 2 + Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra Fv = q.v q : khối lượng 1 mét xích, q = 5,5 (kg) theo [5.2](1) 2 Fv ==5,5.2 22 (N) + F0 - lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra. F0 =9,81. kf . q . a = 9,81.4.5,5.1,809 = 390,41 (N) 14
kf - hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền; f = (0,01 0,02)a 0 lấy k4f = (bộ truyền nghiêng 1 góc [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. 2.1.4. Đường kính đĩa xích + Theo công thức 5.17[1] và bảng 13.4[1] d1 = p/sin( /Z1) =38,1/sin( /27) = 328,18 (mm) d2 = p/sin( /Z2) = 38,1/sin( /49) = 594,66 (mm) da1 = p[0,5 + cotg( /Z1)] = 38,1[0,5 + cotg( /27)] = 345,01 (mm) da2 = p[0,5 + cotg( /Z2)] = 38,1[0,5 + cotg( /49)] = 612,48 (mm) df1 = d1 - 2r = 328,18 – 2.11,22 = 305,74 (mm) df2 = d2 - 2r = 594,66 – 2.11,22 = 572,22 (mm) với : r = 0,5025.d1 + 0,05= 0,5025.22,23 + 0,05 =11,22 (mm) với d1 = 22,23 bảng 5.2[1] + Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) H =0,47. k r( F.K t đ + F vđ) E/(Ak) d [  H ] Với : []H - Ứng suất tiếp xúc cho phép : []H = 600 (MPa) tra bảng ( 5.11 ) Ft - Lực vòng : Ft = 5119,56 (N) Fvđ - Lực va đập trên m dãy xích ( xích con lăn 1 dãy => m =1 ): 15
-7 3 -7 3 Fvđ = 13.10 .n1. p .m = 13.10 .107,48.38,1 .1 = 7,72 (N) kd - Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy : kd = 1 Kđ - Hệ số tải trọng động: Kđ = 1,2 bảng 5.6[1] kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào Z1 = 27; Z2 = 49 => kr1 = 0,39 ; kr2 = 0,24 5 E - Mô đun đàn hồi : E = 2E1.E2/(E1 +E2) = 2,1.10 (MPa) A - Diện tích chiếu bản lề :A = 395 mm2 bảng 5.12[1] 0,39.(5119,56.1,2+ 7,72).2,1.105 + Với răng đĩa 1; => =0,47. = 484,54 H1 395.1,2 (MPa) Như vậy dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép []H = 600 (Mpa), đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. 0,24.(5119,56.1,2+ 7,72).2,1.105 +Với răng đĩa 2; => =0,47. = 380,1 H2 395.1,2 (MPa) Như vậy dùng thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép []H = 600 (MPa), đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2 . Theo 5.20[1] : Fr= k x .F t = 1,15.5119,56 = 5887,49 (N) 0 Trong đó đối với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 40 , kx = 1,15 2.1.5. Bảng thông số cơ bản của bộ truyền xích Bảng 2.1: Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích Thông số Ký hiệu Giá trị Loại xích Xích ống con lăn 16
Bước xích p 38,1(mm) Số mắt xích x 120 Khoảng cách trục a 1814,98 (mm) Số răng đĩa xích nhỏ z1 27 Số răng đĩa xích lớn z2 49 Vật liệu đĩa xích C45  H1 = 600(MPa ) Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 328,18 (mm) Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 594,66 (mm) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ da1 345,01 (mm) Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn da2 612,48 (mm) Bán kính đáy r 11,22 (mm) Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ 305,74 (mm) df1 Đường kính chân răng đĩa xích lớn 572,22 (mm) d f2 Lực tác dụng lên trục Fr 5887,49 (N) 2.2.Bộ truyền bánh răng cấp chậm *Các thông số: PII = 9,92 (kW) nII = 236,46 (v/ph). 2 = 2,15 Xác định khoảng cách trục: 17
2.2.1. Chọn vật liệu. -Ta thấy hộp giảm tốc ta thiết kế có công suất nhỏ trung bình. Vì vậy ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB ≤ 350. Với loại vật liệu này bánh răng có độ rắn thấp và có thể cắt chính xác sau khi nhiệt luyện. Cặp bánh răng này có khả năng chống mòn tốt và bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải thiện. - Tra bảng 6.1 [1] ta chọn vật liệu như bảng : Bảng 2.1: Chọn vật liệu Loại bánh Loại Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn Giới hạn răng thép thép bền 휎 chảy 휎 ℎ MPa MPa Nhỏ 45 Tôi cải thiện 3 = 215 750 450 Lớn 45 Tôi cải thiện 4 = 200 750 450 2.2.2. Xác định ứng suất cho phép. - Gồm các ứng suất tiếp xúc cho phép  H  và ứng suất uốn cho phép  F  được xác định như sau : 2.2.2.1. Ứng suất tiếp xúc cho phép. *Tra bảng 6.2 [1]ta chọn: - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc :Sh =1,1. 0 - Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở:σHlim = 2. HB + 70 ( MPa). - Ứng xuất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở: σFlim = 1,8HB 0  H lim *Theo công thức:  H = ZZKK R V XH HL sH -Trong đó: 푆 : Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc . 푍푅: Hệ số xét đến độ nhám của mắt răng làm việc . 18
푍 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng . 퐾 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng . 퐾 퐿: Hệ số xét đến tuổi thọ. Chọn sơ bộ: ZR.ZV.KXH = 1, NH 0 -Với mH = 6 (Khi HB 350) → KHL = 6 N HE 2,4 NH 0 : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NH0 = 30.HHB NHE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: NHE = 60.C.n.t *Trong đó : ≫C,n,t: Lần lượt số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét. Với 푡 = 2/3.24.0,7.365.7 = 28616 (ℎ) ; C = 1. + Với bánh răng nhỏ (bánh 3): 6 3 = 60. . 푛. 푡 = 60.1.236,46.28616 = 405,99. 10 2,4 2,4 6 3 = 30. 3 = 30.215 =11,88. 10 Bắt đầu từ NH0 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi. Vì vậy khi tính ra được NHE> NHo, thì lấy NHE = NHO để tính, do đó: KHL1 = 1. 0 ➢ 휎 푙𝑖 3 = 2.215+ 70 =500( MPa ) ≫ Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh nhỏ : 0 σHlim3 500 [ σH3]= ( 푍푅. 푍 . 푍 )퐾 퐿3 = .1.1 = 454,54(MPa) SH 1,1 + Với bánh lớn (bánh 4): 6 4 = 60. . 푛. 푡 = 60.1. 109,98. 28616= 188,83.10 2,4 2,4 6 4 = 30. 4 = 30 .200 = 10.10 0 휎 푙𝑖 4 = 2.200+ 70 =470 ( MPa) 19
Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh lớn : 0 σHlim4 470 [ σH4]= ( 푍푅. 푍 . 푍 )퐾 퐿4= .1.1= 427,3( MPa) SH 1,1  Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép: [휎 ]+[휎 ] 454,54+427,3 [휎 ] = 3 4 = = 440,90( MPa) 2 2 - Mà [휎 ] ≤ 1,25[휎 𝑖푛] Với : [휎 ] 𝑖푛= [휎 4]= 427,3 (MPa) [휎 ] = 440,90(MPa) ≤ 1,25[휎 𝑖푛] ➢ Vậy chọn sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép : [휎 ]푠 = 440,90 (MPa) 2.2.2.2. Ứng suất uốn cho phép: 0  F lim  F = YYKKK R S XF FC FL SF 0 Trong đó:  F lim - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở. 푌푅: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. 푌푆: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. 퐾 퐹: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng độ bền uốn. Chọn sơ bộ: YYKR S XF = 1. 퐾퐹 : Hệ số kể đến ảnh hưởng đặt tải, lấy 퐾퐹 = 1.(Bộ truyền quay 1 chiều) - NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. - NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Do bộ truyền chịu tải trọng không đổi nên : N = N = 60.c.n.t HE FE  0  F lim - ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở. Ta có : =1,8HB - theo bảng 6.2 [I] 0 =>σF3lim= 1,8.215= 387 (MPa) 0 =>σF4lim=1,8.200 = 360(MPa) 20
-KFL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền , được xác định như sau: NFO K = mF FL với mF = 6 khi HB 350 NFE Trong đó: 6 NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. NFO = 4.10 đối với tất cả loại thép. NFE : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. 6 Ta có : NFE3 = NHE3 =405,99. 10 6 NFE4 = NHE4 = 188,83.10 Do NFE3 >NFO nên lấy NFE1 =NFO để tính, do đó KFL3 = 1 NFE4 > NFO nên lấy NFE2 =NFO để tính, do đó KFL4 = 1 Vậy ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ và bánh lớn là:  Với bánh răng nhỏ( bánh 3) 0 휎퐹푙푖 3 387 [휎퐹3]= .( 푌푅. 푌푆. 퐾 퐹)퐾퐹 . 퐾퐹퐿= .1.1.1=221,14(MPa) 푆퐹 1,75  Với bánh răng lớn ( bánh 4) 0 휎퐹푙푖 4 360 [휎퐹4]= .( 푌푅. 푌푆. 퐾 퐹)퐾퐹 . 퐾퐹퐿= .1.1.1=205,71(MPa) 푆퐹 1,75 2.2.2.3. Ứng suất cho phép khí quá tải: - Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: ➢ Ứng suất tiếp xúc khi quá tải: Với bánh răng tôi cải thiện theo CT (6.13) [I] ta có: = 0,8.  FMax ch - Với bánh nhỏ: [휎 3]max = 2,8.  ch3 = 2,8.450 = 1260 (Mpa) - Với bánh lớn: [휎 4]max = 2,8.  ch4 = 2,8.450 = 1260 (Mpa) 21
❖ -Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: Với bánh răng tôi cải thiện theo CT (6.14) [I] ta có: = 0,8.  FMax ch khi HB 350 - Với bánh răng nhỏ: [σF3]max = 0,8.σch3= 0,8.450=360 (MPa) - Với bánh răng lớn : [휎퐹4] = 0,8휎 ℎ4.= 0,8.450 =360 (MPa) 2.2.3. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền: -Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục aw , nó được xác định theo công thức 6.15 [1] 3 2. 퐾 = 퐾 .( ± 1 )√ 훽 푤2 2 [휎 ]2.  2 3 *Trong đó: +Ka: Hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng được tra trong 1/3 bảng 6.5 [1],Ka = 43 (MPa ) +T2: Momen xoắn trên bánh chủ động ( Nmm): 2 =408045,83 (N.mm) +u2: Tỉ số truyền u2 = 2,15  H  : ứng suất tiếp xúc cho phép  = 푤 tra bảng 6.6 [1] chọn  =0.35 2 푤 2 KH : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải tọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. Theo công thức 6.16 [1] ta có:  = 0,5.  (u2+1) = 0,5.0,35.(2,15+1) = 0,5512 2 2 -Với  = 0,5512 tra bảng 6.7 [1] sơ đồ 4 퐾 = 1,045 2 훽 22
>>Vậy: 3 2. 퐾 3 408045,83.1,045 = 퐾 .( + 1 )√ 훽 = 43.( 2,15+ 1 ) √ 푤2 2 [휎 ]2.  440,92.2,15.0,35 2 2 =193,48 (mm) >>Chọn 푤2= 193 (mm) 푤 Mà  = 2 푤2  = . = 193.0,35 = 67,55 (mm) 푤 푤2 2 2.2.4. Xác định các thông số ăn khớp: 2.2.4.1. Xác định mô đun: -Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn. Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết kế, sau khi tính được khoảng cách trục 푤2 có thể dựa theo công thức 6.17 [1] để tính mô đun, sau đó kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. m = (0,010,02) 푤2= = (0,010,02) 173 =( 1,73÷ 3,46 ) (mm). >>Theo bảng 6.8 [1] chọn mô đun theo tiêu chuẩn là m = 2(mm). 2.2.4.2. Xác định số răng và hệ số dịch chỉnh x * Số răng : Chọn sơ bộ  =15 (thường bánh răng nghiêng β = (8º ÷20º) Số răng bánh nhỏ : 2.a .cos  w2 z3 = mu.(2 + 1) 2.aw2 .cos  2.193.0,965 => z3 = = = 59,12(răng) mu.(2 ++ 1) 2.(2,15 1) Lấy z3 = 59 (răng). Vậy số bánh răng lớn z4 là: 23
z4 = u2.z3 = 2,15.59= 126,85 (răng). Lấy z4 =126 (răng). Số răng tổng là: zt = z3 + z4 = 59+ 126 = 185 (răng). z 126 - Vậy tỉ số truyền thực tế là: u =4 = = 2,13 t2 z 59 3 * Tính lại góc nghiêng : Theo công thức 6.32 [1] mz. 2.185 cos = t = 0,958 2.a 2.193 w2  =160 36' ( 8º  20º) 2.2.5. Kiểm nghiệm răng độ bền về tiếp xúc: Ứng xuất xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau: 2T . K .( u + 1) 2 Ht2 HMHH= ZZZ [] . b u d 2 w3 t 2 w 3 Trong đó : + Z M : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp .Trị số của được tra trong bảng 6.5 [1] =274 ( MPa1/3 ) + ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Vì Với b là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. tgb = cos t .tg Do ta dùng bánh răng nghiêng không có dịch chỉnh nên : tg = = arctg( ) t tw cos : Được lấy theo tiêu chuẩn TCVN 1065-71 , = 20 24
tg20 t = tw =arctg = 20,8  33 cos16 39'  =arctg(cos . tg  ) = ar ctg (cos 20,8  . tg 16  39') = 15,62  bt33 2.cos  2.cos15,62 Vậy Z = b3 ==1,7 H sin(2 ) sin(2.20,8 ) tw3 Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Với   : là hệ số trùng khớp dọc . b sin  67,55.sin16 39'  =w2 = = 3,08  m. 2. Ta thấy > 1 nên ta tính theo công thức 6.36c [1] 1 Z =  Với  được tính bằng công thức : 1 1 1 1 =[1,88 − 3,2.( + )].cos = [1,88 − 3,2.( + )].cos16  39' = 1,72 zz 59 126 34 1 Z = = 0.76  1,72 +Tính KH: KH = KH .KH .KHv Với K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc vành răng KH là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng răng. Tra bảng 6.7 [1] KH =1,045 với sơ đồ 4 25
KH là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp . KH được tra từ bảng 6.14 [1] Để tra được bảng 6.14 [1] ta tìm trị số cấp chính xác thông qua tính vận tốc vòng và tra bảng 6.13 [1]. Vận tốc vòng được tính theo công thức: dn v = w3 2 60000 Với d là đường kính vòng lăn bánh chủ động và được tính theo công thức: w3 2.a 2.193 .123,32.236,46 d=w2 = =123,32( mm ) v = =1,52( m / s ) w3 u ++1 2,13 1 3 60000 t2 v 4(m/ s) Từ vận tốc vòng ta tra được cấp chính xác là : 9 do 3 Với cấp chính xác 9 từ bảng 6.14(trang 107) ta tra được KH =1,13 Với: KHv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. tra bảng P2.3 phụ lục. KHv =1.05  퐾 = 퐾 훽퐾 훼퐾 푣 = 1,04.1,13.1,05 = 1,23 Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng: 2T . K .( u + 1) 2 Ht2 HMHH= ZZZ [] . b u d 2 w3 t 2 w 3 2.408045,83.1,23.(2,13+ 1)  ==274.1,7.0,76. 405,29(MPa ) H 74.2,15.123,322 - Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép : CX [H ]= [ ].ZZK V . R . XH 0 Trong đó : [][]== HHlim  Chọn ZV =1 (với vận tốc vòng v < 5 (m/s)) Chọn K XH =1 (vỡ đường kính vòng đỉnh d a 700(mm) 26
Với cấp chính xác động học là 9 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám bề mặt Rma =2,5 1,25 . Vậy chọn ZR = 0,95 CX [H ] = [ ].Z V . Z R . K XH = 440,9.1.0,95.1 = 418,8( MPa ) Độ chênh lệch : |− [ ]CX | | 418,8− 405,29 |  =HH.100% = .100% = 3,2% 4% [ ]CX 418,8 H Thỏa mãn độ bền tiếp xúc, tính lại 푤3 Vậy chiều rộng vành răng của cấp chậm là: bw4 = 68 (mm) bb= + (5-10)mm= 74(mm) ww3 4 2.2.6. Kiểm nghiệm răng độ bền về uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất sinh ra tại chỗ răng phải thỏa mãn 2.TKYYY23 .FF . . . điều kiện :FF= [] 33b d m ww33  .Y FF34 FF= [] 44Y F3 Trong đó : T2 - momen xoắn bánh chủ động (N.mm) m - mô đun pháp (mm) b w3 - chiều rộng vành răng (mm) d w3 - đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm) 27
1 Y =  - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , với  là hệ số trùng khớp  ngang : 11  =1,72 Y = = = 0,58  1,72 Y - hệ số kể đến độ nghiêng của răng :   16,660 Y =1 − = 1 − = 0,88  140 140 YF1 , YF 2 - hệ số dạng bánh răng của bánh chủ động và bị động phụ thuộc vào số răng và hệ số dịch chỉnh ( hệ số dịch chỉnh không dùng dịch chỉnh nên x=0) Z 59 Z =3 = = 67,1 V3 cos33 cos 16,66 Z 126 Z =4 = =143,3 V4 cos33 cos 16,66 Từ hệ số dạng bánh răng tra bảng 6.18 [1] được: Y = 3,616 F3 Y = 3,6 F4 K F - hệ số tải trọng khi tính về uốn K F = K F .K F .K Fv Với K F - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn . Tra bảng 6.7 [1] với sơ đồ 4 với KF =1,072 Với K F - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn . Tra bảng 6.14 [1] với cấp chính xác 9 vận tốc vòng v < 2,5( m/s ) KF =1,37 Với K Fv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn : 28
v b d F w33 w KFv =+1 2.TKK2 .FF . aw2 vFF=  g03 v ut Với  F được tra bảng 6.15 [1]  F = 0,006 g0 được tra bảng 6.16 [1] g0 = 73 193 v =0,006.73.1,52. = 6,33 F 2,13 v b d F w33 w 6,33.74.123,32 KFv =1 + = 1 + = 1,048 2.TKK2 .FF . 2.408045,83 .1,072.1,37 KKKK =. . = 1,072.1,37.1,048 = 1,53 F F F Fv Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động: 2.TKYYY23 .FF . . . 2.408045,83 .1,53.0,58.0,88.3,61  F 3 = = =121,75 bww33. d . m 74.123,32.2 FF33=121,75(MPa )   = 221,1 4( MPa)  FF34.Y 121,75.3,6 FF44= = =121,41 (MPa )   = 205,71( MPa) YF 3 3,61 2.2.7. Kiểm nghiệm răng về quá tải Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy, ). Hệ số quá tải: KK==1,67 qt bd Ứng suất tiếp xúc cực đại : Hmax = H.K qt = 405,29. 1,67 = 523,75( MPa ) HHmax =523,75(MPa ) [ ] max = 1260( MPa ) Thỏa mãn điều kiện không gây biến dạng dư lớp bề mặt. 29
Ứng suất uốn cực đại: =.K = 121,75.1,67 = 203,32( MPa ) F3max F 3 qt F4max= F 4.K qt = 121,41.1,67 = 202,75( MPa ) FF3max =[ 3 ] max 360(MPa ) FF4max =[ 4 ] max 360(MPa ) Thỏa mãn điều kiện đề phòng biến dạng dư hoặc biến dạng phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng 2.2.8. Các thông số bộ truyền: Bảng 2.2 Các thông số của bộ truyền cấp chậm - Khoảng cách trục aw2 =193( mm ) - Mô đun m = 2 (mm) - Góc nghiêng răng  =16 39' 30
- Bánh răng Z = 59 3 Z4 =126 - Hệ số dịch chỉnh X3 = X4 = 0 - Góc profin gốc = 20 mz. 2.59 - Đường kính vòng chia d=3 = =123,17( mm ) 3 cos cos16o 39' mz. 2.126 d=4 = = 263,04( mm ) 4 cos cos16o 39' - Đường kính vòng đỉnh d= d +2. m = 123,17 + 2.2 = 127,17( mm ) a3 3 d= d +2. m = 263,04 + 2.2 = 267,04( mm ) a4 4 - Đường kính vòng lăn 2.a 2.193 d=w3 = =122,53( mm ) w3 u ++1 2,15 1 2 d= d. u = 122,53.2,15 = 263,43( mm ) ww432 - Chiều rộng vành răng b= 74( mm ) w3 b= 68( mm ) w4 - Vận tốc vòng v3=1,52 (m/s) 31
o o - Đường kính vòng cơ sở db3 = d3.cos20 = 123,17.cos20 = 115,74(mm) o o db4 = d4.cos20 = 263,04.cos20 = 247,17 (mm) -Đường kính vòng chân df3 = d3 - 2,5.m = 123,17- 2,5.2 = 118,17(mm) df4 = d4 - 2,5.m = 263,04- 2,5.2 = 258,04(mm) 2.Bộ truyền bánh răng cấp nhanh *Các thông số : PI = 10,44(KW) nI = 1458 (v/phút). 1 = 6,28 2.1. Chọn vật liệu Đây là bước quan trọng trong tính toán thiết kế chi tiết máy nói chung và bộ truyền bánh răng nói riêng. thấy hộp giảm tốc ta thiết kế có công suất trung bình. Vì vậy ta chọn vật liệu nhóm I có độ rắn HB 350. Với loại vật liệu này bánh răng có độ rắn thấp và có thể cắt chính xác sau khi nhiệt luyện. Cặp bánh răng này có khả năng chống mòn tốt và bánh răng được nhiệt luyện bằng thường hoá hoặc tôi cải thiện. Muốn tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn độ rắn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị: HB1 ≥ HB2 + (10÷15)HB. Tra bảng 6.1 [1] ta chọn vật liệu như bảng 2.2.1: Bảng 2.2.1.Vật liệu 2 cấp bánh răng cấp nhanh 32
Loại Loại Nhiệt luyện Độ rắn Giới hạn Giới hạn Kích thước bánh thép thép bền chảy S,mm,không răng lớn hơn b (MPa)  ch ( MPa) Nhỏ 45 Tôi HB 750 450 100 cảithiện 192 240 Lớn 45 Tôi HB 750 450 100 cảithiện 192 240 2.2Xác định ứng suất cho phép Gồm các ứng suất tiếp xúc cho phép  H  và ứng suất uốn cho phép F  được xác định như sau: 2.2.1. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép - Chọn độ rắn bánh chủ động: HB1=202 - Chọn độ rắn bánh bị động : HB2 = 192 - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc: SH =1,1 (Tra bảng 6.2[1]) 0 - Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở:σHlim = 2.HB + 70 (MPa) (Tra bảng 6.2[1]) Theo công thức (6.1_Tr91-[1]): 0 σHlim [σH] = . ZR. Zv. KxH. KHL (MPa) SH Trong đó: 0 + σHlim: Ứng xuất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở. + SH:Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. + ZR:Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. + Zv:Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. + KxH:Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Chọn sơ bộ: ZR.Zv.KxH = 1 + KHL: Hệ số xét đến tuổi thọ tính theo công thức (6.3_Tr93-[1]):. N m H 0 => KHL = H NHE Trong đó: mH = 6 (Khi HB 350) NH 0 => KHL = 6 NHE 33
NHO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc tính theo công thức (6.5_Tr93-[1]): 2,4 NH0 = 30. HHB với HHB – độ rắn Brinen NHE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương tính theo công thức (6.6_Tr93- [1]): NHE = 60.c.n.t *Với: c, n, t: Lần lượt số lần ăn khớp trong một vòng quay, số vòng quay trong một phút và tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét. Với: t = nt.i = (2 / 3.24).(0,7.365).7 = 28616( h ); • Với bánh răng nhỏ (bánh 1) 2,4 +NHO1 = 30. 202 = 10232094,47 +NHE1 = 60.1.1458.28616 = 2503327680 (Bánh 1 quay với nI = 1458 (v/ph)) “Bắt đầu từ NH01 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi. Vì vậy khi tính ra được NHE1>NHO1 , lấy NHE1 = NHO1 để tính, do đó KHL1 = 1 ” 0 + σHlim1 = 2.202 + 70 = 474 (MPa) Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh nhỏ:  0 474 [ ]=H lim1 .(Z . Z . Z ). K = .1.1 = 430,90( MPa ) H11S R v xH HL 1,1 H • Với bánh răng lớn (bánh 2) 2,4 2,4 + NHHO2230. HB 30.192 9058247,934 + NHE 2260. c . n . t 60.1.236,46.28616 405992361,6 (Bánh 2 quay với nII = 236,46 (v/ph) “Bắt đầu từ NH02 đường cong mỏi gần đúng là 1 đường thẳng song song trục hoành tức là trên khoảng cách này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi vì vậy khi tính ra được NHE2 > NHO2, ta lấy NHE2 = NHO2 để tính , Do đó: KHL2 = 1 ” 0 + σHlim2 = 2.192 + 70 = 454 (MPa) Vậy ứng suất tiếp xúc ở bánh lớn là:  0 454 [ ]=H lim2 .(Z . Z . Z ) K = .1.1 = 412,72( MPa ) H22S R v xH HL 1,1 H Ta chọn bộ truyền bánh răng cấp nhanh là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.Vì do các răng ăn khớp liên tục,khi một cặp răng ra khỏi khớp thì các cặp răng khác vẫn đang ăn khớp nên bộ truyền bánh răng nghiêng làm việc êm hơn bánh răng thẳng. Do luôn có nhiều răng đồng thời tham gia ăn khớp tại mỗi thời điểm nên bộ truyền bánh răng nghiêng chịu tải tốt hơn bánh răng trụ răng thẳng có cùng kích thước và bước răng. 34
Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bộ truyền bánh răng là : [σ ] + [σ ] 430,90 + 412,72 [σ ] = H1 H2 = = 421,81(MPa) H 2 2 Với∶ [σH]min = [σH2] = 412,72 (MPa) 1,25 (Bánh răng trụ)(công thức 6.12)[1]  HH  min  1,25  = 1,25  = 1,25.412,72 = 515,9(MPA )  HHH  min  2  Chọn  H  = 515,9 thỏa mãn điều kiện. Vậy chọn sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép : [] H sb =421,81(Mpa) 2.2.2. Xác định ứng suất uốn cho phép Ứng suất uốn cho phép được xác định theo công thức (6.1)[1] 0  F lim  F = YYKKK R s xF FC FL . SF Trong đó: 0 : ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở. +  F lim 0 Tra bảng 6.2[1]  F lim =1,8HB + Hệ số an toàn khi tính về uốn: SF =1,75 + YR: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. + Ys: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. + KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. Chọn sơ bộ: YR.Ys.KxF = 1. + KFC: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, lấy KFC = 1. (Bộ truyền quay 1 chiều) + KFL: Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định như sau: N m FO KFL = F với mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB 350 NFE Trong đó: - NFO: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn. 6 NFO = NFO1= NFO2= 4.10 (Mpa) đối với tất cả các loại thép. - NFE: Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương, khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: NFE = NHE = N =60.c.n.tƩ • Với bánh răng nhỏ: 6 + NFO1 = 4.10 + NNFE11== HE 2503327680 35
“Bắt đầu từ NFO1 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi uốn không thay đổi .Vì vậy khi tính ra được NFE1> NFO1 ,ta lấy NFE1= NFO1 để tính ,do đó KFL1 =1 ”. 0 Với: σFlim1= 1,8.212 = 381,6(MPa) Ứng suất uốn trên bánh nhỏ: 0  F lim1 381,6 [ F11 ]= .(Y R . Y S . K xF ) K FC . K FL = .1.1.1 = 218( MPa ) SF 1,75 • Với bánh răng lớn : 6 + NFO2 = 4.10 + NNFE22== HE 405992361,6 “Bắt đầu từ NFO2 đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi uốn không thay đổi .Vì vậy khi tính ra được NFE 2 > NFO2 ,ta lấy NFE 2 = NFO2 để tính ,do đó KFL2 =1 ”. 0 Với : σFlim2= 1,8.192 = 345,6 (MPa) Ứng suất uốn trên bánh lớn : 0  F lim2 345,6 [ F22 ]= .(Y R . Y S . K xF ) K FC . K FL = .1.1.1 = 197,4( MPa ) SF 1,75 2.3. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền 2.3.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục -Vì đây là hộp đồng trục => khoảng cách trục I bằng khoảng cách trục II hay 푤1= 푤2= 193 (mm). Theo công thức 6.16 [1] ta có: 훹 1= 0,5. 훹 1 (uII + 1) = 0,5 . 0,25 . (6,18 + 1) = 0,91 Chọn aw1 = 193(mm) bw MàΨba = nên ta có: aw Chiều rộng vành răng . 36
bw = 훹 1. aw1 = 0,25.193 = 48,25 (mm) 2.3.2. Xác định các thông số ăn khớp a. Xác định mô đun. Mô đun được xác định từ điều kiện bền uốn. Tuy nhiên để thuận tiện trong thiết kế, sau khi tính được khoảng cách trục a có thể dựa theo công thức 6.17 [1] để w1 tính mô đun, sau đó kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. m = (0,010,02) .a = (0,010,02) .193 = 1,933,86 (mm) w1 Theo bảng 6.8 [1] chọn mô đun theo tiêu chuẩn là m = 2 (mm). b. Xác định số răng, góc nghiêng  của răng và hệ số dịch chỉnh x. - Số răng: Giữa khoảng cách trục aw1 ,số răng bánh răng nhỏ nhất z1 ,số bánh răng lớn nhất z2 ,góc nghiêng  của răng và modul trong bộ truyền ăn khớp ngoài liên hệ với nhau theo công thức 6.18[1]: m1.( z 1+ z 2 ) aw1 = 2.cos1 Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng : Chọn sơ bộ :  =15 (vì bánh răng nghiêng  =−8 20 ). Số răng bánh nhỏ: 2.a .cos w1 z1 = mu.(1 + 1) Với aw1 = 193(mm) Cos = Cos15°= 0,966 m = 2 u1 = 6,28 Vậy ta có : o 2.aw1 .cos 2.193.cos15 z1 = = = 25,6 mu.(1 ++ 1) 2.(6,28 1)  Lấy z1 = 26 (răng). Vậy số bánh răng lớn z2 là: z2 = u1.z1 = 6,28.26 = 163,28(răng).  Lấy z2 = 163(răng). 37
Tổng số răng là: zt = z1 + z2 = 26 + 163 = 189(răng). - Vậy tỉ số truyền thực tế là : z2 163 ut1 = = = 6,2 z1 26 -Tính lại góc nghiêng:Theo công thức 6.32 [1] (Tr.103 ) mz. 2.189 cosβ=t = = 0,97 2.aw1 2.193 β = 14°4′. Thỏa mãn 8 1 20 Xét điều kiện sai lệch tỷ số truyền cho phép : uu−−7,2 6,28 t11.100%= .100% = 1,27% 4% u 6,28 1 → Chọn a =193 (mm) thỏa mãn . w1 Do dịch chỉnh chất lượng ăn khớp được cải thiện rất ít và bánh răng không có yêu cầu gì thêm nên ta không chọn dịch chỉnh. c. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền • Xác định đường kính vòng chia: -Bánh răng nhỏ: mz. 2.26 d =1 = = 53,6(mm) 1 cos cos14o 4' -Bánh răng lớn: mz. 2.163 d =2 = = 333,07(mm) 2 cos cos14o 4' • Xác định đường kính vòng lăn : -Bánh răng nhỏ: 2a 2.193 d =w1 = = 53(mm) w1 ut1 ++1 6,28 1 -Bánh răng lớn : d= d. u = 53.6,28 = 332,84( mm ) w21 wt 1 • Xác định đường kính chân răng : -Bánh răng nhỏ : 38
df 11= d −2,5. m = 53,6 − 2,5.2 = 48,6( mm ) -Bánh răng lớn : df 22= d −2,5. m = 333,07 − 2,5.2 = 328,07( mm ) • Xác định đường kính đỉnh răng : -Bánh răng nhỏ: da11= d +2. m = 53,6 + 2.2 = 57,6( mm ) -Bánh răng lớn: da22= d +2. m = 333,07 + 2.2 = 337,07( mm ) • Xác định đường kính cơ sở : Với α là góc profin theo TCVN 1065-71 lấy α=20⁰ (bảng 6.11[1]) ,ta có : -Bánh răng nhỏ: db11= d.cos = 53,6.cos20 = 50,36( mm) -Bánh răng lớn: db22= d.cos = 331,07.cos20 = 311,10( mm) • Góc profin răng : tg tg20 o t =arctg = ar ctg o = 20 34' cos cos14 4' • Góc ăn khớp (bánh răng trụ răng nghiêng không dịch chỉnh) : ttw ==20 34' 2.4. Kiểm nghiệm răng độ bền về tiếp xúc Ứng xuất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau: 2T . K .( u + 1) = ZZZ []11Ht (6.33)[1] HMHH . b u d 2 w1 t11 w Trong đó : - T 1 : Mô men xoắn trên bánh chủ động ( T 1 = 68283,71 (N.mm) ) - bw : chiều rộng vành răng bw = 48,25 (mm) - dw1: Đường kính vòng lăn bánh chủ động dw1 = 53 (mm) - ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Trị số 1/3 của ZM được tra trong bảng 6.5 [1] ZM = 274(MPa ) - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. ZH được tính theo công thức 6.34 [1] 2.cosb ZH = Với b là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. sin 2 tw 39
tgbt= cos . tg  Do ta dùng bánh răng nghiêng không có dịch chỉnh nên : t== tw 20⁰34′ tgbt =cos . tg  = cos20 34'. tg 14 4' = 0,23 b =arctg ( 0,23) = 12 57' Vậy : 2.cos12o 57' Z ==1,72 H sin(2.20 34') - Z : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. + Với  : là hệ số trùng khớp dọc.  b .sin 48,25.sin(14 4')  =w = =1,86  m. 2. Ta thấy   > 1 nên ta tính Z theo công thức 6.36c [1] : 1 Z =  + Với  được tính bằng công thức (6.38b) : 1 1 1 1 εα = [1,88 − 3,2. ( + )] . cos β = [1,88 − 3,2. ( + )] . cos 14⁰4′ Z1 Z2 26 163 = 1,68 1 1 => 푍ε = √ = √ = 0,77 εα 1,68 -TínhKH: KKKKH= H H Hv Với : + KH hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. ( KH =1,06) + KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc K là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng + H thời ăn khớp . KH được tra từ bảng 6.14 [1] . Để tra được bảng 6.14 [1] ta tìm trị số cấp chính xác thông qua tính vận tốc vòng và tra bảng 6.13 [1]. Vận tốc vòng được tính theo công thức : 40
dn v = wI1 60000 Ta có: dw1 = 53( mm ) .53.1458 v = = 4,04( m / s ) 60000 Từ vận tốc vòng ta tra bảng 6.13 [1] được cấp chính xác là : 8 Với cấp chính xác 8 tra bảng 6.14[1] được KH =1,07 - KHv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp , trị số của KHv = 1,01(tra bảng phụ lục p2.3)[1]: => 퐾H = KHβ. KHα. KHv = 1,06.1,07.1,01 = 1,14 Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt làm việc là : 2.68283,71.1,14.(6,28+ 1)  ==274.1,72.0,77. 418,75(MPa ) H 48,25.6,28.532 * Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép = .ZZK . . (MPa)  Hcx H sb V R xH Chọn ZR =1 (với vận tốc vòng v< 5 (m/s)) Chọn KxH =1(với đường kính vòng đỉnh da 700 ( mm ) Với cấp chính xác động học là 9 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9 khi đó cần gia công đạt độ nhám bề mặt Rma =2,5 1,25 (TCVN 2511-95). Vậy chọn 0,1 0,1 Zvv =0,85. = 0,85.4,04 = 0,97  = [σ ] . Z . Z . K =421,81.1.0,97.1=409,15MPa)  H cx H sb V R xH Kiểm tra :  − 409,15− 418,75   =HHcx =.100% = 2,3% 4% H cx  409,15  H cx Như vậy: [] H cx < H nhưng chênh lệch này nhỏ ,do đó ta giữ nguyên kết quả tính toàn và tính lại chiều rộng vành bánh răng. 2 2 σH 418,75 bw  ba .aw. =0,25.193. =50,54(mm) []H cx 409,15 Chọn bw 51(mm) +) Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc được tính lại 6.33[I] : 2.T1 .K H (u 1 +1) H = ZM.ZH.Z. 2 bw2 .u 1 .d w1 41
2.68283,71.1,14.(6,28+ 1)  ==274.1,72.0,77. 407,3(MPa ) =>σσ   H 51.6,28.532 HHCX ' bw2 51(mm) Để đảm bảo điều kiện tiếp xúc tốt nhất giữa 2 bánh răng trong quá trình làm việc ta chọn chiều rộng vành bánh răng nhỏ theo công thức: '' bw1 b w2 (5 10)(mm) ' Vậy ta xác định được: bw1 51 (5 10) (56 61)(mm) ' Chọn bw1 57(mm) 2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng thì ứng suất sinh ra tại chỗ răng phải thỏa mãn 2.TKYYY . . . . điều kiện : = 1 FF 1 [] FF11b d m ww11  .Y = FF12[] FF22Y F1 Trong đó : T1 - momen xoắn bánh chủ động (N.mm) ( T = T I = 68283,71 N.mm ) m - mô đun pháp (mm) (m = 2) - chiều rộng vành răng (mm) bw bw2 = 51( mm ) d - đường kính vòng lăn bánh chủ động (mm) d= 53( mm ) w1 w1 1 Y = - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , với  là hệ số trùng khớp   ngang : 1 ε = 1,68 => Y = = 0,59 α ε 1,68 Y - hệ số kể đến độ nghiêng của răng :  14 4' Y =1 − = 1 − = 0,89  140 140 Y , Y - hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động phụ thuộc vào số răng F1 F2 và hệ số dịch chỉnh ( hệ số dịch chỉnh không dùng dịch chỉnh nên x=0 ) Z 26 Z = 1 = = 28,48 V1 cos3 β cos314°4′ 42
Z 163 Z = 2 = = 178,58 V2 cos3 β cos314°4′ Từ hệ số dạng bánh răng tra bảng 6.18 [1] YF1 = 3,88 ; YF2 = 3,6 KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn KKKKF= F F Fv -Với : KF - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn .Tra bảng 6.7 [1] với sơ đồ 3 với Ѱbd = 0,91 → KF =1,14 -Với : KF - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Tra bảng 6.14 [1] với cấp chính xác 9 vận tốc vòng v = 4,04( m/s )→ KF =1,25 -Với : KFv - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn : v b d K =+1 F w21 w Fv 2.TKK . . 1 FF Ta có: a v=  g v w1 FF0 u t1 Với F : được tra bảng 6.15 [1] F = 0,006 g được tra bảng 6.16 [1] g = 56 0 : 0 v = 4,04(m/ s) 193 v =0,006.56.4,04. = 7,52 F 6,28 v b d F w2 w1 7,52.51.53 KFv =1 + = 1 + = 1,10 2.TKK1 .FF . 2.68283,71.1,14.1,25 KKKKF = F . F . Fv = 1,14.1,25.1,10 = 1,56 =>Ứng suất uốn là : 2.TKYYY . . . . 2.68283,71.1,56.0,59.0,89.3,88  =1 FF 1 = F1 b. d . m 51.53.2 ww2 1 = 80,29(MPa ) Y 3,6  =.F2 = 80,29. = 74,4(MPa ) FF21Y 3,88 F1 Xác định chính xác ứng xuất uốn cho phép : 43
= YYK  Fcx  F R S xF Trong đó : -YR :Hệ số xét ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng với cấp chính xác 9 chọn YR =1. - YS :Hệ số xét đến độ nhảy của vật liêu đối với tập trung ứng suất ,được xác định theo công thức : Ys =1,08 − 0,0695ln( m ) = 1,08 − 0,0695ln2 = 1,03( mm ). - KxF : Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn, với đường kính vòng đỉnh d 400 mm chọn K =1 a ( ) xF Ứng suất uốn cho phép được xác định ở mục 2.2.2 :  F1  = 218(MPa)  F 2  =197,4(MPa) =.Y . Y . K = 218.1.1,03.1 = 224,54 MPa F1  F1  R S xF ( ) cx =.Y . Y . K = 197,4.1.1,03.1 = 202,32 MPa  F22cx  F R S xF ( ) Ta thấy: F=80,29(MPa ) [ F ] cx = 243,66( MPa ) 11 =74,4(MPa ) [ ] = 227,77( MPa ) F22 F cx So sánh ứng suất uốn xuất hiện trên răng đều thỏa mãn. Vậy các thông số đó chọn đảm bảo độ bền uốn. 2.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ như lúc mở máy , ). Hệ số quá tải : KKqt== bd 1,67 Để tránh biến dạng dư hoặc gây gãy giòn lớp bề mặt , Ứng suất tiếp xúc cực đại max  H không được vượt quá 1 giá trị cho phép theo công thức 6.48[1]: max = . K  H H qt H max Ta có :  = 407,3 MPa H ( ) 44
Vậy ta xác định được : max =407,3. 1,67 = 526,34 2,8. == 2,8.450 1260 HH max = ch (Mpa) Đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng ,ứng suất uốn cực max đại  F tại mặt lượn chân răng không được vượt quá 1 giá trị cho phép : max = . K  F F qt F max  F1 = 80,29(MPa) Trong đó :  F 2 = 74,4(MPa) Ta lại có : [F ]max = 0,8 ch Ta lại có :  Bánh răng nhỏ : F1 ==0,8.450 360(MPa) (6.14)[1]  Bánh răng lớn :  F 2  ==0,8.450 360(MPa) Vậy xác định được : max = .K = 80,29. 1,67 = 103,75 MPa  F1 F 1 qt( )  F 1max max = .K = 74,4. 1,67 = 96,14 MPa  F4 F 4 qt( )  F 2 max Thỏa mãn điều kiện đề phòng biến dạng dư hoặc biến dạng phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng. 2.7. Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng cấp nhanh Bảng 2.2.2. Các thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh. STT Thông số Ký hiệu Giá trị Đơn vị 1 Khoảng cách trục a 193 mm w1 2 Mô đun pháp m 2 mm 3 Góc nghiêng răng  14 4' Độ 45
Z1 26 4 Số răng răng Z 163 2 5 Góc profin gốc 20 Độ d1 53,6 mm 6 Đường kính vòng chia d2 333,07 mm d a1 57,6 mm 7 Đường kính vòng đỉnh d 337,07 mm a2 d w1 53 mm 8 Đường kính vòng lăn d 332,84 mm w2 9 Tỷ số truyền ut1 6,2 b w1 57 mm 10 Chiều rộng vành răng b 51 mm w2 11 Vận tốc vòng v 4,04 m/s db1 50,36 mm 12 Đường kính vòng cơ sở db2 312,98 mm 13 Đường kính vòng chân df1 48,6 mm 46
df2 328,07 mm 2.4. Điều kiện bôi trơn Với hộp giảm tốc bôi trơn trong dầu, các bánh răng (bánh vít) lớn (hay bánh bị dẫn) được ngâm trong dầu. Kiểm tra điều kiện bôi trơn là kiểm tra các bánh lớn đều ngâm trong dầu và khoảng cách giữa mức dầu nhỏ nhất và mức dầu lớn nhất phải lớn hơn một trị số cho phép (thường bằng 5 đến 10 mm). 47
Chế độ bôi trơn trong hộp giảm tốc được lựa chọn theo vận tốc vòng. Ta có vận tốc vòng của bánh 2 và bánh 4 như sau: .dn . .53.1458 vw1 1 4,04( m / s ) 2 60.1033 60.10 .dn . .122,53.236,46 vw3 2 1,51( m / s ) 4 60.1033 60.10 Gọi X là khoảng cách từ các mức dầu đến tâm trục.chiều sâu ngâm dầu tối thiểu của bánh răng được lấy như sau: 2.4.1. Cặp bánh răng cấp nhanh. - Chiều cao răng: h1 = h2 = 2,25.m = 2,25.2 = 4,5 (mm) - Chiều sâu ngâm dầu: lm= (0,752).h = (0,752).4,5 = 3,375 9 (mm) Chiều sâu ngâm dầu không được nhỏ hơn 10 (mm) Lấy l2min = 10 (mm) - Mức dầu tối thiểu: d a2 337,07 X2min= −l = −10 = 158,53( mm ) 2 2min 2 - Mức dầu tối đa: : vì v = 4,04 (m/s) >1,5 nên d a2 337,07 X2max= −l = −20 = 148,53( mm ) 2 2max 2 2.4.2.Cặp bánh răng cấp chậm: - Chiều cao răng: h3= h4= 2,25.m = 2,25.2 = 4,5 (mm) - Chiều sâu ngâm dầu: l4= (0,752).h = 3,3759 (mm) Ta lấy l4min=10 (mm) - Mức dầu tối thiểu: 48
da4 267,04 X4min= −=l−=10 123,52() mm 2 4min 2 - Mức dầu tối đa: v= 1,56( m / s ) 1,5( m / s ) => Do đó không đảm bảo điều kiện bôi trơn . Như vậy hộp giảm tốc đồng trục 2 cấp sẽ được chia thành 2 ngăn để thoả mãn điều kiện bôi trơn 3.Kiểm tra các điều kiện chạm trục: Do là Hộp giảm tốc đồng trục nên không phải kiểm tra chạm trục. PHẦN III. THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT ĐỠ NỐI 3.1. Tính thiết kế trục 3.1.1. Chọn vật liệu Trục chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 tôi cải thiện, ch = 450MPa , ứng suất xoắn cho phép  = 15 30 Mpa 3.1.2. Tải trọng tác dụng lên trục 49
IV x Ft x x Fa4 Fr4 Fr3 4 3 III Ft4 Ft3 Fa3 II Fa2 Fr1 Fr2 1 2 Ft1 Ft2 Fa1 I 50
Hình 3.1: Sơ đồ phân tích lực chọn chiều nghiêng Do bộ truyền dẫn động đã cho là xích tải nên chiều quay của trục III được chọn như hình vẽ. Chiều các trục còn lại được chọn sao cho chiều nghiêng các bộ truyền hợp lý nhất. Nhận xét về chiều nghiêng của cặp bánh răng trên trục 2 ta có : Fa2 và Fa3 ngược chiều nhau. FFF = − aII a23 a là nhỏ nhất. =>chiều nghiêng ta chọn là hợp lý. 1.Chọn vật liệu: Trục chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 thường hoá, Chọn trục I, II, III có ch= 450 (MPa),  b = 750 (MPa), ứng suất xoắn cho phép  = 15 30 Mpa 2.Tải trọng tác dụng lên trục. * Lực hướng tâm do khớp nối gây ra. Fkn= ( 0,2÷0,3 ).Ft Với Ft là lực vòng trên khớp nối. 2.T1 Ft = D0 trong đó D0 : đường kính vòng tròn đi qua tâm chốt của nối trục vòng đàn hồi. tra bảng 16.10a[2] kích thước cơ bản của nối trục đàn hồi với T1 = 68283,71()N => = 71 (mm) 2.T1 2.68283,71 Ft = = =1923,48 (N) D0 71 => Fkn =(0,2 0,3.) 1923,48 = 384,69÷577,04 (N) Chọn Fkn = 550 (N) 51
+ Lực tác dụng từ bộ truyền cấp nhanh. a. Bộ truyền cấp nhanh Lực vòng: 2T 2.68283,17 FNI 2576,72( ) t1 d 53 W1 2T 2.408045,83 FNII 2451,90( ) t2 d 332,84 W2 Lực hướng tâm: 0 tgt tg20 34' FFNrt11 2576,72 996,70( ) cos1 cos14 4' tg tg200 34' FFNt 2451,90 948,42( ) rt22cos cos14 4' 1 tg tg20 = arctg()=arctg( ) 20 34' tw1 cos 1 cos14 4' Lực dọc trục: 0 Fat1 F 1 . tg 1 2576,72. tg 144' 645,6 3(N) Fa21 Ft2 tg2451,90. tg 14 4' 614,35( N ) a. Bộ truyền cấp chậm Lực vòng: 2TII 2.408045,83 Ft3= 6660,34(N ) d 122,53 w3 2TIII 2.837002,23 FNt4 6354,64( ) dW 4 263,43 Lực hướng tâm: 0 tgt tg20 8' FFNrt33 6660,340 2548,58( ) cos2 cos16 39' 52
tg tg200 8' FFNt 6354,64 2431,61( ) rt44cos cos160 39' 2 Lực dọc trục: 0 Fat33 F tg2 6660,34. tg16 39' 1991,86( N ) F F tg6354,64. tg160 39' 1900,44( N ) a42t4 c. Lực tác dụng từ bộ truyền xích Lực hướng tâm : FN5887,49( ) r (Đã tính ở Phần II – A, Thiết kế bộ truyền xich). 3.1.3. Tính sơ bộ trục - Đường kính trục được xác định theo mômen xoắn theo công thức: Ti di= 3 0,2  Trong đó: Ti: mômen xoắn trên trục i (Nmm) : ứng suất xoắn cho phép  = 15  30 (MPa) chọn = 15 (MPa) cho trục 1 = 20 (MPa) cho trục 2 = 30 (MPa)cho trục 3 Có T1= 68283,71(N.mm); T2= 408045,83(N.mm); T3=837002,23 (N.mm) ; 68283,71 d 3 28,33(mm ) 1 0,2.15 408045,83 d 3 46,7(mm ) 2 0,2.20 53
837002,23 d 3 51,8(mm ) 3 0,2.30 Theo bảng P 1.7 kích thước của động cơ 4A132M4Y3, ta có đường kính trục động cơ D = 38 (mm) Vì trục 1 nối với trục động cơ bằng khớp nối nên ta có : 0,8.D d1 1,2. D 30,4d1 45,6 Vậy ta chọn sơ bộ : d1= 35 (mm) d2= 50 (mm) d3= 55 (mm) Theo bảng 10.2. [ 1 ] từ đường kính d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo Bảng 3.1: bảng gần đúng chiều rộng ổ lăn d (mm) 35 50 55 bo (mm) 21 27 29 Ta thấy sơ đồ đặt lực và chọn chiều như hình vẽ là hợp lý Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Chiều dài mayơ bánh đai và bánh răng trụ :lmki = (1,2 1,5).dk ( chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i của trục thứ k ). - Chiều dài mayơ bánh răng trụ: lmki= (1,2 1,5).d k lm13 = ( 1,2÷1,5 ).d1 = ( 1,2÷1,5 ).35 =( 42÷52,5 ) mm. Để đảm bảo chiều rộng mayơ lớn hơn hoặc bằng chiều bộng vành răng (bw1 = 57) => ta chọn lm13 =63 (mm.) lm22 = ( 1,2÷1,5 ).d2 = ( 1,2÷1,5 ).50 = (60÷75 ) mm. Để đảm bảo chiều rộng mayơ lớn hơn hoặc bằng chiều bộng vành răng (bw2 = 51) 54
=> ta chọn lm22 =57 (mm). lm23 = ( 1,2÷1,5 ).d2 = ( 1,2÷1,5 ).50 = (60÷75 ) mm. Để đảm bảo chiều rộng mayơ lớn hơn hoặc bằng chiều bộng vành răng (bw3 = 74) => ta chọn lm23 =80 mm. lm32= ( 1,2÷1,5 ).d3 = ( 1,2÷1,5 ).55= (66÷82,5) mm. Để đảm bảo chiều rộng mayơ lớn hơn hoặc bằng chiều bộng vành răng (bw4 =68) => ta chọn lm32 =74 mm. - Chiều dài mayơ bánh xích: lm33 = ( 1,2÷1,5 ).d3 = ( 1,2÷1,5 ).55= (66÷82,5) mm. => Chọn lm33 = 70 (mm) - Chiều dài mayơ nửa khớp nối: lm12 = ( 1,4÷2,5 ).d1 = ( 1,2÷1,5 ).35 =( 42÷52,5 ) mm. => Chọn lm12 = 45 mm. - Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục: Tra bảng 10.3[1] ta được: + Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = ( 8÷15 ). Chọn k1 = 10 mm. + Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp : k2 = ( 5÷15 ). Chọn k2 = 10 mm. +Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = ( 10÷20 ). Chọn k3 = 15 mm. + Chiều cao của nắp ổ và đầu bulông: hn= ( 15÷20 ). Chọn hn = 15 mm. 55
.Tính các khoảng cách trên trục. HÌNH 10.9 :SƠ ĐỒ TÍNH KHOẢNG CÁCH ĐỐI VỚI HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG ĐỒNG TRỤC Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng đồng trục -Khoảng côngxôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ngoài hộp giảm tốc: 56
lcki = 0,5.( lmki + bo ) + k3 + hn => lc12 = 0,5.( lm12 + bo1 ) + k3 + hn = 0,5.(45 +21 ) + 15 + 15 = 63 (mm) => lc33 = 0,5.( lm33 + bo3 ) + k3 + hn = 0,5.( 70 +29) + 15 + 15 = 79,5 (mm) - Trục I: + l12 = lc12 = 63 (mm) + l13 = 0,5.( lm13 + bo1) + k1 + k2 = 0,5.( 63 + 21) + 10 + 10 = 62 (mm). + l11 = 2l13 = 2.62= 124 (mm). - Trục II: + l22 = l13 = 62 mm + l23 = l11 + l32 + k1 + bo2 = 124 + 74,5 + 10 + 27= 235,5 (mm) + l21 = l23 + l32 = 235,5 + 74,5=310 (mm). - Trục III: + l32 = 0,5.( lm32 + boIII) + k1 + k2 = 0,5.( 80 +29) + 10 + 10 = 74,5(mm). + l31 =2.l32 = 2.74,5= 149 (mm) + l33 = l31 + lc33 = 149 + 79,5= 228,5 (mm) 2.5.1. Tính trục I. Sơ đồ lực tác dụng lên trục I: l11=124 l12=63 l13=62 FyD T A D FyB B Fr1 C Fa1 Fkn FxB FxD Ft1 57
* Tính các lực và momen: d 53 + MF=.w1 = 645,63. = 17109,19 (N) aa1122 d 53 + MF=.w1 = 2576,72. = 68283,08 (N) tt1122 - Theo phương X: + MXB= 0  Ft1.l13-FXD.l11 -Fkn.l12= 0 −Ft13 l1+ F kn l 12 2576,72.62 + 550.63 => FXD = ==1567,79 (N) l11 124 + F(X)= 0 FXB + Ft1 + FxD + Fkn =0 => FXB = Ft1 – FXD - Fkn = 2576,72 -1567,79-550 = 458,93 (N) - Theo phương Y : + MB= 0  Fr1. l13 – Ma1 – FYD. l11 = 0 Fra1. l 13 – M 1 996,70.62− 17109,19 => FYD = = = 360,37 (N) l11 124 + F(Y)= 0  FYB + Fr1 - FYD =0 => FYB = -Fr1 + FYD = -996,70 + 360,37 = -636,33(N) => FYB ngược chiều giả thiết. 58
100 56 50 FyD T D A FyB B Fr1 C Fkn Fa1 FxB FxD Ft1 FyD Mt1 T Ma1 C D A yB B Fr1 F Ft1 Fkn FxB FxD My (N.mm) 22342,94 39452,46 17109,19 Mx (N.mm) 34100 97202,98 68283,71 Mz (N.mm) Ø25 Ø25 Ø20 Ø30 Hình 1: Biểu đồ momen và kích thước sơ bộ trục I 59
* Xác định đường kính trục : Mtd d = 3 A 0,1.[ ] Trong đó : + [σ] là ứng suất cho phép. Tra bảng 10.5[1] : Thép 45 có σb = 750 (Mpa) + Với trục I có D1 =35=>[σ] = 63(Mpa) + Mtđ là momen tương đương tại tiết diện đang tính 2 2 2 MMMTtd= x + y + 0,75 Tại tiết diện A: 2 2 2 M td =0 + 0 + 0,75.68283,71 = 59135,42(N.mm) 59135,42 => d ==3 21,44 (mm) A 0,1.63 Do tại A có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 4% để đảm bảo độ bền cứng: ’ => dA = 21,44 + 0,04.21,44 = 22,29 (mm) Tại tiết diện B : 2 2 2 M td =34100 + 0 + 0,75.68283,71 = 68262,79 (N.mm) 68262,79 => d ==3 22,12 (mm) B 0,1.63 Tại tiết diện C. + Tiết diện bên trái điểm C: 2 2 2 M td =97202,98 + 39452,46 + 0,75.68283,71 = 104904,56 (N.mm) + Tiết diện bên phải điểm C: 2 2 2 M td =97202,98 + 22343,27 + 0,75.68283,71 = 99738,11 (N.mm) Ta thấy Mtđ tại tiết diện bên trái điểm C có giá trị lớn hơn => ta dùng giá trị này để tính đường kính trục. 60
104904,56 => d ==3 25,5 (mm) C 0,1.63 Do tại C có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 4% để đảm bảo độ bền cứng: dC =25,5 + 0,04.25,5 = 26,52 Tại tiết diện D : Mtd = 0 (N.mm) => dD = 0 (mm) Để lắp được ổ lăn và bánh răng ta phải quy chuẩn đường kính trục theo dãy tiêu chuẩn. => Chọn: + Đường kính đoạn trục lắp bánh đai tại A :Chọn dA=20 (mm) + Đường kính đoạn trục lắp ổ lăn tại B & D: dB = dD =25 (mm) +Đường kính đoạn trục lắp bánh răng tại C: dC =30 (mm) * Xét điều kiện chế tạo bánh răng liền trục tại tiết diện C: Đối với bánh răng trụ, điều kiện chế tạo bánh răng liền trục là X ≤ 2,5.m 2 t x f1 d 13 d Với dc = 28 tra bảng 9.1a[1] ta có t2 = 2,8 ( t2 là chiều sâu rãnh then trên lỗ, (mm)). dd− 48,6− 28 => Xt=fC1 − = −2,8 = 7,5 > 2,5.m =2,5.2 = 5 222 => bánh răng trên trục I không chế tạo liền trục. 61
2.5.2. Tính trục II. Sơ đồ lực tác dụng lên trục II. Fr2 Fr3 FyA Ft3 FxA Fa2 Fa3 FyD Ft2 B C A D l22=62 FxD l23=235,5 21= l 310 HÌNH 1. * Tính các lực và momen: d 332,84 + MF=.w2 = 614,35. = 102240,12 (N) aa2222 dw3 122,53 + MF=. = 1991,86. = 122031,30 (N) aa3322 - Theo phương X: 62
+ MXA= 0  Ft2.AB– Ft3. AC+ FXD.AD= 0 F AC− F AB 6660,34.235,5− 2451,90.62 => F = tt32= = 4569,34 (N) XD AD 310 + F(X) = 0  - FXA+ Ft2 – Ft3 + FXD =0 => FXA = - Ft3 + Ft2 + FXD = -6660,34 + 2451,90 + 4569,34 = 360,9 (N) - Theo phương Y : + MA= 0  Fr2. AB + Ma2 + Fr3.AC - Ma3 – FyD.AD= 0 F AB+ F AC + M − M => F = r2 r 3 a 2 a 3 YD AD 948,42.62+ 2548,58.235,5 +102240,12 − 122031,30 ==2061,94 (N) 310 + F(Y)= 0  FYA – Fr2– Fr3 + FYD = 0 => FYA = Fr2+ Fr3– YD = 948,42 + 2548,58 – 2061,94 = 1435,06 (N) 63
Sơ đồ tính lực và biểu diễn momen khi tính chính xác trục II. Hình 2: biểu đồ momen và kích thước sơ bộ trục II Fr2 Fr3 Ft3 FxA FyA Fa2 Fa3 FyD Ft2 B C A D 62 FxD 235,5 310 275645,83 191213,84 153614,53 88973,72 My (N.mm) 22375,8 Mx (N.mm) 340415,83 Mz (N.mm) 408045,83 Ø45 Ø40 Ø40 Ø52 64
* Xác định đường kính trục : M tđđ d = 3 Trong đó : j 0,1.[ ] + dj là đường kính trục tại tiết diện j + [σ] là ứng suất cho phép. Tra bảng 10.5[1] : Thép 45 có σ = 750, D =50 => [σ] = 50 (Mpa) b 2 + Mtđj là momen tương đương tại tiết diện j M = M 2 + M 2 + 0,75T 2 tdj xj yj j Tại tiết diện A : Mtd = 0 (N.mm) => dA = 0 (mm) Tại tiết diện B: + Tiết diện bên trái điểm B : 2 2 2 M td =22375,8 + 88973,72 + 0,75.0 = 91744,20 (N.mm) + Tiết diện bên phải điểm B: 2 2 2 Mtd =22375,8 + 191213,84 + 0,75.408045,83 = 402417,02 (N.mm) Ta thấy Mtđ tại tiết biện bên phải diểm B có giá trị lớn hơn => ta dùng giá trị này để tính đường kính trục. 402417,02 => d ==3 43,17 (mm) B 0,1.50 Do tại B có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 4% để đảm bảo độ bền cứng: ’ => dB = 43,17 + 0,04.43,17= 44,89(mm) Tại tiết diện C : + Tiết diên bên trái điểm C : 2 2 2 M td =340415,83 + 275645,83 + 0,75.408045,83 = 562796,24 (N.mm) 65
+ Tiết diện bên phải điểm C: 2 2 2 M td =340415,83 + 153614,53 + 0,75.0 = 373470,69 (N.mm) Ta thấy Mtđ tại tiết biện bên trái diểm C có giá trị lớn hơn => ta dùng giá trị này để tính đường kính trục. 562796,24 => d ==3 48,28 (mm) C 0,1.50 Do tại C có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 4% để đảm bảo độ bền cứng: ’ => dC = 48,28+ 0,04. 48,28 = 50,21 (mm) Tại tiết diện D : Mtd = 0 (N.mm) => dD = 0 (mm) Để lắp được ổ lăn và bánh răng ta phải quy chuẩn đường kính trục theo dãy tiêu chuẩn. => Chọn: + Đường kính đoạn trục lắp ổ lăn tại A và D: dA = dD = 40 (mm) + Đường kính đoạn trục lắp bánh răng tại B: dB = 45 (mm) + Đường kính đoạn trục lắp bánh răng tại C: dC = 52 (mm) 66
2.5.3. Tính trục III. Sơ đồ lực tác dụng lên trục III. 228,5 149 74,5 FyC FyA FxA Fx A B C Fr4 Fa4 D Ft4 FxC Hình III: sơ đồ hóa trục III. * Tính các lực và momen: d 263,43 + MF=.w4 = 1900,44. = 250316,45 (N) aa4422 + Fx=5887,49 67
- Theo phương X: + MA= 0  Ft4.AB+FXC.AC= 0 −F .AB −6354.74,5 => F = t 4 = = −3177 (N) X C AC 149 + F(X)= 0 Ft4 + FXA + FXC =0 =>FXA = -Ft4 - FXC = -6354 – (-3177) =-3177 (N) => chiều Fxc,Fxa là chiều ngược lại. - Theo phương Y : + MA= 0  FYC.149 + Fr4 .74,5 - Fx.228,5 + Ma4 = 0 => −MF −.AB + Fx.ad −−250316,45 2431,61.74,5+ 5887,49.228,5 Fy = ar44 = = 6133,02 C AC 149 (N) + F(Y)= 0  -FYA+ Fr4+ FYC -Fx=0 => FYA = Fr4 + FYC -Fx = 2431,61 +6133,02 – 5887,49= 2677,9 (N) 68
- Sơ đồ tính lực và biểu diễn momen khi tính chính xác trục III. 228,5 149 74,5 FyC FyA FxA Fx A B C Fr4 Fa4 D Ft4 FxC FyC FyA FxA B A C Fx Fr4 Fa4 D FxC Ft4 49741,74 200574,71 My (N.mm) 250316,45 236686,5 468055,45 Mx (N.mm) 837002,23 Mz (N.mm) Ø50 Ø55 Ø55 Ø60 Hình 3 : Biểu đồ momen và tính toán sơ bộ trục III * Xác định đường kính trục : M tđđ d = 3 j 0,1.[ ] Trong đó : + dj là đường kính trục tại tiết diện j + [σ] là ứng suất cho phép. Tra bảng 10.5[1] : Thép 45 có σb =750 (Mpa) có D3 =55 =>[σ] = 50 (Mpa) + Mtđj là momen tương đương tại tiết diện j 69
2 2 2 M tdj = M xj + M yj + 0,75T j Tại tiết diện A : 2 2 2 M td = 0 + 0 + 0,75.0 = 0 (N.mm) => dA = 0 (mm) Tại tiết diện B : + Tiết diện bên trái điểm B : 2 2 2 M td =236734,18 + 200574,71 + 0,75.837002,23 = 788481,34 (N.mm) Ta thấy Mtđ tại tiết diện bên trái điểm B có giá trị lớn hơn => dùng giá trị này để tính đường kính trục 788481,34 => d ==3 54,02 (mm) B 0,1.50 Do tại B có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 4% để đảm bảo độ bền cứng: ’ => dB = 54,02+ 0,04.54,02= 56,18 (mm) Tại tiết diện C : 2 2 2 M td =0 + 468055,45 + 0,75.837002,23 = 862847,29 (N.mm) 862847,29 => d ==3 55,6 (mm) C 0,1.50 Tại tiết diện D : 2 2 2 M td =0 + 0 + 0,75.837002,23 = 724865,19 (N.mm) 724865,19 => d ==3 52,53 (mm) D 0,1.50 Do tại D có rãnh then nên ta chọn đường kính tăng lên 4% để đảm bảo độ bền cứng: ’ => dD =52,53 + 0,04.52,53 = 54,63 (mm) Để lắp được ổ lăn và bánh răng ta phải quy chuẩn đường kính trục theo dãy tiêu chuẩn. => Chọn: 70
+ Đường kính đoạn trục lắp ổ lăn tại A và C: dA = dC =55 (mm) + Đường kính đoạn trục lắp khớp nối tại D: dD = 50 (mm) + Đường kính đoạn trục lắp bánh răng tại B: dB = 60 (mm) 3. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. Khi xác định đường kính trục ta chưa xét đến các yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đồi của chu kì ứng suất, sự tập chung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt . Vì vậy ta cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. Kết cấu của trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết tiện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: sj .sj s j = [s] 2 2 sj + sj Trong đó: + [s] : hệ số an toàn ([s] = 1,5÷2,5 ) + sσj và sτj : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j:  −1 sj = Kdj. aj +  . mj  −1 sj = Kdj. aj +  . mj Với:  −1 và  −1 : giới hạn mỏi uốn và xoắn uốn ứng với số chu kì đối xứng −1 ==0,436. b 0,436.750 = 327 (Mpa) −1==0,58. -1 0,58.327 = 189,66 (Mpa) + , :tra bảng 10.7[1], với  = 750 =>  = 0,1 ; = 0,05 . 71
aj, mj, aj, mj: biên độ và hệ số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j Với trục quay ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng do đó: mj = 0 M j 2 2 aj = maxj = ( Mj = M xj + M yj ) W j Wj là momen cản uốn tại tiết diện j của trục. Trục quay 1 chiều => ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó:  maxj Tj ttmj==a j = 22W0 j W0j là momen cản xoắn tại tiết diện j của trục + ψσ và ψτ : hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7[1] + Kdj và K dj : các hệ số được xác định theo công thức: K 1 K 1 KK dj= + x −1. ; KK dj= + x −1.  KY  KY Trong đó: + Kx là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phu thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt. (Tra bảng 10.8[1] )=> K X =1,10 + Ky là hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền, cơ tính vật liệu. Ta không dùng phương pháp tăng bền => Ky = 1. + εσ và ετ là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10[1] + Kσ , Kτ là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập chung ứng suất. Tra bảng 10.12[1] 72
3.1. Tính kiểm nghiệm trục I: Tra bảng 10.8[1] : Trục được gia công trên máy tiện Ra = 2,5÷0,63 => Kx = 1,09 Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ momen ta thấy tiết diện nguy hiểm là tiết diện C. Tiết diện tại C: Tại C trục có d = 30 (mm) Tra bảng 9.1b[1] ta có: b = 10(mm), t1 = 5 (mm) Tính momen cản uốn W và momen cản xoắn W0: TRỤC CÓ MỘT RÃNH THEN 3 2 32 dC bt11() dj − t .30 10.5.(30− 5) WC = − = − = 2129,88 32 2d j 32 2.30 3232 dCC b. t11 .( d− t ) .30 10.5.(30− 5) W0C = − = − = 4780,60 16 2dC 16 2.30 Momen uốn tổng: 2 2 2 2 MMMC= xC + yC =97202,98 + 39452,46 = 104904,31( N.mm ) => Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện C mC = 0 MC 104904,31 aC=max C = = = 49,25 WC 2129,88  maxC TC 68283,71 mC = aC = = = = 7,14 2 2W0C 2.4780,60 Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi εσ, ετ Tra bảng 10.10[1] với vật liệu trục là thép 45 ta có: εσ =0,88, ετ = 0,81 73
Tra trong bảng 10.12 với dao phay ngón => KK==1,94; 1,795 KK1,94 1,795 => = =2,20; = = 2,21 0,88 0,81 K K -Mặt khác ta có tỉ số  ;  do lắp có độ dôi tại tiết diện C:   Tra bảng 10.11[1] với kiểu lắp k6 ta có: K K  = 2,345 ;  =1,805     -Lấy với giá trị lớn hơn => KK ==2,345; 2,21   => Các hệ số: K +−Kx 1  2,345+− 1,09 1 K dC = = = 2,435 K y 1 K +−Kx 1  2,21+− 1,09 1 K dC = = = 2,3 K y 1 Hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ψσ và ψτ. Tra bảng 10.7[1] ta có: ψσ = 0,1 ; ψτ= 0,05 => Hệ số an toàn riêng của trục:  −1 327 sC = = = 2,72 KdC. aC++  .  mC 2,435.49,25 0,1.0  −1 189,66 sC = = = 11,3 KdC. aj++  .  mC 2,3.7,14 0,05.7,14 ss. 2,72.11,3 Vậy: s =CC = = 2,6 C 2 2 2 2 ssCC++2,72 11,3 => s [s] = (1,5÷2,5 ) => Tiết diện tại C thỏa mãn điều kiện bền mỏi. 74
=> Trục I thỏa mãn điều kiện bền mỏi. 3.2. Tính kiểm nghiệm trục II: Tra bảng 10.8[1] : Trục được gia công trên máy tiện Ra = 2,5÷0,63 => Kx = 1,09 Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ momen ta thấy tiết diện nguy hiểm là tiết diện C và B. Tiết diện tại C: Tại C trục có d = 52 mm và 1 rãnh then. Tính momen cản uốn W và momen cản xoắn W0: 3 2 dC b.t1.(dC − t1 ) WC = − 32 2dC 3 2 dC b.t1.(dC − t1 ) W0C = − 16 2dC Trong đó: b và t1 lần lượt là chiều rộng và chiều sâu rãnh then trên trục. Tra bảng 9.1a[1] ta có: b = 16 (mm), t1 = 6 (mm) Thay số vào ta được : .5232 16.6.(52− 6) W = − =11850,92 ( mm3) C 32 2.52 .5232 16.6.(52− 6) W = − = 25655,08 ( mm3) 0C 16 2.52 Momen uốn tổng: 2 2 2 2 MMMC= xC + yC =340415,83 + 275645,83 = 438022,32 ( N.mm ) Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện C mC = 0 MC 438022,32 aC=max C = = = 36,96 WC 11850,92  maxC TC 408045,83 mC = aC = = = = 7,95 2 2W0C 2.25655,08 75
Hệ số tập trung ứng sất thực tế khi uốn và xoắn khi có rãnh then Kσ , Kτ Tra bảng 10.12[1] : ( giả sử ta phay rãnh then bằng dao phay ngón ) Kσ = 1,94 , Kτ = 1,79 Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi εσ,ετ Tra bảng 10.10[1] với vật liệu trục là thép 45 ta có: εσ =0,805 , ετ = 0,757 K K => Ta có tỉ số  ;  tại rãnh then trên tiết diện C:   K 1,94 K 1,79  ==2,4 ;  ==2,36  0,805  0,757 Mặt khác ta có tỉ số ; do lắp có độ dôi tại tiết diện C: Tra bảng 10.11[1] đường kính trục d= 52(mm) với kiểu lắp k6 ta có: K K  = 2,86;  = 2,215   So sánh các tỉ số , do rãnh then và tỉ số ; do lắp độ dôi ta chọn K K giá trị lớn hơn  = 2,86 và  = 2,36 làm giá trị để tính toán.     => Các hệ số: K +−Kx 1  2,86+− 1,09 1 K dC = = = 2,95 K y 1 K +−Kx 1  2,36+− 1,09 1 K dC = = = 2,45 K y 1 Hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ψσ và ψτ. Tra bảng 10.7[1] ta có: ψσ = 0,1; ψτ= 0,05 => Hệ số an toàn riêng của trục: 76
 −1 327 sC = = = 2,99 KdC. aC++  .  mC 2,95.36,96 0,1.0  −1 189,66 sC = = = 9,54 KdC. aC++  .  mC 2,45.7,95 0,05.7,95 ss. 2,99.9,54 Vậy: s =CC = = 2,8 C 2 2 2 2 ssCC++2,99 9,54 => s > [s] = (1,5÷2,5 )=> Tiết diện tại C thỏa mãn điều kiện bền mỏi. => Vậy trục 2 thỏa mãn điều kiện bền mỏi 3.3. Tính kiểm nghiệm trục III: Tra bảng 10.8[1] : Trục được gia công trên máy tiện Ra = 2,5÷0,63 => Kx = 1,09 Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ momen ta thấy tiết diện nguy hiểm là tiết diện B Tiết diện tại B: Tại B trục có d = 60 (mm) và 1 rãnh then. Tính momen cản uốn W và momen cản xoắn W0: 3 2 d B b.t1.(d B − t1 ) WB = − 32 2d B 3 2 d B b.t1.(d B − t1 ) W0B = − 16 2d B Trong đó: b và t1 lần lượt là chiều rộng và chiều sâu rãnh then trên trục. Tra bảng 9.1a[1] ta có: b = 18 (mm), t1 = 7 (mm) Thay số vào ta được : .6032 18.7.(60− 7) W = − =18256.30( mm3) B 32 2.60 .6032 18.7.(60− 7) W = − = 39462,05 ( mm3) 0B 16 2.60 Momen uốn tổng: 2 2 2 2 MMMB= xB + yB =236734,18 + 200574,71 = 310279,36 ( N.mm ) => Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện B 77
mB = 0 M B 310279,36 aB=max B = = =16,99 WB 18256,30  maxB TB 837002,23 mB = aB = = = =10,6 2 2W0B 2.39462,05 Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn khi có rãnh then Kσ , Kτ Tra bảng 10.12[1] : ( giả sử ta phay rãnh then bằng dao phay ngón ) Kσ = 1,94 , Kτ = 1,79 Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi εσ,ετ Tra bảng 10.10[1] với vật liệu trục là thép 45 ta có: εσ =0,78 , ετ = 0,745 K K => Ta có tỉ số  ;  tại rãnh then trên tiết diện B:   K 1,94 K 1,79  ==2,48 ;  ==2,4  0,78  0,745 Mặt khác ta có tỉ số ; do lắp có độ dôi tại tiết diện B: Tra bảng 10.11[1] đường kính trục d= 60 với kiểu lắp K6 ta có: K K  = 2,86;  = 2,215   So sánh các tỉ số , do rãnh then và tỉ số ; do lắp độ dôi ta chọn K K  = 2,86 và  = 2,4làm giá trị để tính toán.     => Các hệ số: K +−Kx 1  2,86+− 1,09 1 K dB = = = 2,95 K y 1 78
K +−Kx 1  2,4+− 1,09 1 K dB = = = 2,49 K y 1 Hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ψσ và ψτ. Tra bảng 10.7[1] ta có: ψσ = 0,1 ; ψτ= 0,05 => Hệ số an toàn riêng của trục:  −1 327 s B = = = 6,52 KdB. aB++  .  mB 2,95.16,99 0,1.0  −1 189,66 s B = = = 7,04 KdB. aB++  .  mB 2,49.10,6 0,05.10,6 ss. 6,52.7,04 Vậy: s =BB = = 4,8 B 2 2 2 2 ssBB++6,31 7,04 => s [s] = (1,5÷2,5 ) => Tiết diện tại B thỏa mãn điều kiện bền mỏi. => Trục III thỏa mãn điều kiện bền mỏi. 4. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột ( chằng hạn khi mở máy ) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Ta có công thức (10.27)[1] 2 2  td =  + 3   Trong đó: [σ] = 0,8. σch = 0,8.450 = 360 ( Mpa ) 4.1. Kiểm nghiệm trục I. Tiết diện nguy hiểm là tiết diện qua điểm lắp bánh răng C Tiết diện qua điểm lắp bánh răng điểm C M +  = max 0,1.d 3 Mmax là momen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải Kbd =1,67 MK=.M = 1,67.104904,31 = 175190,19 (N.mm) max bd c 79
175190,19  ==64,88 0,1.303 TKTmax.bd 1 1,67.68283,71 +  =3 = 3 = 3 = 21,11 0,2.dd 0,2.C 0,2.30 ( Tmax là momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải ) 22 => td =64,88 + 3.21,11 = 74,47 (Mpa) Ta thấy σtd trục I thỏa mãn độ bền tĩnh. 4.2. Kiểm nghiệm trục II. Tiết diện nguy hiểm là tiết diện qua điểm lắp bánh răng tại C Tiết diện qua điểm lắp bánh răng điểm C M +  = max 0,1.d 3 ( Mmax là momen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải MKmax =bd.M c = 1,67.438022,32 = 731497,27 ( N.mm) 731497,27 => ==50,02 0,1.523 T KT. 1,67.408045,83 +  =max =qt 2 = = 24,23 0,2.dd3 0,2. 3 0,2.52 3 C ( Tmax là momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải ) 22 => td =50,02 + 3.24,23 = 65,29 (Mpa) Ta thấy σtd trục II thỏa mãn độ bền tĩnh. 4.3. Kiểm nghiệm trục III. Tiết diện nguy hiểm là tiết diện qua điểm B có: M +  = max 0,1.d 3 ( Mmax là momen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải MKmax=bb d.M = 1,67.310279,36 = 518166,53( N.mm) 80
M 518166,53 => =max = = 23,98 0,1.d 33 0,1.60 Tmax KTqt . 2 1,67.837002,23 +  =3 = 3 = 3 = 32,35 0,2.dd 0,2.B 0,2.60 ( Tmax là momen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải ) 22 => td =23,98 + 3.32,35 = 60,94 (Mpa) Ta thấy σtd trục III thỏa mãn độ bền tĩnh. PHẦN IV :TÍNH CHỌN Ổ LĂN Để giảm chi phí , giảm giá thành cho hộp giảm tốc mà vẫn đảm bảo khả năng làm việc nên ta thường chọn ổ có cấp chính xác “0” 1. Tính ổ cho trục I. a. Chọn loại ổ lăn. Vì trên đầu ra của trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của Fkn ngược chiều với chiều đã dùng khi tính trục để tính trường hợp nguy hiểm nhất với ổ. Fsb Fsd Frb Frd Fkn Fa1 Hình 4.1. Sơ đồ bố trí ổ lăn trục I Các lực tác dụng lên trục: 81
−Ft13 l1− F kn l 12 2576,72.62 −550.63 FXD = ==1008,92 l11 124 FXB = Ft1 – FXD + Fkn = 2576,72 -1008,92+550 = 2117,8 (N) Fa1 = 645,63(N) FYD = 360,37(N) FYB = -636,33 (N) => Phản lực tổng trên các gối ổ: FFF=2 + 2 =2117,8 2 + ( − 636,33) 2 = 2211,33 rB XBB Y (N) 2 2 2 2 FFF=X D + =1008,92 +360,37 = 1071,34 (N) rD YD Ta xét tỉ số. F 645,63 a1 = =0,29 0,3 F 2211,33 rb F 645,63 a1 = =0,6 0,3 F 1071,34 rD Để cho trục I có cùng một loại ổ nên ta sẽ chọn theo tỷ số lớn hơn. Vậy ta dùng ổ đũa côn. Với đường kính ngõng trục d = 25 mm => Tra bảng P.2.12[1] ta có các thông số sau: Bảng 2.1 : Thông số cơ bản của ổ trục I Ký d D b r r1 C C0 훼 hiệu ổ (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (kN) (kN) (°) 7305 25 62 18,25 2,0 0,8 29,6 20,9 13,50 Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ:  FFFZB=+ sD a1  FFFZD=− sB a1 Với ổ đỡ côn nên ta có: 82
FSR= 0,83. e . F : Tra bảng 11.4[1] với ổ đũa côn ta có: => e = 1,5tg =1,5tg(13,50)=0,36 F=0,83. e . F = 0,83.0,36.2211,33 = 660,74 (N) SRBB F=0,83 e . F = 0,83.0,36.1071,34 = 320,11 (N) SRDD => FFF= + =320,11 + 645,63 = 965,74 (N)  ZbD s a1 FFF= − =660,74 − 645,63 = 15,11 (N)  Zd sB a1 => Lực dọc trục tác dụng lên ổ. FFF==max ; 965,74 (N) aBBB S Z FFF==max ; 320,11 (N) aDDD S Z - Xác định các hệ số X, Y: Vì vòng trong quay => V=1. Ta có tỉ số: F 965,74 aB = =0,4 e = 0,36 = X = 0,4,Y = 0,4cotg = 1,64 VF.RB 1.2211,33 FaD 320,11 = =0,29 e = 0,36 = XDD = 1, Y = 0 VF.RD 1.1071,34 -Xác định tải trọng động quy ước trên từng ổ: Với ổ bi đỡ chặn =>Q=+( X . V . Fr Y . F a ). k t . kđ Trong đó: + X : Hệ số tải trọng hướng tâm. + Y : Hệ số tải trọng dọc trục. + V : Hệ số kể đến vòng nào quay (vòng trong quay => V = 1 ) + Fr , Fa : Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục ( kN ) 0 + kt : Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ ( t kt = 1 ) + kđ : Hệ số kể đến đặc tính tải trọng ( tải trọng tĩnh => kđ = 1 ) =>Q=( X . V . F + Y . F ). k . k = (0,4.1.2211,33 + 1,64.1084,87).1.1 = 2663,71 (N) B rBB a t đ 83
Q=( X . V . F + Y . F ). k . k = (1.1.1071,34 + 0.858,07).1.1 = 1071,34 (N) D rDD a t đ => Vì QB >QD ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ B chịu tải trọng lớn hơn. b. Kiểm tra khả năng tải động của ổ : Khả năng tải động được xác định theo công thức : m Cd = Q. L Trong đó: + m : Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn (đối với Ổ bi đỡ chặn m =3) + L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ ( Lh = tΣ = 28616 giờ ) Vì thời gian làm việc của hộp khá lớn (7 năm) nên ta chọn thời gian thay ổ là 3,5 năm 1 lần. 60.nL . 60.1458.(28616 / 2) => L =h = =1251 ( triệu vòng ) 1066 10 m 3 QQLE ,= . = 2663,71. 1251,66 = 28706,64 (N) = 28,7 (kN) Ổ đã chọn thỏa mãn khả năng tải động. c. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ. Khả năng tải tĩnh của ổ được xác định theo công thức. QXFYF0=+ 0 ra 0 Trong đó : + X0 , Y0 là hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục. Tra bảng 11.6[1] ta có: X0 = 0,5 ; Y0 = 0,22cotg =0,91 =>QXFYF0= 0.rb + 0 . ab = 0,5.2211,33 + 0,91.956,74 = 1976,29 ( N ) =>QXFYF1= 0.rd + 0 . ad = 0,5.1071,34 + 0,91.320,11 = 826,97 ( N ) Vậy lấy Q0 = 1976,29 (N) = 1,9 (kN) làm giá trị tính toán. Vậy lấy Q1 = 826,97(N) = 0,82 (kN) làm giá trị tính toán. Ta thấy Q0, Q1 Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. 84
Kết luận: ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải. 2. Tính ổ cho trục II. a. Chọn loại ổ lăn. Fat Fa2 Fa3 FS A FS D A x x D FrA Fr D Hình 4.2. Sơ đồ bố trí ổ lăn trục II Các lực tác dụng lên ổ: FXA = 360,9 (N) FYA =1435,06 (N) FXD = 4569,34(N) FYD = 2061,94(N) Fa2 = 102240,12 (N) Fa3 = 122031,30(N) => Tổng lực dọc trục FFFat= a23 − a =614,35 − 1991,86 = 1377,51 (N) => Phản lực tổng trên các gối ổ: 2 2 2 2 FFFRA= XA + YA =360,9 + 1435,06 = 1479,74 (N) 2 2 2 2 FFFRD= XD + YD =4569,34 +2061,94 = 5013,02 (N) Ta thấy FRD > FRA => ta xét tỉ số F 1377,51 at = =0,93 0,3 FRA 1479,74 Vậy ta dùng ổ bi đỡ - chặn với góc tiếp xúc α = 26° Chọn ổ bi đỡ chặn 1 dãy cỡ trung hẹp. 85
Dựa vào đường kính ngõng trục d = 40 mm ta chọn sơ bộ ổ lăn theo Với đường kính ngõng trục d = 40mm => Tra bảng P.2.12[1] ta có các thông số sau: Bảng 3.6.Thông số cơ bản của ổ trục II Ký hiệu d D b =T r r1 C C0 ổ mm mm mm mm mm kN kN 46308 40 90 23 2,5 1,2 39,2 30,7 Với ổ bi đỡ chặn nên ta có: FS = e.FR Tra bảng 11.4[1] với α = 26° => e = 0,68 FsA= e. F rA = 0,68.1479,74 = 1006,22 (N) FsD= e. F rD = 0,68.5013,02 = 3408,85 (N) =>  FFFZA= SD + at =3408,85 + 1377,51 = 4786,36 (N) FFF= − =1006,22 − 1377,51 = − 371,29 (N)  ZD SA at => Lực dọc trục tác dụng lên ổ. FFF==max ; 4786,36 (N) aAAA S Z FFF==max ; 3408,85 (N) aDDD S Z - Xác định các hệ số X,Y: Vì vòng trong quay => V=1. Ta có tỉ số: F 4786,36 aA = =3,2 e = 0,68 = X = 0.41, Y = 0,87 VF. 1.1479,74 AA RA 86
FaD 3408,85 = =0,68 =e = XDD = 1, Y = 0 VF.RD 1.5013,02 -Xác định tải trọng động quy ước trên từng ổ: Với ổ bi đỡ chặn =>Q=+( X . V . Fr Y . F a1 ). k t . kđ Trong đó: + X : Hệ số tải trọng hướng tâm. + Y : Hệ số tải trọng dọc trục. + V : Hệ số kể đến vòng nào quay (vòng trong quay => V = 1 ) + Fr ,Fa : Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục ( kN ) 0 + kt : Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ ( t kt = 1 ) + kđ : Hệ số kể đến đặc tính tải trọng ( tải trọng tĩnh => kđ = 1 ) =>QA=( X . V . F rA + Y . F aA ). k t . kđ = (0,41.1.1479,74 + 0,87.4786,36).1.1 = 4770,82 (N) Q=( X . V . F + Y . F ). k . k = (1.1.5013,02 + 0).1.1 = 5013,02 (N) D rD aD t đ => Vì QD >QA ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ D chịu tải trọng lớn hơn. b. Kiểm tra khả năng tải động của ổ : Khả năng tải động được xác định theo công thức : m Cd = Q. L Trong đó: + m : Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn ( đối với Ổ bi đỡ chặn m =3 ) + L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay Gọi Lh là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ ( Lh = tΣ = 28616 (giờ) ) L .60.n 28616.60.236,46 =>L=h = = 405,99 ( triệu vòng ) 1066 10 m 3 + QQLE ==. 5013,02. 405,99 =37119,70 = 37,11(KN) Ổ đã chọn thỏa mãn khả năng tải động. c. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ. Khả năng tải tĩnh của ổ được xác định theo công thức. 87
QXFYF=+ 0 0raDD 0 Trong đó : + X0 , Y0 là hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục. Tra bảng 11.6[1] ta có: X0 = 0,5; Y0 = 0,37 =>Q0 =0,5.5013,02 + 0,37.3408,85 = 3767,78 ( N ) Mặt khác khả năng tải tĩnh của ổ cũng được xác định theo công thức: Q0 = FrD = 3767,76 ( N ) = 3,76 (kN) Vậy lấy Q0 = 3,76 (kN) làm giá trị tính toán. Ta thấy Q0 Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. Kết luận: ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải. 3. Tính ổ cho trục III. FsA FsC B A C D FrA FrC Fa4 Hình 4.3. Sơ đồ bố trí ổ lăn trục III Các lực tác dụng lên ổ: FXA = -3177 (N) FYA = 2677,9 (N) FXC = -3177(N) FYC = 6133,02(N) Fa4 = 1900,44(N) => Phản lực tổng trên các gối ổ: 2 2 2 2 FFFRA= XA + YA =( − 3177) + 2677,9 = 4155,05(N) 88
2 2 2 2 FFFRC= XC + YC =( − 3177) + 6133,02 = 6907,04 (N) Ta thấy FRA ta xét tỉ số F 1900,44 a4 ==0,45 > 0,3 Fr 4155,05 c Vậy ta dùng ổ bi đỡ-chặn 1 dãy cỡ nhẹ hẹp với góc α = 120 Với đường kính ngõng trục d = 55 mm => Tra bảng P.2.12[1] ta có các thông số sau: Bảng 3.6.Thông số cơ bản của ổ trục III Ký hiệu d D b =T r r1 C C0 ổ mm mm mm mm (mm) kN kN 36211 55 100 21 2,5 1,2 39,4 34,9 Với ổ bi đỡ chặn nên ta có: FS = e.FR Tra bảng 11.4[1] với α = 12° => e = 0,37 FsA= e. F rA = 0,37.4155,05 = 1537,36(N) FsC= e. F rC = 0,37.6907,04 = 2555,6 (N) =>  FFFZA= SC − a4 =2555,6 − 1900,44 = 655,16 (N) FFF= + =1537,36 + 1900,44 = 3437,8 (N)  ZC SA a4 => Lực dọc trục tác dụng lên ổ. FFFaA==max SA ; ZA 1537,36 (N) FFFaC==max SC ; ZC 3437,8 (N) - Xác định các hệ số X,Y: Vì vòng trong quay => V=1. Ta có tỉ số: 89
F 1537,36 aA = =0,37 =e = 0,37 = X = 1, Y = 0 VF. 1.4155,05 AA RA F 3437,8 aC = =0,49 e = X = 0.45, Y = 1,46 VF. 1.6907,04 DD RC -Xác định tải trọng động quy ước trên từng ổ: Với ổ bi đỡ chặn =>Q=+( X . V . Fr Y . F a1 ). k t . kđ Trong đó: + X : Hệ số tải trọng hướng tâm. + Y : Hệ số tải trọng dọc trục. + V : Hệ số kể đến vòng nào quay (vòng trong quay => V = 1 ) + Fr ,Fa : Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục ( kN ) 0 + kt : Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ ( t kt = 1 ) + kđ : Hệ số kể đến đặc tính tải trọng ( tải trọng tĩnh => kđ = 1 ) =>QA=( X . V . F rA + Y . F aA ). k t . kđ = (1.1.4155,05 + 0).1.1 = 4155,05 (N) Q=( X . V . F + Y . F ). k . k = (0,45.1.6907,04 + 1,46.3437,8).1.1 = 8127,35 (N) C rC aC t đ Q Q => Vì C > A ta chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ C chịu tải trọng lớn hơn. b. Kiểm tra khả năng tải động của ổ : Khả năng tải động được xác định theo công thức : m Cd = Q. L Trong đó: + m: Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn ( đối với Ổ bi đỡ chặn m = 3) + L: Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay Vì thời gian làm việc của hộp khá lớn (7 năm) nên ta chọn thời gian thay ổ là 3,5 năm 1 lần. 60.nL . 60.109,98.(28616 / 2) => L =h = = 94,4 ( triệu vòng ) 1066 10 m 3 + QQLE =. = 8127,35. 94,4 = 37006,06 (N)= 37 (KN) < C = 39,4(KN) 90
=> Ổ đã chọn thỏa mãn khả năng tải động. c. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ. Khả năng tải tĩnh của ổ được xác định theo công thức. QXFYF=+ 0 0racc 0 Trong đó : + X0 , Y0 là hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục. Tra bảng 11.6[1] ta có: X0 = 0,5 ; Y0 = 0,47 =>Q0 =+=0,5.6907,04 0,47.3437,8 5069,28 ( N ) Mặt khác khả năng tải tĩnh của ổ cũng được xác định theo công thức: Q0 = FrC = 5069,28 (N) = 5 (kN) Vậy lấy Q0 = 5 (KN) làm giá trị tính toán. Ta thấy Q0 Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. Kết luận: ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải. 91
TÍNH CHỌN THEN Mối ghép then được dùng để truyền mômen xoắn từ trục đến các chi tiết lắp trên trục (như bánh răng, bánh đai, khớp nối ) hoặc ngược lại. Mối ghép then nhờ đơn giản về chế tạo và lắp ghép nên được dùng khá rộng rãi. Thường dùng hơn cả là then bằng, TCVN 2261-77; then bằng cao TCVN 4218-86 và then bán nguyệt TCVN 4217-86. Trên các trục HGT ta sử dụng then bằng theo TCVN 2261-77 (bảng 9.1a[1]). Trong quá trình làm việc, mối ghép then và then hoa có thể bị hỏng do bề mặt làm việc, ngoài ra then có thể hỏng do bị cắt. Khi thiết kế then thường dựa vào đường kính trục để chọn kích thước tiết diện then. Chiều dài then thường lấy bằng (0,8 ÷ 0,9) chiều dài mayơ sau đó tiền hành kiểm nghiệm mối ghép then về độ bền dập và độ bền cắt. Điều kiện bền dập(9.1)[1] và bền cắt(9.2)[1] có dạng sau: 2.T σd = ≤ [σd] (9.1) d.llv.(h−t1) 2.T τc = ≤ [τc] (9.2) d.llv.b Trong đó: T: Mômen xoắn trên trục d : Đường kính trục Llv: Chiều dài làm việc của then. [휎 ]: Ứng suất dập cho phép. Tra bảng 9.5[1] ta được: [휎 ] = 150 (MPa) [휏 ] :Ứng suất cắt cho phép. Đối với thép 45 hoặc CT6 chịu tải trọng tĩnh → [휏 ] = 60 ÷ 90 (MPa) b, h, 푡1: Kích thước tiết diện then và chiều sâu rãnh then trên trục. 92
Hình 3.10. Các thông số của then bằng 5.1. Tính then cho trục I. a. Tại tiết diện lắp khớp nối Kích thước then. Đường kính trục tại chỗ lắp khớp nối là d = 20 (mm). Tra bảng 9.1a[1] ta có: + Kích thước tiết diên then: b = 6 (mm); h = 6 (mm) + Chiều sâu rãnh then trên trục và lỗ: t1 = 3,5 (mm) ; t2 = 2,8 (mm + Bán kính góc lượn của rãnh r (nhỏ nhất) =0,0,16 + Bán kính góc lượn của rãnh r (lớn nhất) =0,25 + Chiều dài mayơ : Lm12 = 45 (mm) + Chiều dài then : Lt = ( 0,8÷0,9).Lm12 = ( 0,8÷0,9).45= 36 ÷ 40,5(mm) Chọn Lt = 40 (mm). => Chiều dài then làm việc : Llv = Lt – b = 40 – 6 = 34 (mm) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then. Điều kiện bền dập. 2.T  d =  d  d.Llv .(h − t1 ) Trong đó: + [σd] là ứng suất dập cho phép. Tra bảng 9.5[1] ta có : [σd] = 150 ( Mpa) + T là momen xoắn trên trục. + d là đường kính trục tại tiết diện đang xét 93
+ Llv là chiều dài làm việc của then + h là chiều cao của then + t1 là chiếu sâu rãnh then trên trục. 2.T1 2.68283,71 => σd = = = 80,33( MPa) ( Mpa) d.llv .( h−− t1 ) 20.34.( 6 3,5) Ta thấy σd then đảm bảo điều kiện bền dập. Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then. 2.T  c =  c  d.Llv .b Trong đó: + [τ] là ứng suất cắt cho phép. Với then bằng thép 45 => [τc] = 60 ÷ 90 (Mpa). Chọn [τc] = 60 (Mpa). + T là momen xoắn trên trục. + d là đường kính trục tại tiết diện đang xét + Llv là chiều dài làm việc của then + b là chiều dày của then 2.68283,71 => c ==33,47 then đảm bảo điều kiện bền cắt. Then đã chọn thỏa mãn điều kiện bền 5.2. Tính then cho trục II. a. Tại chỗ lắp bánh răng Z2. Kích thước then. Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng Z2 là d = 45 (mm). Ta chọn then bằng Tra bảng 9.1b[1] ta có: + Kích thước tiết diên then: b = 14 (mm) ; h = 9(mm) + Chiều sâu rãnh then trên trục và lỗ: t1 = 5,5 (mm) ; t2 = 3,8 (mm) 94
+ Chiều dài mayơ : Lm22 = 57 (mm) + Chiều dài then : Lt = ( 0,8÷0,9).Lm22 = ( 0,8÷0,9).57 = 45,6 ÷ 51,3 (mm) Chọn Lt = 50 (mm). => Chiều dài then làm việc : Llv = Lt – b = 50 –14 = 36 (mm) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then. Điều kiện bền dập. 2.T  d =  d  d.Llv .(h − t1 ) Trong đó: + [σd] là ứng suất dập cho phép. Tra bảng 9.5[1] ta có : [σd] = 150 ( Mpa) + T là momen xoắn trên trục. + d là đường kính trục tại tiết diện đang xét + Llv là chiều dài làm việc của then + h là chiều cao của then + t1 là chiếu sâu rãnh then trên trục. 2.T2 2.408045,83 => σd = = = 143,93( MPa) d.llv .( h−− t1 ) 45.36.( 9 5,5) Ta thấy σd then đảm bảo điều kiện bền dập. Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then. 2.T cc=   d Llv b Trong đó: + [τ] là ứng suất cắt cho phép. Với then bằng thép 45 => [τc] = 60 ÷ 90 (Mpa). Chọn [τc] = 60 (Mpa). + T là momen xoắn trên trục. + d là đường kính trục tại tiết diện đang xét + Llv là chiều dài làm việc của then + b là chiều dày của then 95
2.408045,83 => = = 35,98( MPa) c 45.36.14 Ta thấy τc then đảm bảo điều kiện bền cắt. Then đã chọn thỏa mãn điều kiện bền b. Tại chỗ lắp bánh răng Z3. Kích thước then. Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng Z3 là d = 52 (mm). Ta chọn then bằng Tra bảng 9.1b[1] ta có: + Kích thước tiết diên then: b = 16 (mm) ; h = 10(mm) + Chiều sâu rãnh then trên trục và lỗ: t1 = 6 (mm) ; t2 = 4,3 (mm) + Chiều dài mayơ : Lm23 = 80 (mm) + Chiều dài then : Lt = ( 0,8÷0,9).Lm23 = ( 0,8÷0,9).80 = 64÷ 72(mm) Chọn Lt = 70 (mm). => Chiều dài then làm việc : Llv = Lt – b = 70– 16 = 54 (mm) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then. Điều kiện bền dập. 2.T dd=   d. Lt .( h− t1 ) Trong đó: + [σd] là ứng suất dập cho phép. Tra bảng 9.5[1] ta có : [σd] = 150 ( Mpa) + T là momen xoắn trên trục. + d là đường kính trục tại tiết diện đang xét + Llv là chiều dài làm việc của then + h là chiều cao của then + t1 là chiếu sâu rãnh then trên trục. 2.408045,83 => ==752,6 ( Mpa) d 52.54.(10-6) Ta thấy σd then đảm bảo điều kiện bền dập. 96
Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then. 2.T  c =  c  d.Llv .b Trong đó: + [τ] là ứng suất cắt cho phép. Với then bằng thép 45 => [τc] = 60 ÷ 90 (Mpa). Chọn [τc] = 60 (Mpa). + T là momen xoắn trên trục. + d là đường kính trục tại tiết diện đang xét + Llv là chiều dài làm việc của then + b là chiều dày của then 2.408045,83 => ==181 , 6 (Mpa). c 52.54.16 Ta thấy τc then đảm bảo điều kiện bền cắt. Then đã chọn thỏa mãn điều kiện bền. 5.2. Tính then cho trục III. Tại chỗ lắp bánh răng Z4 Kích thước then. Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng Z4 là d = 60 (mm). Ta chọn then bằng Tra bảng 9.1a[1] ta có: + Kích thước tiết diên then: b = 18 (mm) ; h = 11 (mm) + Chiều sâu rãnh then trên trục và lỗ: t1 = 7 (mm) ; t2 = 4,4 (mm) + Chiều dài mayơ : Lm32 =74 (mm) + Chiều dài then : Lt = ( 0,8÷0,9).Lm32 = ( 0,8÷0,9).74 = 59,2 ÷ 66,6 (mm) Chọn Lt = 63 mm. => Chiều dài then làm việc : Llv = Lt – b = 63 – 18 = 45 (mm) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then. Điều kiện bền dập. 97
2.T dd=   d. Llv .( h− t1 ) Trong đó: + [σd] là ứng suất dập cho phép. Tra bảng 9.5[1] ta có : [σd] = 150 ( Mpa) + T là momen xoắn trên trục. + d là đường kính trục tại tiết diện đang xét + Llv là chiều dài làm việc của then + h là chiều cao của then + t1 là chiếu sâu rãnh then trên trục. Ta sử dụng 2 then đặt cách nhau 180 2.0,75.837002,23 => ==116,25 ( Mpa) d 60.45.(11− 7) Ta thấy σd then đảm bảo điều kiện bền dập. Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then. 2.T  c =  c  d.Llv .b Trong đó: + [τ] là ứng suất cắt cho phép. Với then bằng thép 45 => [τc] = 60 ÷ 90 (Mpa). Chọn [τc] = 60 (Mpa). + T là momen xoắn trên trục. + d là đường kính trục tại tiết diện đang xét + Llv là chiều dài làm việc của then + b là chiều dày của then 2.837002,23 => ==34,44 (Mpa). c 60.45.18 Ta thấy τc then đảm bảo điều kiện bền cắt. Then đã chọn thỏa mãn điều kiện bền Tại chỗ lắp với bộ truyền xích Kích thước then. 98
Đường kính trục tại chỗ lắp khớp nối là d = 55 (mm). Ta chọn then bằng Tra bảng 9.1a[1] ta có: + Kích thước tiết diên then: b = 16 (mm) ; h = 10 (mm) + Chiều sâu rãnh then trên trục và lỗ: t1 = 6 (mm) ; t2 = 4,3 (mm) + Chiều dài mayơ : Lm33 =70 (mm) + Chiều dài then : Lt = ( 0,8÷0,9).Lm32 = ( 0,8÷0,9).70 = 80 ÷ 90 (mm) Chọn Lt = 80 mm. => Chiều dài then làm việc : Llv = Lt – b = 80 – 16 = 64 (mm) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then. Điều kiện bền dập. 2.T dd=   d. Llv .( h− t1 ) Trong đó: + [σd] là ứng suất dập cho phép. Tra bảng 9.5[1] ta có : [σd] = 150 ( Mpa) + T là momen xoắn trên trục. + d là đường kính trục tại tiết diện đang xét + Llv là chiều dài làm việc của then + h là chiều cao của then + t1 là chiếu sâu rãnh then trên trục. 2.837002,23 => ==118,89 ( Mpa) d 55.64.(10− 6) Ta thấy σd then đảm bảo điều kiện bền dập. Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then. 2.T  c =  c  d.Llv .b Trong đó: + [τ] là ứng suất cắt cho phép. Với then bằng thép 45 => [τc] = 60 ÷ 90 (Mpa). Chọn [τc] = 60 (Mpa). 99
+ T là momen xoắn trên trục. + d là đường kính trục tại tiết diện đang xét + Llv là chiều dài làm việc của then + b là chiều dày của then 2.837002,23 => ==29,72 (Mpa). c 55.64.16 Ta thấy τc then đảm bảo điều kiện bền cắt. Then đã chọn thỏa mãn điều kiện bền IV. TÍNH CHỌN KHỚP NỐI l1 l2 d1 dc D2 l3 h l D Do dm d l B L Hình 4.8: Khớp nối đàn hồi Khớp nối là chi tiết tiêu chuẩn vì vậy trong thiết kế thường dựa vào đường kính trục động cơ để tính. Ở đây ta chọn khớp nối trục đàn hồi hai nửa nối trục với nhau bằng bộ phận đàn hồi có thể là kim loại hoặc không phải kim loại(cao su), vật liệu làm nối trục là gang xám GX21-40. Vật liệu chế tạo chốt là thép 45 thường hoá. 1.Tính chọn khớp nối cho trục I Kích thước cơ bản của nối trục đàn hồi được tính dựa theo: Tt = k.T T  -Trong đó: 100
T: mômen xoắn danh nghĩa TI = 68283,71(N.mm) =68,28371 (N.m) k : chế độ làm việc , phụ thuộc vào loại máy công tác ,trị số được tra trong bảng 16.1 [2] ,k = 1,2 ÷1,5 chọn kbd = 1,5 Tt = 68,28 .1,5 = 102,42(N.m) Dựa vào mômen xoắn Tt = 102,42 (N.m) và đường kính d = 20 (mm), tra bảng 16.10a [2], ta được kích thước nối trục vòng đàn hồi như bảng sau: T D dm L l d D Z n B B l D l (Nm) 1 0 max 1 1 3 2 102,42 100 36 104 50 40 71 6 5700 4 28 21 20 20 Tra bảng 16.10b[3] ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi: Bảng 6.2. Kích thước cơ bản của vòng đàn hổi . dc d1 D2 l l1 l2 l3 h 14 M10 20 62 34 15 28 2 * Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt. - Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi 2.k.T d =  d  Z.D0 .dc .l3 - Điều kiện sức bền uốn của chốt k T l 0 u = 3  u  0,1.D0 . dc . Z -Trong đó:  d = có thể lấy (2  4) MPa ứng suất dập cho phép của vòng cao su. u = (60  80) MPa ứng suất dập cho phép của chốt. Z, D0, dc, l đã cho trong bảng 4.5 và bảng 4.6 101
l 15 ll= +2 =34 + = 41,5 0122 k = 1,5 hệ số phụ thuộc vào chế độ làm việc của máy +) Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi : 2.1,5.68283,71 dd= =1,2   = 4MPa 6.71.14.28 thỏa mãn điều kiện bền dập +) Điều kiện sức bền của chốt : 41,5.1,5.68283,71 uu=3 =36,36   = 80MPa 0,1.71.14 .6 thỏa mãn điều kiện bền chốt Kết luận: Vậy khớp nối trục đảm bảo yêu cầu làm việc PHẦN IV CẤU TẠO VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT VÀ CÁC CHẾ ĐỘ LẮP TRONG HỘP 4.1. Tính thiết kế vỏ hộp giảm tốc. - Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ hộp truyền đến, đựng dầu bôi trơn, và bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi bẩn. 4.1.1 : Tính kết cấu của vỏ hộp. - Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám GX15-32. - Chọn bề mặt ghép của vỏ hộp đi qua tâm trục. 4.1.2: Kết cấu bánh răng. Chọn phương pháp rèn hoặc dập để chế tạo phôi bánh răng. 4.1.3 : Các kích thước cơ bản của vỏ hộp. - Dùng phương pháp đúc để chế tạo lắp ổ, vật liệu GX15-32. Dựa vào bảng 18.1[2], và 18.2[2] ta xác định được kích thước của hộp như sau. 102
Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày.  =0,03.aw + 3 = 0,03.193 + 3 = 8,79 (mm) + Thân hộp  Chọn  = 9 mm 1 ==0,9. 0,9.9 = 8,1 (mm) + Nắp hộp 1 Chọn 1 = 8(mm) Gân tăng cứng: + Chiều dày gân e e =(0,8  1). = (0,8  1).9 = 7,2  9 Chọn e = 9(mm) + Chiều cao gân h h 58( mm); + Độ dốc Khoảng 20 Đường kính : + Bulông nền, d1 da1 0,04.w + 10 = 0,04.193 + 10 = 17,72 (mm) Chọn d1 =18 (mm) chọn bulông M18. d2 = (0,7  0,8). d1 = (0,7 0,8).18 + Bulông cạnh ổ,d2 = 12,6 14.4 ( mm) Chọn d2 = 14mm và chọn bulông M14 d3 = (0,8  0,9).d2 = (0,8  0,9).14 + Bulông ghép bích nắp và = 11,2 12,6(mm) thân,d3 Chọn d3 = 12 mm và chọn bulông M12 d = (0,6  0,7).d = (0,6  0,7).12 4 2 = 7,2  8.4 ( mm) + Vít ghép nắp ổ, d4 Chọn d4 = 8 mm và chọn vít M8 d5 = (0,5  0,6).d2 = (0,5  0,6).14 103
+ Vít ghép nắp cửa thăm, d5 = 7 8,4 ( mm) Chọn d5 = 8 mm và chọn vít M8 Mặt bích ghép nắp và thân: + Chiều dày bích thân hộp,S3 S3 =(1,4  1,8).d3 = (1,4 1,8).12 = 16,8 21,6 (mm) Chọn S3 = 20 mm + Chiều dày bích nắp hộp, S4 S4 = (0,9  1).S3 = (0,9  1).20 = 18 20 ( mm), Chọn S4 =20 mm E22=1,6. d = 1,6.14 = 22,4 mm; R22=1,3. d = 1,3.14 = 18,2 mm KER = + +35  + Bề rộng bích nắp và thân, K3 2 2 2 ( ) =22,4 + 18,2 +( 3  5) =( 42,6  44,6) Chọn K2 42 mm K32 K −(3  5) = 42 −( 3  5) = (39  37) mm, nên chọn K3 = 37 mm Mặt đế: + Chiều dày đế ( có phần lồi ) S1 = (1,41,7).d1= (1,41,7).18 = = 25,230,6( mm) Chọn S1 = 30 mm S2 = (1 ÷ 1,1).d1 = (1÷1,1).18 = 18÷19,8 Chọn S2 = 18 mm + Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q K1 3.d1 3.18 = 54 ( mm) q K1 + 2. = 54 + 2.9= 73 ( mm) 104
Khe hở giữa các chi tiết + Giữa bánh răng và thành trong ( 11,2). = (11,2).9 = 9 10,8 ( mm) hộp Chọn = 11( mm) + Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp 1 = (35). = (35).9= 27 45 ( mm) Chọn 1 = 45 ( mm) + Giữa mặt bên các bánh răng với 2 > = 9 lấy 2 =13 ( mm) nhau LB++542,05 357 Số lượng bu lông nền Z Z = = =2,99  4,49 Chọn (200 300) (200 300) Z = 4 d + d L = 2 + 2 + a2 a4 + a 2 337,07+ 267,04 =2.9 + 2.10 + + 193 = 533 2 Ta chọn L=533 B= l21 + b 2 + 2 k 1 =310 + 27 + 2.10 = 357 Ta chọn B=357 ( L,B: chiều dài và rộng của hộp). 4.2.2. gối trục. Gối trục phải đảm bảo độ cứng để không ảnh hưởng đến sự làm việc của ổ. Dựa vào kích thước các trục đã tính toán trong phần thiết kế trục và bảng 18.2[2] ta có kích thước gối trục. Trục D D2 D3 h d4 Z I 62 75 90 8 M6 4 II 90 110 135 12 M8 6 III 100 120 150 12 M10 6 105