ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG HAI CẤP ĐỒNG TRỤC

ĐỒ ÁN CƠ SỞ CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN BÁNH RĂNG TRỤ NGHIÊNG HAI CẤP ĐỒNG TRỤC THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN CÓ KÈM BẢN VẼ CHI TIẾT A0,BẢN VẼ CHI TIẾT A3 (Liên hệ gmail truongdv.epu@gmail.com có tính phí ) BẢN VẼ CHI TIẾT HỆ DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN HAI CẤP ĐỒNG TRỤC BẢN VẼ CHI TIẾT TRỤC BẢN VẼ A3 HỆ DẪN ĐỘNG THÙNG TRỘN

XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN 1

Phân bố tỉ số truyền 2

1.2.1 Xác định tỉ số truyền chung của hệ thống

 Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động:

 Tra bảng 3.1 trang 43 [1] ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục: u h 8 �u 1 u 2  u h 2,83

Đối với hộp giảm tốc đồng trục, tỷ số truyền cấp nhanh và cấp chậm rất quan trọng Để tối ưu hóa khả năng tải của cặp bánh răng cấp nhanh, cần áp dụng công thức phù hợp.

Vậy tỷ số truyền của bộ truyền xích:

1.2.2 Công suất trên các trục

- Công suất động cơ của trục III

- Công suất động cơ của trục II

- Công suất động cơ của trục I

1.2.3 Số vòng trên trục công tác

1.2.4 Momen xoắn trên trục công tác

-Momen xoắn trên trục động cơ là:

-Momen xoắn trên trục I là:

-Momen xoắn trên trục II là :

-Momen xoắn trên trục III là:

-Momen xoắn trên trục công tác là: ct 9,55 10 6 ct 9,55 10 48, 22 6 7,19 1.423.98 3,82   ct

Bảng 1.1 Bảng thông số kỹ thuật

Thông số Động cơ I II III Công tác

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN 6

Công suất làm việc: P = 7,40 (kw)

Tốc độ quay: n = 91,14 (vòng/phút)

2.1 Tính toán thiết kế bộ truyền xích

2.1.1 Chọn loại xích : Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn

2.1.2 Xác định số răng của đĩa xích :

Theo bảng 5.4 trang80 [1] chọn Z1 = 27 (răng)

- Tính lại tỉ số truyền :

2.1.4 Hệ số điều kiện sử dụng xích K

- K d = 1,2: Hệ số tải trọng động (Tải trọng va đạp nhẹ)

- K a = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng khoảng cách trục (Chọn a@p)

- K o = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của cách bố trí bộ truyền

- K dc = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của khả năng điều chỉnh lực căng xích

- K bt = 1: Hệ số xét đến điều kiện bôi trơn

- K c = 1,25: Hệ số xét đến chế độ làm việc (Làm việc 2 ca)

Tra bảng 5.5 [1] trang 81 với điều kiện

- Đường kính chốt dc,12(mm)

- Công suất cho phép [P]4,80 (KW)

2.1.6 Kiểm tra số vòng quay tới hạn

Tương ứng với bước xích pc = 38,10 (mm), số vòng quay tới hạn nth = 800 (vòng/phút) thỏa mãn n = 91,14 < nth0

2.1.7 Tính toán các thông số.

2.2 Chọn khoảng cách trục sơ bộ: a = (30 50)pc = 40.pc = 40.38,10 = 1.524 (mm)

Chọn số mắt xích là chẵn X0

2.2.3 Tính chính xác khoảng cách trục:

 Để xích không chịu căng quá lớn, khoảng cách trục a cần giảm bớt một lượng bằng

2.2.4 Số lần va đạp xích trong một giây

Tra bảng 5.9 trang 85 [1] với loại xích ống con lăn ,bước xích p8,10 mm

 Số lần va đập cho phép của xích [i] i  15 Z 1 n X  27.91,14 15.120  1,37 �   i  20

- Xác định xích theo hệ số an toàn d t o v

- Tải trọng phá hủy Q tra theo bảng 5.2trang 78 [1] với xích con lăn 1 dãy p = 38,10 mm

=> Q= 127000 (N) , khối lượng một mét xích q1 = 5,50 (kg)

- Kd = 1,2: Hệ số tải trọng động

- Lực căng do lực tâm gây nên

- Lực căng ban đầu của xích:

- K f là hệ số phụ thuộc độ võng của xích, chọn K f = 6 do xích nằm ngang.

- q = 5,50 (kg) là khối lượng 1 mét xích

Theo bảng 5.10 với n 0 vg/ph ,p8,10 mm ta được [s]=8,5

Vậy s > [s] bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

2.2.5 Xác định đường kính đĩa xích

2.2.6 Đường kính đỉnh răng: d a 1  d 1 0,7 P c 327,44 0,7.38,10 354,11(  mm) d a 2 d 2 0,7 P c 618,51 0,7.38,10 645,18(  mm)

 Bán kính đáy: r= 0,5025d1 ’ +0,05 với d1 ’ tra theo bảng 5.2 trang 78 [1] với pc8,10(mm) ta được d1 ’",23 (mm)

2.2.7 Đường kính chân răng: d f 1  d 1  2 r  327,44 2.11, 22 305(   mm )

 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích

 Đĩa xích 1 kr = 0,42 (Phụ thuộc Z1 %) ở trang 87[1]

- K đ  1, 2 hệ số tải trọng động

 mômen đàn hồi Với E E 1, 2 là môđun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa

Vật liệu được chọn cho đĩa xích là thép tôi cải thiện 45, với độ rắn đạt HB170, đảm bảo ứng suất tiếp xúc cho phép theo bảng 5.11 trang 86.

FtG43,59N : lực vòng. kr=0,23: hệ số ảnh hưởng số răng xích (Với z2T).

Kđ=1,2: hệ số tải trọng động (Tải động, va đập nhẹ)

F vđ   n p m    N : lực va đập trên m dãy xích.

Ad5mm 2 : diện tích của bản lề (bảng 5.12 sách (*))

� � Do đó ta dùng thép 45 tôi cải thiện HB170 có

[  H ]P0MPa>  H 2sẽ đảm bảo độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2.

2.2.8 Lực tác dụng nên trục:

F r k F x t kx : hệ số kể đến trọng lượng của xích (kx=1,15)

Bảng : Thông số cơ bản của bộ truyền xích

Tỷ số truyền thực tế U - 1,89

Sai lệch tỷ số truyền

u % 0 Đường kính vòng chia đĩa xích d1/d2 mm 327,44 618,51

Lực tác dụng lên trục

2.2 Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng

Bảng 2.2 Số liệu truyền cấp nhanh.

Công suất Số vòng quay Tỉ số truyền Momen xoắn

2.2.1 Chọn vật liệu và tính ứng suất cho phép cho bộ truyền cấp nhanh và bộ truyền cấp chậm

2 2.1.1 Chọn vật liệu và nhiệt luyệt bánh răng

Cụ thể theo bảng 6.1[1] ta chọn: Độ rắn bánh răng nhỏ là 250HB Độ rắn bánh răng lớn là 235HB

Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng với chu kì cơ sở được cho phép trong bảng (3.5)

Số chu kì làm việc cơ sở:

Số chu kì tương đương xác định theo sơ đồ tải trọng:

Lh= 300.5.8.2= 24000giờ c = 1 : số lần ăn khớp trong một vòng quay

NHE2>NHO thì ta chọn KHL=1 a Ứng suất tiếp xúc của từng bánh răng

550.1.0,91,1 E0(Mpa) Đây là bộ truyền bánh răng nghiêng nên ta có :

Thỏa mãn điều kiện. b Ứng suất uốn cho phép

Khi chưa có kích thước bộ truyền ta chọn sơ bộ :

Giới hạn mỏi uốn tương ứng với chu kỳ cơ sở N FO được xác định bởi độ rắn bề mặt và phương pháp nhiệt luyện, theo thông tin trong bảng 6.2 trang 94.

Số chu kì cơ sở : 1 2

N  N  N  chu kì (với tất cả loại thép)

Số chu kì làm việc tương đương :

Do N FE 1 N FO 1 �K FL 1 1 ; N FE 2 N FO 2 �K FL 2 1

Ta bảng 6.2 trang 94 [1] có s F  1,75 Ứng suất uốn sơ bộ của từng bánh răng :

2.2.1.3 Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng

Chiều rộng vành răng : chiều rộng vành răng được xác đinh theo tiêu chuẩn bảng 6.6 trang 97

Ta suy ra giá trị  bd dựa vào công thức 6.16 trang 97

K  ( tra bảng 6.5 trang 96 với bánh răng nghiêng )

Hệ số tập trung tải trọng K  :

Theo bảng 6.7 ứng với sơ đồ 5 ta chọn : K H  1,03;K F  1,12

Tính khoảng cách cho bánh răng trụ răng nghiêng ta có

Chọn khoảng cách trục là a w 197mm

Số răng các bánh răng :

Do là bánh răng nghiêng , theo giả thiết trang 103 ta lấy : 8 o � �  20 o

Số bánh răng bị dẫn : z 2  z u 1 1  33.2,83 93,39  ; chọn z 2 94 (rang)

Xác định kích thước bộ truyền

    Đường kính vòng lăn : d w 1  d 1 102,37mm;d w 2 d 2 291,61mm Đường kính vòng đỉnh :

Bề rộng vành răng : b w a w  ba 197.0,3 59,1 mm

Chọn cấp chính xác cho bộ truyền

Dựa vào bảng 6.13 với bánh răng nghiêng ta chọn cấp chính xác n cx 9 Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

Lực hướng tâm : với w w ar ar 20 20,4 cos cos5 t t n tga tg ctg ctg

Hệ số tải trọng động

K   (bảng 6.7 trang 98) ;  H  0,002 (bảng 6.15 trang 107[1]); g 0  73 (bảng 6.16 trang 107[1]) w 0

Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc tính toán

Hệ số xét đến hình dạng bên mặt tiếp xúc : w 1

Với : 1 w w ar ar 20 20,624 cos cos14,75 n t t tga tg ctg ctg

Cặp bánh răng bằng thép �Z M 274MPa 1/2 Đối với cặp bánh răng nghiêng

Hệ số tải trọng tính : K H K H  K HV K H  1,07.1,118.1,16 1,39

Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép

Với Z R  0,95 : Hệ số ảnh hưởng độ nhám bề mặt

Hệ số ảnh hưởng tới vận tốc vòng d (d < 700 mm) được xác định là K xh = 1, phản ánh ảnh hưởng của kích thước bánh răng Để đảm bảo độ bền, điều kiện cần thỏa mãn là σH ≤ σH' với σH' = 458,18.0,95.1.1 435,27 MPa.

Ta thấy độ bền ứng suất tiếp xúc lớn hơn rất nhiều so với ứng suất cho phép

Kết luận điều kiện bền tiếp xúc được không thỏa mãn.

Vì vậy ta nên chọn lại khoảng cách trục

Tương tự ta thử các giá trị khoảng cách trục là 198,199,200 203 cũng không đủ kiện bền do đó ta chọn khoảng cách trục a w = 204 mm

2.2.1.6 Xác định kích thước bộ truyền

    Đường kính vòng lăn : d w 1  d 1 106,70mm;d w 2 d 2 301,30mm Đường kính vòng đỉnh :

Bề rộng vành răng : b w a w  ba 204.0,3 61,2 mm b w 1 60mm b w 2 b w 1    5 60 5 65mm

2.2.1.7 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền

Dựa vào bảng 6.13 với bánh răng nghiêng ta chọn cấp chính xác n cx  9

2.2.1.8 Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

Lực hướng tâm : với w w ar ar 20 20,4 cos cos5 t t n tga tg ctg ctg

2.2.1.9 Hệ số tải trọng động

K   (bảng 6.7 trang 98[1]) ;  H  0,002 (bảng 6.15 trang 107[1]); g 0  73 (bảng 6.16 trang 107[1]) w 0

2.2.1.10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc tính toán

Hệ số xét đến hình dạng bên mặt tiếp xúc : w 1

Với : 1 w w ar ar 20 20,298 cos cos10,26 n t t tga tg ctg ctg

Cặp bánh răng bằng thép �Z M 274MPa 1/2 Đối với cặp bánh răng nghiêng

Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép

Với Z R  0,95 : Hệ số ảnh hưởng độ nhám bề mặt

+ : hệ số ảnh hưởng tới vận tốc vòng d a  700 mm � K xh  1 : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng �  H ' 458,18.0,95.1.1 435,27 MPa

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa mãn

2.2.1.11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

Theo công thức 6.43,6.44 trang 108 ta có :

Với K F  ,K Fv ,K F  đã xác định ở 2.2.1.9 hệ số tải trọng động

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng( trang 108) 1

Số răng tương đương : z v 1  cos 3 z 1     cos 10,26 3  35   36,73 z v 2  cos z 3 2     cos 10,26 3  99   103,90

Chọn bảng 6.18 trang109 với ko sử dụng dịch chỉnh , có x=0 ta được :

Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện uốn

Bảng 2.3 Thông số bộ truyền cấp nhanh

Khoảng cách trục aw 4mm

Chiều rộng vành răng b w 1  60 mm | b w 2  65 mm

Hệ số dịch chỉnh x 1  0 x 2  0 Đường kính vòng chia d 1106,70mm d 2 301,30mm Đường kính vòng lăn d w 1  d 1 106,70mm d w 2 d 2 301,30mm Đường kính đỉnh răng d a 1 112,80mm d a 2 307,40mm Đường kính đáy răng d f 1 100,60mm d f 2 295,20mm

Góc ăn khớp  tw 1 arctg tg( nw ) / cos( )  20,40 o

2.2.2 Tính toán bộ truyền cấp chậm

Bảng 2.4 Số liệu truyền cấp chậm truyền

2.2.2 Tính toán bộ truyền cấp chậm

Ta chọn vật liệu hai cấp của bánh răng như nhau :thép 45C tôi cải thiện

- Độ rắn bánh răng nhỏ là 250HB

- Độ rắn bánh răng lớn là 235 HB

2.2.2.2 Ứng suất uốn cho phép a Ứng suất tiếp xúc cho phép

Số chu kì làm việc cơ sở:

Ta có : N HE 1 N HO 1 ;N HE 2 N HO 2 �K HL 1 K HL 2 1

Ta đã có ở phần truyền cấp nhanh : � ��  H 1 466,36MPa; � ��  H 2 450 MPa Đây là bộ truyền bánh răng nghiêng nên ta có :

2.2.2.2.2 Ứng suất uốn cho phép

Do : N FO 4.10 6 mà N FE  N FO � K FL  1 Ứng suất uốn sơ bộ của từng bánh răng theo phần truyền động nhanh ta có :

2.2.2.3 Hệ số chiều rộng vành răng và tập trung tải trọng

Chiều rộng vành răng : chiều rộng vành răng được xác đinh theo tiêu chuẩn bảng 6.6 trang 97

Ta suy ra giá trị  bd dựa vào công thức 6.16 trang 97

K  ( tra bảng 6.5 trang 95 với bánh răng nghiêng )

Hệ số tập trung tải trọng K  :

Theo bảng 6.7 ứng với sơ đồ 5 ta chọn : K H  1,05;K F  1,12

Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục nên khoảng cách trục cấp nhanh và chậm là trùng nhau.

2.2.2.6 Xác định kích thước bộ truyền

    Đường kính vòng lăn : d w 3  d 3 106,70mm ; d w 4 d 4 301,30mm Đường kính vòng đỉnh :

Bề rộng vành răng : b w a w  ba 204.0,4 81,5 mm b w 3 80mm b w 4 b w 3    5 80 5 85mm

2.2.2.7 Chọn cấp chính xác cho bộ truyền

Theo bảng 6.13 trang 106[1] đối với bánh răng trụ răng nghiêng ta chọn cấp chính xác n cx 9

2.2.2.8 Xác định các giá trị lực tác dụng lên bộ truyền

Lực vòng Ft có chiều ngược với chiều vận tốc dài bánh dẫn tại điểm tiếp xúc

Lực hướng tâm có chiều hướng vào tâm bánh răng

2.2.2.9 Hệ số tải trọng động

Với v  1, 441 / m s và cấp chính xác n = 9 ta chọn K H   1,13; K F   1,37 ( bảng

Với : K F   1,37 ( bảng 6.14 trang 107) ; K F  1,08 (bảng 6.7 trang 98[1])  F  0,016 (bảng 6.15 trang 107) ; g 0  73 (bảng 6.16 trang 107[1])

Vậy ta có : K HV  1,073; K FV  1,153

2.2.2.10 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc tính toán :

Với hệ số ảnh hưởng đến bề mặt tiếp xúc

Với mọi loại thép Z M 275MPa 1/2

Hệ số ảnh hưởng đếm chiều dài tiếp xúc

�  H  149,65 MPa Ứng suất tiếp xúc cho phép :

Với : Z R  0,95 : hệ số độ nhám bề mặt làm việc v  1,441 / m s  5 / m s � Z v  1 d a  700 mm � K xh  1

Vì  H  149,65 MPa     H '  435,27 MPa nên bộ truyền thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

2.2.2.11 Kiểm nghiệm ứng suất uốn

Với K F  ,K FV ,K F  đã xác định ở 2.2.2.9 hệ số tải trọng động

Số răng tương đương : z v 3  cos z 3 3     cos 10,26 3  35   36,73 z v 4  cos z 3 4     cos 10,26 3  99   103,90

Tra bảng 6.18 trang 109 với không sử dụng dịch chỉnh x=0 ta có :

Vậy bánh răng thỏa mãn điều kiện ứng suất uốn

Bảng 2.5 Thông số cơ bản bộ truyền cấp chậm

Góc lượn chân răng p m  n / 3 1  mm

Chiều rộng vành răng b w3  80 mm | b w 4  85 mm

Số răng bánh răng z 3  35 z 4  99 Đường kính vòng chia d 3  106,70 mm d 4  301,30 mm Đường kính vòng lăn d w 3 106,70mm d w 4 301,30mm Đường kính đỉnh răng d a 3 112,80mm d a 4 307,40mm Đường kính đáy răng d f 3 100,60mm d f 4 295,20mm

TRỤC VÀ THEN 38

3.1 Thiết kế trục và chọn then

Thông số thiết kế: Moment xoắn trên các trục:

Qui ước các kí hiệu:

 k : số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

 i : số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

 i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ

 i = 2 s : với s là số chi tiết quay

 l k 1 : khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k l

: chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục

 l cki : khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ.

 b ki : chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k.

3.1.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục:

Thép 45 có   b 600 MPa , ứng suất xoắn cho phép     12 20MPa �

 Xác định sơ bộ đường kính trục thứ k : d k  3 0, 2 T k   

 Tra bảng 10.2 [1] ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn :

Vì trục I nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ của trục 1 phải là d 1 (0,8 1,2).� d dc (0,8 1,2).50 (40 60)(�  � mm) nên ta chọn

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

 k 1  15  mm  : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.

: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp.

 k 3  20  mm  : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ

 h n  20  mm  : chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông

 Chọn b 0  31 mm chiều rộng của ô tra theo đường kính trục trung gian d2( trục II)

 l 12   l c 12  0,5( l m 12  b 0 )   k 3 h n  0,5(80 31) 20 20 95,5(     mm ) Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng:

Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng :

 Chọn sơ bộ chều dài mayo bánh răng:

3.1.2 Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền:

 Cặp bánh răng cấp nhanh:

- Lực dọc trục: F a 1  F a 2  F tg t 1   1.839,10 10,26 332,895 tg  N

 Cặp bánh răng cấp chậm:

- Lực dọc trục: F a 3  F a 4  F tg t 3   1.813,656 10,26 328,289 tg  N

 Lực do bộ truyền ngoài:

Sơ đồ phân tích lực

3.1.3 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục:3.1.3.1 Trục I:

 Tìm phản lực tại các gối đỡ:

Tính phản lực tại 2 ổ lăn

Xét mặt phẳng Oyz, ta có phương trình sau :

Xét mặt phẳng O ta có phương trình sau :

 Đường kính các đoạn trục:

Theo bảng 10.5 tài liệu (*) với d1Umm �     50MPa

M  M M  T   Nmm Đường kính tại các tiết diện :

Từ công thức 10.17 trang 194[1] ta có :

Vật liệu là thép 45 có  b  600 MPa ,đường kính trục sơ bộ là d 1  55 mm , theo bảng 10.5 trang 195[1] có [ ] 50MPa  

Chọn đường kính tiêu chuẩn :

 Tìm phản lực tại các gối đỡ:

- Phương trình cân bằng phản lực:

- Xác định moment tương đương tại các tiết diện

Moment uốn tương đương tại các nút tiết diện dọc trục 1 là :

Theo công thức 10.15[1] ,10.16[1] trang 209 ta có :

Vật liệu là thép 45 có b  600 MPa ,đường kính trục sơ bộ là d 2  60 mm ,

; d 21  37,268 mm ; d 22  37,235 mm ; d 23  36,17 mm Chọn đường kính tiêu chuẩn : d 20  d 23  60 mm ; d 21  d 22  70 mm

 Phân tích phản lực tại các gối đỡ:

- Lực do bộ truyền xích (phương chiều như hình vẽ):

- Phương trình cân bằng lực:

Y x lx t ly ly lx lx

Theo bảng 10.5 tài liệu (*) với d3mm �     50MPa

Vật liệu là thép 45 có  b  600 MPa ,đường kính trục sơ bộ là d 3 80mm, theo bảng 10.5 trang 195[1] có [ ] 50MPa  

Theo kết cấu ta chọn đường kính các đoạn trục như sau (Hình vẽ trên):

3.1.4 Chọn và kiểm nghiệm then:

 Dựa theo bảng 9.1a tài liệu (*), chọn kích thước then b h � theo tiết diện lớn nhất của trục.

 Chọn chiều dài l t của then theo tiêu chuẩn, nhỏ hơn chiều dài mayo

 Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt then bằng

   c  40 60 � MPa l lv  l b t : chiều dài làm việc của then bằng 2 đầu tròn

Trục Đường kính l m l t l lv b h t 1  d  c T Nmm

Các mặt cắt trên đều thỏa điều kiện bền dập và cắt mặc dù mặt cắt 32 có 101,25Mpa [ ] 100Mpa d d

     nhưng chưa vượt quá 5% nên vẫn đảm bảo an toàn cho phép

3.1.5 Tính kiểm nghiệm độ bền trục:

 [s] hệ số an toàn cho phép Thông thường [s] = 1,5 … 2,5 (khi tăng độ cứng: [s] = 2,5 … 3, như vậy không cần kiểm nghiệm về độ cứng trục).

 s  , s  hệ số an toan toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp.

    1 ,  1 : giới hạn mỏi của vật liệu tính theo công thức

  : giới hạn bền của vật liệu với thép 45 thường hóa

 K   1, 75; K   1,5 :hệ số xét đến sự ảnh hưởng của sự tập trung ứng suất đến độ bền mỏi (bảng 10.8 [1])

: biên độ và giá trị trung bình của ứng suất.

 Do tất cả các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng m 0; a max

      W với W là moment cản uốn, M là moment uốn tổng.

 Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động m max

     với W0 là moment cản xoắn, T là moment xoắn.

    0, 05 ;    0 : hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi của vật liệu – cacbon mềm (trang 359 [1]).

    ,  : hệ số kích thước (bảng 10.3 [1])

   1,7 : hệ số tăng bền bề mặt β (phun bi) – (bảng 10.4 [1])

3.1.5.2 Độ bền tĩnh: Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc bị gãy khi bị quá tải đột ngột, ta cần phải kiểm nghiệm trục theo điều kiện bền tĩnh:

Công thức thực nghiệm có dạng :  td   2  3  2 �   

3.1.5.3 Bảng kết quả tính toán:

Kết quả cho thấy rằng cả 3 trục đều thảo mãn hệ số an toàn về điệu kiện bền mỏi và 3 trục đều thỏa điều kiện bền tĩnh.

 Đường kính trục động cơ : dđcPmm.

 Đường kính trục đầu : d = 55mm.

⟹ Ta chọn nối trục vòng đàn hồi

 Kích thước vòng đàn hồi:

 Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:

 Kiểm nghiệm sức bền chốt:

, k  1,5: hệ số chế độ làm việc. Vậy vòng đàn hồi và chốt thỏa điều kiện bền.

 Tải trọng tác dụng lên các ổ:

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:

- Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:

Do   12 0 có lực dọc trục F F a / r  0, 42 0,93nên ta chọn ổ bi đỡ chặn

Tra bảng P2.12 trang 263,[1] ta có bảng sau :

Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) C 0 (kN)

- Chọn V=1 ứng với vòng trong quay.

- Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm FR gây ra:

- Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ:

 Tải trọng quy ước: Q   XVF r  YF K K a  t 

Với : Vòng trong quay nên :V = 1

Với: K t  1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ.

K   : hệ số kể đến đặc tính tải trọng Trang bảng 11.3 tài liệu (*) với tải trọng va đập nhẹ.

Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ B.

 Thời gian làm việc:triệu vòng

 Khả năng tải động tính toán:

Vì C t   C 45,4 KN nên ổ đảm bảo khả năng tải động

Như vậy Q 0  C 0  32,1.10 ( ) 3 N nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

Do   12 0 và có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ chặn,cỡ nhẹ hẹp Tra bảng P2.12 trang 264,[1] ta có bảng sau :

 theo bảng 11.4 với α 0 ta chọn e0,34

 Tải trọng quy ước: Q   XVF r  YF K K a  t 

Với : Vòng trong quay nên :V = 1

K   : hệ số kể đến đặc tính tải trọng.

Trang bảng 11.3 tài liệu (*) với tải trọng va đập nhẹ.

Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ B.

Vì C t   C 45,4 kN nên ổ đảm bảo khả năng tải động

Với ổ đỡ - chặn α 0 ta chọn X0=0,5; Y0=0,47

Như vậy Q 0  C 0  36,8( kN ) nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

 Do có lực dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ -chặn, chọn cỡ nhẹ hẹp:

theo bảng 11.4 với α 0 ta chọn e0,32

K   : hệ số kể đến đặc tính tải trọng Trang bảng 11.3 tài liệu (*) với tải trọng va đập nhẹ.

Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ A chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ A.

Vì C t   C 68,9 kN nên ổ đảm bảo khả năng tải động

Với ổ đỡ - chặn α 0 ta chọn X0=0,5; Y0=0,47

Như vậy Q 0  C 0  61, 2( kN ) nên ổ đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

CHỌN THÂN MÁY, BULONG, CÁC CHI TIẾT 61

TIẾT PHỤ, DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP

Vỏ HGT giữ vai trò quan trọng trong việc duy trì vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, đồng thời tiếp nhận tải trọng từ các chi tiết lắp ráp Ngoài ra, vỏ còn chứa dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết khỏi bụi bẩn.

- Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là khối lượng nhỏ và độ cứng cao.

- Vật liệu làm vỏ là gang xám GX15-32.

- Hộp giảm tốc bao gồm: thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, …

- Bề mặt lắp ghép giữa nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít, khi lắp

- Chọn bề mặt ghép nắp và thân: song song mặt đế

- Mặt đáy về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 2 0 và ngay tại chỗ tháo dầu lõm xuống.

4.1.2 Xác định kích thước vỏ hộp:

Tên gọi Biểu thức tính toán

 1 = 0,9 = 9 mm Gân tăng cứng: - Chiều dày, e

- Độ dốc e = (0,8  1) = 10mm h < 58 mm khoảng 2 o Đường kính:

- Bulông ghép bích và thân, d3

- Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d1 > 0,04a + 10>12 = 20 mm d2 = (0,7  0,8)d1 = 14 mm d3 = (0,8  0,9)d2 = 12 mm d4 = (0,6  0,7)d2 = 8 mm d5 = (0,5  0,6)d2 = 8 mm Mặt bích ghép nắp và thân:

- Chiều dày bích thân hộp, S3

- Chiều dày bích nắp hộp, S4

- Bề rộng bích nắp và thân, K3

- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ, K2

- Tâm lổ bulông cạnh ổ: E2 và C (là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lổ).

C  D3/2 = 55 mm h xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa

- Chiều dày: khi không có phần lồi, S1

- Khi có phần lồi,Dd; S1; S2

- Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q

Dd xác định theo đường kính dao khoét

K1  3d1 = 60 mm q  K1 + 2 = 80 mm Khe hở giữa các chi tiết:

- Giữa bánh răng với thành trong hộp

- Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

- Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít

4.2 CÁC CHI TIẾT LIÊN QUAN ĐẾN KẾT CẨU VỎ HỘP:

Mặt ghép giữa nắp và thân hộp phải nằm trong mặt phẳng chứa đường tâm các trục, với lỗ trụ (đường kính D) được gia công đồng thời trên cả nắp và thân Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công, cần sử dụng hai chốt định vị Việc sử dụng chốt định vị giúp ngăn chặn biến dạng vòng ngoài của ổ khi xiết bulông, từ đó loại trừ một trong những nguyên nhân chính gây hỏng hóc cho ổ.

Ta dùng chốt định vị hình côn có các thông số sau: d c l

- Che chắn ổ lăn khỏi bụi từ bên ngoài.

- Làm bằng vật liệu GX14-32.

- Kết cấu các nắp ổ trong hộp giảm tốc, bảng 18.2 (tài liệu (*)):

4.2.3 Cửa thăm: Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào trong hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp Trên nắp có lắp thêm nút thông hơi Kích thước cửa thăm được chọn theo bảng 18-5 [1] như sau:

Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng cao, dẫn đến áp suất tăng Để điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp, nút thông hơi được sử dụng Nút thông hơi này được lắp đặt trên nắp cửa thăm để giúp giảm áp suất hiệu quả.

Kích thước nút thông hơi (tra bảng 18-6 [1]):

Sau một thời gian sử dụng, dầu bôi trơn trong hộp có thể bị bẩn do bụi và hạt mài hoặc bị biến chất, vì vậy cần thay dầu mới Để tháo dầu cũ, bạn có thể sử dụng lỗ tháo dầu ở đáy hộp, lỗ này được bịt kín bằng nút tháo dầu khi không sử dụng.

- Kết cấu và kích thước của nút tháo dầu tra trong bảng 18-8 [1] (nút tháo dầu ) như sau: d b m f l c q D S D 0

- Đê kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu.

- Dùng để di chuyển hộp giảm tốc 1 cách dễ dàng.

- Đường kính lỗ vòng móc: d=(3÷4) δ@ mm

4.2.8 Vít tách nắp và thân hộp giảm tốc:

Có tác dụng tách nắp và thân hộp giảm tốc, vít M14x30

Vòng phớt là một loại lót kín động gián tiếp, có chức năng bảo vệ ổ lăn khỏi bụi bặm, chất bẩn và các tạp chất khác, giúp ngăn ngừa mài mòn và han gỉ Bên cạnh đó, vòng phớt còn ngăn chặn dầu chảy ra ngoài, từ đó ảnh hưởng tích cực đến tuổi thọ của ổ lăn.

Vòng phớt được sử dụng phổ biến nhờ vào thiết kế đơn giản và khả năng thay thế dễ dàng Tuy nhiên, chúng có nhược điểm là nhanh chóng mòn và tạo ra ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao.

4.3.2 Vòng chắn dầu: Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp.

Dựa theo bảng Phụ lục sách Vẽ Cơ Khí tâp 1, Trần Hữu Quế

 Bu long ghép bích nắp và thân: d3, l030, chọn M12x55

 Vít ghép nắp cửa thăm: d5=8, M10x16

4.5 DUNG SAI VÀ LẮP GHÉP:

Căn cứ vào các yêu cầu làm việc của từng chi tiết trong hộp giảm tốc, ta chọn các kiểu lắp ghép sau:

Khi lắp đặt vòng trong ổ lăn chịu tải tuần hoàn, cần sử dụng hệ thống trục lắp trung gian để đảm bảo vòng ổ không bị trượt trên bề mặt trục trong quá trình hoạt động Việc chọn mối lắp k6 và lắp trung gian có độ dôi là rất quan trọng, giúp tạo điều kiện cho ổ mòn đều trong suốt quá trình làm việc.

Vòng ngoài của ổ lăn không quay và chịu tải cục bộ, vì vậy cần lắp theo hệ thống lỗ Để ổ có thể di chuyển dọc trục khi nhiệt độ tăng trong quá trình làm việc, kiểu lắp trung gian H7 được chọn.

4.5.2 Lắp ghép bánh răng trên trục:

Bánh răng lắp lên trục chịu tải vừa, tải trọng thay đổi, va đập nhẹ, ta chọn kiểu lắp ghép H7/k6.

4.5.3 Lắp ghép nắp ổ và thân hộp: Để dễ dàng cho việc tháo lắp và điều chỉnh, ta chọn kiểu lắp lỏng H7/e8.

4.5.4 Lắp ghép vòng chắn dầu trên trục: Để dễ dàng cho tháo lắp, ta chọn kiểu lắp trung gian H7/Js6

4.5.5 Lắp chốt định vị: Để đảm bảo độ đồng tâm và không bị sút, ta chọn kiểu lắp chặt P7/h6.

Theo chiều rộng, chọn kiểu lắp trên trục là P9/h8 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h8. Theo chiều cao, sai lệch giới hạn kích thước then là h11.

Theo chiếu dài, sai lệch giới hạn kích thước then là h14.

BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP

EI (  m) es (  m) ei (  m) Độ dôi lớn nhất Độ hở lớn nhất

+2 18 23 Ổ BI ĐỠ CHẶN d Ổ vòng ngoài

Trục III 80 H7/ k6 +25 0 +18 +2 18 23 bxh Then (trục)

Then (bánh răng + bánh xích + nối trục)

Br4 12x9 Js9/ h8 +21,5 -21,5 0 -27 21,5 48,5 Đĩa xích 12x8 Js9/ h8 +21,5 -21,5 0 -27 21,5 48,5

Vòng chắn dầu – trục I 30 H7/js6 +21 0 +6,5 -6,5 6,5 27,5

Vòng chắn dầu – trục II 30 H7/js6 +21 0 +6,5 -6,5 6,5 27,5

Vòng phớt – trục III 43 H7/ js6 +25 0 +8 -8 8 33

Nắp bích ổ lăn trục II 72 H7/h6 +30 0 0 -19 0 49

Nắp bích ổ lăn trục III 85 H7/h6 +35 0 0 -22 0 57

Năp cửa thăm – nắp hộp

Qua quá trình thực hiện đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí, tôi đã nâng cao khả năng phân tích công việc thiết kế và xác định vấn đề cho bài toán thiết kế một cách hiệu quả hơn.

Môn học này tập trung vào tính hệ truyền động, giúp sinh viên phát triển khả năng xử lý thực tiễn và kết hợp kiến thức đã học để tính toán, từ đó lựa chọn phương án tối ưu cho thiết kế.

Mặc dù đã nỗ lực hoàn thành đồ án với sự chăm chỉ và hướng dẫn tận tình từ các thầy cô khoa Cơ khí - Động lực, nhưng do còn thiếu kinh nghiệm thực tiễn và kiến thức hạn chế, đồ án này vẫn còn nhiều thiếu sót Vì vậy, em rất mong nhận được sự sửa chữa và góp ý từ mọi người.

Tôi xin gửi lời cảm ơn chân thành đến quý thầy cô khoa Cơ khí – Động lực, đặc biệt là thầy Ths PHẠM HẢI TRÌNH, vì sự giúp đỡ và hướng dẫn tận tình của thầy.

Sinh viên thực hiện đồ án ĐỖ VĂN TRƯƠNG

[1].Trịnh Chất – Lê Văn Uyển: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, tập 1 và Nhà xuất bản giáo dục, 2003.

[2].Nguyễn Hữu Lộc: Cơ sở thiết kế máy Nhà xuất bản Đại học quốc gia TP.

[3].Trần Hữu Quế: Vẽ kỹ thuật cơ khí, tập 1 và 2 Nhà xuất bản giáo dục, 2001.

[4] Đỗ Kiến Quốc (chủ biên): Sức bền vật liệu Nhà xuất bản Đại học quốc gia

[5].Cùng một số tư liệu trên Internet.

Nhận xét của giáo viên hướng dẫn

Định dạng
Số trang	82
Dung lượng	1,92 MB