Đồ án chi tiết máy - Cơ điện và công trình | Đại học Lâm Nghiệp

được sưu tầm và soạn thảo dưới dạng file PDF để gửi tới các bạn sinh viên cùng tham khảo, ôn tập đầy đủ kiến thức, chuẩn bị cho các buổi học thật tốt. Mời bạn đọc đón xem!

13 7 lượt tải Tải xuống

Chia sẻ Báo cáo tài liệu

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

TRƯỜNG ĐẠI HỌC LÂM NGHIỆP

KHOA CƠ ĐIỆN VÀ CÔNG TRÌNH

BỘ MÔN : CƠ SỞ KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP

----- ***-----

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Giáo Viên Hướng Dẫn: Nguyễn Văn Tựu

Họ và Tên: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541

LỚP: K65- KTCK HỌC KỲ: I(2022 - 2023)

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 1

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

LỜI ĐẦU

Chi tiết máy là một môn học khoa học nghiên cứu các phương pháp tính toán và

thiết kế chi tiết máy. Giúp sinh viên hiểu được nhiều kiến thức quan trọng trước khi

tốt nghiệp và trong công việc tương lai của mình.

Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, sinh viên được hệ thống lại các kiến thức đã

học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm

việc, thiết kế kết cấu chi tiết máy, chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp

trình bày bản vẽ, về dung sai lắp ghép, chế độ làm việc cũng như những hỏng hóc

mắc phải khi làm việc và nguyên nhân gây ra. Do đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy

phải thông thạo nhiều môn học trong ngành cơ khí cũng như các phần mềm đồ họa

máy tính hay khả năng vẽ của mình. Đặc biệt làm rèn luyện tính cẩn thận trong việc

tính toán, cũng như các số liệu cần chọn.

Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức tổng hợp

lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu, ý kiến trên

các trang mạng, cũng như những sinh viên khóa trước, trong tính toán không thể

tránh được những thiếu sót. Mong thầy cô giáo thông cảm.

Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, đặc biệt là thầy giáo Nguyễn Văn Tựu

đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án

môn học này.

Hà nội…, ngày…, tháng…, năm 2020

Sinh viên thực hiện

Đặng Hữu Thiện

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 2

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

NHẬN XÉT – ĐÁNH GIÁ CỦA GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN

…………………………………………………………………………………………………………………

Điểm Hà Nội, ngày, tháng, năm

Giảng viên hướng dẫn

TS. Nguyễn Văn Tựu

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 3

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 4

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

MỤC LỤC

Phần 1. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền ……………..trang 2

Phần 2. Tính toán thiết kế các bộ truyền …………………….

Phần 3. Chọn khớp nối ………………………………………

Phần 4. Tính toán thiết kế trục ………………………………

Phần 5. Tính chọn then

Phần 6. Tính chọn ổ

Phần 7. Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục

Phần 8. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

Phần 9. Bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép

Phần 10. Bản vẽ chế tạo

Phần 11. Đánh giá chỉ tiêu kinh tế kĩ thuật

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 5

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

TRƯỜNG ĐẠI HỌC LÂM NGHIỆP

KHOA CƠ ĐIỆN VÀ CÔNG TRÌNH

BỘ MÔN: CƠ SỞ KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP

-----***-----

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

Giáo viên hướng dẫn: TS. Nguyễn Văn Tựu

Sinh viên thực hiện: Đặng Hữu Thiện

I. NỘI DUNG:

Thiết kế hệ thống dẫn động bang tải có lược đồ dẫn động tải trọng như thể

hiện trên hình 1 và hình 2.

II. SỐ LIỆU KỸ THUẬT:

a) Lực vòng trên băng tải: F = 5290 (N)

b) Vận tốc băng tải: v = 1,46(m/s)

c) Đường kính tang quay: D = 328 (mm)

d) Thời gian sử dụng:

- Số năm sử dụng: n = 10

- Số tháng trong năm: t = 12

- Số ngày trong tháng: c = 24

- Số ca trong ngày: g = 2; 8h/ca

e) Đặc điểm tải trọng: Va đập nhẹ, bộ truyền xích quay 1 chiều.

Góc nghiêng giữa đường nối tâm hai đĩa xích với đường nằm ngang: γ = 20

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 6

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

TÀI LIỆU THAM KHẢO

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

xuất bản Giáo dục, Hà Nội 2006.

[2] Đào Ngọc Biên. Phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ.

Tạp chí Khoa học công nghệ Hàng hải, 2011, 28 (11); 39-41.

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 7

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG CÔN- TRỤ HAI CẤP

Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỷ số chuyền

Ta có lược đồ hệ dẫn động băng tải như 1.1

Hình 1.1 Lược đồ hệ dẫn động băng tải

1. Động cơ điện; 2. Khớp nối; 3. Hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp

4. Bộ truyền xích; 5. Băng tải

I, CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

1, Chọn kiểu loại động cơ:

Hiện nay có hai loại động cơ điện là động cơ một chiều và động cơ xoay

chiều. Để thuận tiện, phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọn động cơ điện xoay

chiều. Trong số các loại động cơ xoay chiều ta chọn loại động cơ bap ha không

đồng bộ rô to lồng sóc (còn gọi là ngắn mạch). Với những ưu điểm: Kết cấu đơn

giản, dễ bảo quản, giá thành thấp, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới

điện ba pha không cần biến đổi dòng điện.

2, Tính toán momen thực tế trên băng tải, chọn số vòng quay động cơ và xác

định hiệu suất toàn bộ hệ thống.

a, Momen thực tế trên băng tải:

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 8

III

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

F. D

5290 .328

=867,56. 10

(

N .mm

)

=867,56(N .m)

b, Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ (ĐC):

- Số vòng quay đồng bộ của ĐC (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác

định theo công thức:

đb

60 f

Trong đó: f - Tần số của dòng điện xoay chiều, f = 50Hz;

p - Số đôi cực từ (chọn p = 2)

⇒

đb

60.50

=1500(vòng/ phút)

- Căn cứ vào vận tốc của băng tải, ta có số vòng quay của băng tải là:

60 .10

πD

(vòng phút/ )

Trong đó: v - Vận tốc vòng của băng tải (v = 1,46 m/s)

D - Đờng kính tang quay (D = 450mm)

⇒

60 .10 1,46

3,14

.328

=85,06 (vòng / phút

c, Xác định hiệu suất của toàn bộ hệ thống:

Hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức sau:

η η

.η

Brcôn

.η

Brtrụ ổ

.η

xích

(1.3)

Trong đó:

- Hiệu suất của toàn bộ hệ thống;

- Hiệu suất khớp nối, thường lấy

;

Brcôn

- Hiệu suất truyền động của bộ truyền bánh răng côn;

Brtrụ

- Hiệu suất truyền động của bộ truyền bánh răng trụ;

ổ

- Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn;

xích

- Hiệu suất truyền đọng của bộ truyền xích.

Tra bảng 2.3 [1, Tr 19], ta được:

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 9

(1.1)

(1.2)

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Brcôn Brtrụ xích

=0,96 ;η =0,97 ;η

ổ

=0,99 ;η =0,92

⇒

=1 . 0,96 .0,97 . 0,99

.0,92 0,82=

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

xuất bản Giáo dục, Hà Nội 2006.

3, Chọn động cơ điện theo công suất

a, Mômen đẳng trị trên băng tải:

đtbt

√

∑

k=1

∑

k=1

(1.4)

Trong đó: T - Mômen thứ k của phổ tải trọng tác động lên băng tải;

- Thời gian tác động của mômen thứ k.

Từ đề bài, ta có: T =T; t

1 1

=50%t=0,5t

T =0,8T;t =50%t=0,5t

2 2

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 10

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Vậy có kết quả:

đtbt

√

.0,5 t +( )0,8T

.0,5

√

.0,5 0,8+( T )

.0,5

√

0,5 0,64+0,5 .

. T = 0,9 . 867,56= 780,08(Nm)

Với T = T = 780,08 (Nm)

b, Công suất đẳng trị trên băng tải:

đtbt

đtbt .

9550

780,08 76,4.

9550

= 6,95(kW)

c, Công suất đẳng trị cần có trên động cơ:

đtdc

đtbt

6,95

0,82

=8,4kW)

Từ các thông số đã tính toán ở trên, theo bảng P1.1 [1, Tr.234] có thể chọn

loại động cơ K mang nhãn hiệu K132M4, có các thông số kĩ thuật như sau:

Bảng 1.1. Bảng đặc trưng cơ - điện của động cơ đã chọn

Công suất Vận tốc quay

kW 50Hz 60Hz kg

K132M4

11 13 1445 1732 86,0 0,86 5,9 2,0 72

Kiểu động

cơ

Khối

lượng

Mã

lực

𝜂%

cos 𝜑

I_K/I_dn T_K/T_dn

Đặc điểm của động cơ điện K:

- Về phạm vi công suất: Với cùng số vòng quay đồng bộ (n ) 1500 vg/ph,

đb

động cơ K có phạm vi công suất 0,75

30 kW lớn hơn của động cơ DK, nhỏ

hơn động cơ 4A.

- Động cơ K có khối lượng nhỏ hơn so với động cơ DK và đặc biệt có

mômen

khởi động cao hơn 4A và DK.

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 11

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

4, Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ đã chọn:

a, Kiểm tra điều kiện mở máy:

Khi mở máy mômen tải không vượt quá mômen khởi động của động cơ

(T<T

) nếu không động cơ sẽ không chạy. Trong các catalog của động cơ đều cho tỷ

số T , đó cũng là số liệu cần để tham khảo khi chon nhãn hiệu động cơ, với điều

kiện:

/ T

≤

T / T

k dn

Trong đó: T - Mômen mở máy của thiết bị cần đẫn động.

/ T = 2,0 (Theo bảng 1.1. ở trên).

Theo lược đồ phân bố tải trọng như đã cho trong đề bài (hình 1.2), ta có:

/T = 1,4T/T= 1,4 ≤ 2

Vậy động cơ thỏa mã điều kiện mở máy.

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 12

(2....3)s

50 % t

% t50

1.4T

0.8 T

mở máy

quát tải

= 1.4T

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Hình 1.2. Lược đồ tải trọng tác dụng lên trục băng tải

b, Kiểm nghiệm động cơ theo các điều kiện làm việc:

maxqtđc

≤ [T ]; [T ] = η .2 .T

đc đc ht

Trong đó: T - Mômen quá tải lớn nhất của động cơ;

maxqtđc

= K . T

qt cản

đc

] - Mômen cho phép của động cơ;

T - Mômen tải của động cơ đã chọn;

- Hệ số quá tải của động cơ, K = 1,4;

cản

- Mômen cản của động cơ, T =

cản

9550 .P

đtbt

đc

.η

Ta có: T =

9550 .P

đmdc

đc

9550 5,5.

1445

= 36,3 (Nm)

đc

] = 0,82 . 2 . 36,3 = 59,50 (Nm)

Có kết quả: T = T . K = 1,4 .

maxqtđc cản qt

9550 .P

đtbt

đc

.η

9550 4,05.

1445 0,82.

. 1,4 = 45,7 (Nm)

So sánh ta thấy [T ] > T . Kết luận: Động cơ đã chọn thỏa mã điều kiện

đc maxqtđc

làm việc.

II, PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Để phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền, cần tính tỷ số truyền chung cho

toàn bộ hệ thống.

Tỷ số truyền chung u của toàn bộ hệ thống được tính theo công thức sau:

đc

1445

76,4

= 18,9 (1.5)

Mà u = u . u

t h ng

(1.6)

Với u - Tỷ số truyền của hộp giảm tốc;

u - Tỷ số truyền ngoài hộp;

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 13

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

= u . u

kn xích

u =1)

tỉ số chuyền của khớp nối (u

⇒ u = u

ng xích

xích

- Tỷ số truyền của bộ truyền xích.

Theo bảng 2.4 [1, tr21], ta có tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền xích là u = 2…5.

xích

Ta chọn u = 2:

xích

⇒u

= u = 2

xích

Vậy: u =

18,9

= 9,45

Tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp

u (1.7)

= u . u

1 2

Trong đó: u - Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng côn;

u - Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ.

Với hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ 2 cấp, nếu hàm mục tiêu là kích thước của

vỏ hộp giảm tốc nhỏ nhất, nên chọn tỷ số truyền cấp chậm (u ) tính theo công thức

thực nghiệm trong tài liệu [2, tr40], theo đó ta lấy:

≈ 1,32 .

√

= 1,32 .

√

9,45

= 2,79

Từ (1.7) suy ra: u =

9,45

2,79

= 3,39

Vậy kết quả về tỉ số của các bộ tryền trong hệ thống là:

Bộ tryền xích: u = 2;

xích

Bộ truyền bánh răng côn: u = 3,39;

Bộ truyền bánh răng trụ: u = 2,79.

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 14

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

III, XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ ĐỘNG HỌCVÀ LỰC CỦA CÁC TRỤC

Nhằm thuận tiện cho việc tính toán và theo dõi, các trục được ký hiệu bằng

chữ số La Mã từ I đến IV, như thể hiện trên hình 1.3.

Hình 1.3. Ký hiệu các trục trong hệ thống dẫn động băng tải

1, Tính toán tốc độ quay của các trục

- Trục động cơ: n = 1445 (vg/ph);

đc

- Trục I: n =

đc

1445

=1445 (vg/ph);

- Trục II: n =

1445

3,39

= 426,25 (vg/ph);

- Trục III: n =

III

426,25

2,79

= 152,78 (vg/ph);

- Trục IV: n =

III

xí ch

152,78

= 76,39 (vg/ph).

2, Tính công suất trên các trục

Gọi công suất trên các trục I, II, II, IV lần lượt là P , P , P , P , ta có:

I II III IV

- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ:

đc

= P = 8,4(kW)

đtđc

- Công suất danh nghĩa trên trục I:

= P . η .η = 8,4. 1 . 0,99 = 8,316(kW)

dc KN ổ

- Công suất danh nghĩa trên trục II:

= P . η .η = 4,889 . 0,96 . 0,99 = 7,9(kW)

I Brcôn ổ

- Công suất danh nghĩa trên trục III:

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 15

III

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

III

= P . η .η = 4,647 . 0,97 . 0,99 = 7,59(kW)

II Brtrụ ổ

- Công suất danh nghĩa trenm trục IV:

= P . η .η = 4,463. 0,92 . 0.99 =6,9(kW)

III xích ổ

3, Tính mômen xoắn trên các trục

Gọi mômen xoắn tren các trục I,II,III,IV là T có kết quả:

,T ,T ,T

II III IV

- Trục động cơ:

= 9,55 .

= 9,55.

10 939

.4,

1445

= 32642(Nmm)

- Trục I:

= 9,55 .

= 9,55.

10 889

.4 ,

1445

= 32311(Nmm)

- Trục II:

= 9,55 .

= 9,55.

10 647

.4 ,

426 25,

= 104115(Nmm)

- Trục III:

III

= 9,55 .

III

= 9,55.

10 463

.4,

152 78,

= 278974(Nmm)

- Trục IV:

= 9,55 .

= 9,55.

10 065

.4 ,

76 39,

= 508192(Nmm)

Bảng 1.2. Bảng số liệu động học và động lực học

trên các trục của hệ thống dẫn động

trục I 1445 8,316 32311

3,39

trục II 426,25 7.9 104115

2,79

Trục III 152,78 7.59 278974

Trục IV 76,39 6.9 508192

Phần 2: Tính toán thiết kế các bộ truyền

I, Thiết kế bộ truyền bánh răng

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 16

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

1, Bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng cấp nhanh:

a, Chọn vật liệu:

Đối với hộp giảm tốc côn – trụ 2 cấp chịu công suất nhỏ (P =5,5kW), chỉ

dmdc

cần chọn vật liệu nhóm I là được. Vì vật liệu nhóm I có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng

được thường hóa và tôi cải thiện. Nhờ độ rắn thấp nên có thể cắt rang chính xác sau

khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn.

Theo bảng 6.1 [1, tr92] ta chọn:

- Bánh nhỏ ( bánh 1): Thép 45 tôi cải thiện; đạt độ rắn HB = (241…285);

Giới hạn bền σ = 850MPa; Giới hạn chảy σ = 580MPa. Chọn độ rắn bề mặt là

b1 ch1

= 250.

- Bánh lớn ( bánh 2): Thép 45 tôi cải thiện; đạt độ rắn HB = (192…240); Giới

hạn bền σ = 750MPa; Giới hạn chảy σ = 450MPa. Chọn độ rắn bề mặt là HB =

b2 ch2 2

240.

b, Xác định ứng suất cho phép:

Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ ] và ứng suất uốn cho phép [σ ] được xác định

H F

theo công thức sau đây:

[σ

] =

Hlim

Z ∙ Z K∙

R v

∙ K

∙

(2.1)

[σ ]

Hlim

Z ∙ Z K∙

R s

∙ K

∙

(2.2)

Trong đó: Z - hệ số xét đến độ nhám của mặt bánh răng làm việc;

- hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;

- hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;

- hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;

- hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;

- hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

Trong thiết kế sơ bộ, lấy Z K = 1 và Y Y K = 1 do đó công thức (2.1)

v xH R s xF

và (2.2) trở thành:

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 17

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

[σ

] =

Hlim

(2.1a)

[σ ]

Flim

. K

(2.2a)

Trong đó:

Hlim

và

Flim

lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn

cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, trị số của chúng được lấy theo Bảng 6.2 [1, tr.94].

Vởi thép tôi cải thiện đại độ rắn HB = 180…350, có:

Hlim

= 2HB + 70 ; S = 1,1;

Flim

= 1,8HB ; S = 1,75;

, S – lần lượt là hệ số ân toàn khi tính về tiếp súc và uốn.

Thay số vào có kết quả:

Hlim1

= 2HB + 70 = 2 × 250 +70 = 570 MPa;

Hlim2

= 2HB + 70 = 2 × 240 +70 = 550 MPa;

Flim

= 1,8HB = 1,8 × 250 = 450 MPa;

Flim

= 1,8HB = 1,8 × 240 = 432 MPa;

– hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, K = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền

quay một chiều);

, K – lần lượt là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ

và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau:

√

(2.3)

√

(2.4)

Ở đây: m , m – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc uốn:

H F

m = m = 6 khi độ rắn mặt răng HB≤350;

H F

– số chu kỳ thây đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc:

= 30

2,4

(2.5)

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 18

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

⇒

HO1

= 30 ×

250

2,4

= 17067789

HO2

= 30 ×

240

2,4

= 15474913

– số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn:

= 4 × 10 đối với tất cả các loại thép;

, N – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải

trọng tĩnh:

N .t (2.6)

= N = N = 60.C.n

FE 1 Σ

C - Số chu kỳ ăn khớp trong một vòng, C = 1;

- Số vòng quay bánh răng trong một phút;

- tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét;

=12năm.12tháng.25ngày.6giờ.3ca = 64800 (giờ)

thay số vào công thức (2.6), ta được:

= N = N = 60×1×1445×64800 = 5618160000 (giờ)

⇒N

HE1

> N ; N > N

HO1 FE1 FO1

Tính toán tương tương tự có kết quả: N > N ; N > N

HE2 HO2 FE2 FO2

Ta lấy N = N ; N = N , khi đó ta có kết quả K = 1 và K = 1 (đường

HE HO FE FO HL FL

cong mỏi gần đúng là đường thẳng song song với trục hoành, tức là trên khoảng này

giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn không thay đổi).

Thay số vào (2.1a) và (2.1b), ta được:

[σ

] =

570 1×

1,1

= 518,181 MPa

[σ

] =

550 1×

1,1

= 500 MPa

[σ

] =

450 1×1×

1,75

= 257,14 MPa

[σ

] =

432 1×1×

1,75

= 246,857 MPa

Với bộ truyền bánh răng côn - răng thẳng ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị

nhỏ hơn 2 giá trị của [σ ] và[σ ], tức [σ ] = 500 MPa.

H1 H2 H

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 19

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[σ (2.7)

]

max

= 2,8σ

[σ ] (2.8)

F max

= 0,8 σ

⇒[σ

H11

]

max

= 2,8 × 580 = 1620 MPa

[σ ]

H2 max

= 2,8 × 450 = 1260 MPa

[σ

]

max

= 0,8 × 580 = 464 MPa

[σ

]

max

= 0,8 × 450 = 360 MPa

c, Tính bộ truyền bánh răng côn:

Với bộ chuyền u = 3,39 nên chọn bánh răng côn – răng thẳng để thuận lợi

cho việc chế tạo sau này.

(*) Xác định chiều dài côn ngoài:

Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động (bánh răng 1) được xác định

theo độ bền tiếp xúc. Công thức thiết kế có dạng :

= K

√

∙

√

Hβ

(

1−K

)

∙u∙[σ H]

(2.9)

Trong đó: K = 0,5K – hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng.

R d

Với truyền động bánh răng côn - răng thẳng bằng thép ta có: K =

100

MPa

1/ 3

⇒ K =

MPa

1/ 3

Hβ

– hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành bánh

răng côn , tra bảng 6.21[1,tr.113];

– hệ số chiều rộng vành răng: K = b/R = 0,25… 0,3. Vì u = 3,39>3 nên chọn

be e 1

= 0,25.

Cũng theo bảng 6.21 [1,tr113] ta có:

∙u

2−K

0,25 .3,39

2−0,25

= 0,48

Theo bảng 6.12[1,tr.113], chọn K = 1,08 tục lắp trên ổ đũa theo sơ đồ I và

Hβ

HB≤350 (vì HB=250).

– Mômen xoắn trên bánh chủ động , T = 32311 Nmm;

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 20

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

[σ

] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [σ ] = 500 MPa.

Thay số vào công thức (2.9) ta được:

= 50

√

3,39 1

∙

√

32311 .1,08

(

1−0,25

)

0,25.3,39 .500

=106,62 (mm)

(*) Xác định thông số ăn khớp:

∗ Số răng bánh nhỏ (bánh 1) z :

Số răng bánh nhỏ được tính toán thông qua việc xác định thông số d và z dựa vào

e1 1p

tỉ số chuyền u .

√

1+u

2×106,62

√

+3,39

= 60,3

Tra bảng 6.22 [1,tr.114], ta tìm được z = 16.

Mặt khác ta có độ rắn mặt răng thiết kế HB≤350, suy ra số răng z của bánh nhỏ là:

= 1,6×z = 1,6×16 = 25,6

Vậy, chọn z =25 (răng).

∗ Đường kính trung bình của d và mô đun trung bình m :

m1 tm

d )d

= (1− 0,5K

be e1

= (1−0,5×0,25 )×60,3 = 52,76 (mm) (2.10)

52,76

= 2,11(mm) (2.11)

∗ Xác định mô đun:

Với bánh răng côn – răng thẳng mô đun vòng ngoài được xác định theo công

thức:

(1−0,5 K

)

2,11

(1−0,5 0,25× )

= 2,411 (2.12)

Từ bảng 6.8 [1, tr.99], lấy giá trị tiêu chuẩn m = 2,5. Từ giá trị tiêu chuẩn

của m tính lại m và d như sau:

te tm m1

= m ) = 2,5(1−0,5×0,25) = 2,188 (mm)

(1−0,5K

= m ∙ z =2,188 × 25 = 54,7 (mm)

tm 1

∗ Số răng bánh lớn (bánh 2) z :

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 21

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Ta có: z2 = u1 .z1 = 3,39×25 = 84,75 (răng). Vậy chọn z2 = 85 (răng). Đó, tỷ

số chuyền thực tế là:

um =

= 3,4

∗ Tính góc côn chia:

= arctan

(

)

= arctan

(

)

16,39

∘

16 23

∘ '

22 ''

90 90 16,39

∘

−δ

∘

−

∘

73,61

∘

36 36' ''

Tính lại chiều dài côn ngoài (chiều dài côn ngoài thực):

= 0,5 ∙ m ∙

√

=0,5.2,5 .

√

25 85

= 110,75

(*) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

Ứng suất tiếp xúc suất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện:

= Z ∙ Z ∙ Z ∙

M H ε

√

0,85 ∙b∙d

∙u

≤ [σ

] (2.13)

Trong đó: Z – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo

bảng 6.5 [1, tr.96], ta tra được Z = 274 Mpa ;

1/3

– hệ số kể đén hình dạng tiếp xúc. Theo bảng 6.12 [1, tr.106], với

x =x

t 1

+x2=0, ta tra được Z = 1,76;

– hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng. Với bánh răng côn thẳng

(ε

=0), ta có:

√

4−ε

(2.14)

Ở đây: ε – hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức:

[

1,88 3,2−

(

)

]

cos β

[

1,88 3,2−

(

)

]

cos 0

∘

= 1,714

Thay số vào (2.14), ta được:

√

4−1,714

= 0,87

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 22

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

– hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

K (2.15)

= K . K . K

Hβ Hα Hv

Với: K – hệ số kể đến sự phân bố không đều về tải trọng trên chiều rộng

Hβ

vành răng bánh răng côn. Theo bảng 6.21 [1, tr.113], ta được K = 1,08 (Tương tự

Hβ

mục 3a).

Hα

– hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các răng ăn khớp

không đồng thời. Với bánh răng côn – răng thẳng K = 1.

Hα

– hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, được

tính theo công thức:

= 1 +

.b.d

. K

Hβ

Hα

(2.16)

Trong đó:

=δ

.v.

√

(u+1)

(2.17)

- đường kính trung bình bánh côn nhỏ,

=54,7

(

)

;

v- vận tốc vòng, tính theo công thức:

π .d

60.10

3,14.54,7 .1445

60.10

=4,136 (

)

(2.18)

Theo bảng 6.13 [1, tr.106], dùng cấp chính xác 8, theo (2.17) ta được:

=0,006.56 .4,136 .

√

54,7.(3,4 +1)

3,4

=11,69(

)

Trong đó: Theo bảng 6.15 [1, tr.107], chọn

=0,006

;

Theo bảng 6.15 [1, tr.107] chọn

=56

;

- mô men xoắn trên trục bánh chủ động,

=32311(Nmm)

;

b- chiều rộng vành răng,

b=K

=0,25.106,62=26,65 (mm)

; lấy b= 27(mm).

Theo (2.16):

=1+

.b.d

Hβ

Hα

11,69.27 .54,7

2.32311 .1,08.1

=1,2

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 23

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Do đó (2.15) sẽ là:

Hβ

Hα

. K

=1,08.1.1,2 1,296=

[σ

]

- ứng suất tiếp xúc cho phép,

[

]

=500 MPa

;

Thay các giá trị vừa tính được vào (2.13):

.Z .Z .

H ε

√

2. T

. K .

√

0,85. b.d

≤

[

]

274.1,76 .0,87 .

√

2.32311 .1,296 .

√

(

3,4

+1)

0,85.27. 54,7

.3,4

=473,05 MPa

Theo (2.1) và (2.1a),

[

]

Trong đó: v < 5 (m/s) vậy ta lấy

=1 ;

VớiR

=1,25 μm… μm0,63

thì

;

Khi đường kính vòng đỉnh bánh răng

<700 mm

thì

Suy ra:

[

]

=500.1 .1.1=500 MPa

Vậy

[

]

dẫn đến thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc.

(*) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân tăng không được vượt

quá một giá trị cho phép.

2. T

0,85. b.m

≤[σ

]

(2.19)

F 1

F 2

≤[σ

]

(2.20)

Trong đó:

- mô men xoắn trên bánh chủ động,

=32311 Nmm

;

- mô đun pháp trung bình, với bánh côn răng thẳng

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 24

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

m m

=2,11

(

)

b- chiều rộng vành răng, b =27 (mm);

- đừng kính trung bình của bánh chủ động,

=54,7(mm)

;

140

– hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng (

β=0

;

- hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, tính theo công thức sau:

vn1

cos δ

cos

(16,39)

=26,059

vn2

cos δ

cos

(73,61)

=301,23

Ở đây

,δ

- lần lượt là góc côn chia của bánh 1 và bánh 2( đã tính ở trên), chọn

bánh răng khong dịnh chỉnh, theo bảng 6.18 [1, tr.109], tìm được

=3,90 ;Y

=3,60

;

- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với

là hệ số trùng khớp ngang, có

=1,71 4 ;Vậy Y

,714

=0 ,583

;

- hệ số tải trọng khi tính về uốn;

Fβ

Fα

. K

(2.21)

Với:

Fβ

- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6.21

[1, tr.113] chọn

Fβ

=1,15

;

Fα

- hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với

bánh côn răng thẳng

Fα

;

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 25

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công

thức( tương tự như khi tính về tiếp xúc):

=1+

.b. d

2. T

Fβ

Fα

(2.22)

Với :

=δ

.v .

√

.(u=1)

(2.23)

- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6.15 [1, tr.107], chọn

=0,016

;

- hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6.16 [1, tr.107] với

cấp chính xác 8, có mô đun < 3,55 nên chọn

=56

;

v- vận tốc vòng ( như đã tính về tiếp xúc), v=

4,136

(m/s);

- đường kính trung bình bánh răng côn nhỏ ,

=54,7

(

)

u- tỉ số truyền, u =3,4;

b- chiều rộng vành răng, b = 27 (mm);

- mô men xoắn trên bánh chủ động,

=32311(Nmm)

;



=0,016.56 .4 , 136 .

√

54,7 .(3, 4+1)

=31

Theo (2.22) có kết quả:

=1+

31. .27 54,7

2. 32311.1

,15.1

=1 ,616

Thay số vào (2.2) ta được:

=1 ,15 .1. ,1,616=1 858

Thay các giá trị vừa tính được vào ( 2.19) và (2.20):

2. 32311.1 ,858 .0,583.1 .3,9

0,85 .27

.2,11.54,7

=103,1 MP

103,1 .3,6

3,9

=95,2 MPa

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 26

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Ta thấy

=103,1 MPa<

[

F 1

]

=257,14 MPa;

=95,2 MPa<

[

]

=246,857 MPa

Vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo.

(*) Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải:

Khi làm việc răng có thể bị quá tải ( lúc mở máy và hãm máy …) với hệ số quá

tải:

max

có thể lấy

=1,4

Trong đó:

T- mô men xoắn danh nghĩa;

max

- mô men xoắn quá tải;

Vì vậy khi cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại (

Hmax

) và ứng suất uốn cực đại

(

Fmax

)

Để tránh biến dạnh dư hoặc gây dòn lớp bề mặt, hay phá hỏng tĩnh mặt lượn

chân răng. Ta sử dụng công thức sau:

Hmax

=σ

√

≤

[

]

max

(2.24)

Fmax

=σ

≤

[

]

max

(2.25)

Trong đó:

- ứng suất tiếp xúc,

=473,05 MPa

( đã tính theo công thức (2.58) ở ý c);

- ứng suất uốn, theo công thức (2.65) và (2.66) ( đã được tính ở ý d)

Với:

=103,1 MPa

;

=95,2 MPa

;

[

]

- ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép ( đã được tính theo công thức (2.7),

Với:

[

H 1

]

max

=1624 MPa;

[

]

max

=1260 MPa

;

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 27

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

[

]

max

- ứng suất uốn cực đại cho phép ( đã được tính theo công thức (2.13) ở mục

2), với:

[

]

max

=464 MPa;

[

]

max

=360 MPa

;

Thay các giá trị vào (2.48) và (2.49) ta được:

Hmax

=473,05 .

√

1,4=559,72 MPa

;

F1 max

=103,1 .1,4=144,34 MPa

;

F2 max

=95,2 .1, 4=133,28 MPa

;

Suy ra:

Hmax

=559,72 MPa<

[

]

max

=1624 MPa

;

Hmax

=559,72 MPa<

[

]

max

=1260 MPa

;

F1 max

=144,34 MPa<

[

F 1

]

max

=464 MPa

;

F2 max

=133,28 MPa<

[

]

max

=360 MPa

;

Vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải.

(*) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn:

- Chiều dài côn ngoài:

=106,62(mm)

- Mô đun vòng ngoài:

=2,5(mm)

- Chiều rộng vành răng:

b=27(mm)

- Tỉ số truyền

=¿

3,4

- Góc nghiêng của răng:

β=0

- Số răng của bánh răng:

=25

(

răng

)

=85

(

răng

)

- Hệ số dịnh chỉnh:

 Theo công thức ở bảng 6.19 [1, tr.111] ta tính được:

- Đường kính chia ngoài:

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 28

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

e 1

=2,5 .25 62,5= (mm)

e 2

e. z

=2,5 . 85 212,5= (mm)

- Góc côn chia:

=16,39

=16

=73,61

=73

- Chiều cao răng ngoài:

=2h

.m c

Với

=cos β=cos

(

)

=1;c=0,2.m

(

2.1

)

.2,5+(0,2 .2,5)=5,5 (mm

- Đường kính trung bình:

=¿

54,7

(

−

0,5 27.

)

Suy ra :

(

−

0,5 27.

110,75

)

.212,5 186,59= (mm)

- Chiều cao răng ngoài:

ae1

(

+ x

.cosβ

)

ae te ae2

=2 h

.m −h

Trong đó:

n 1

(

−

)

√

cos

(

−

3,4

)

√

=0,365



ae1

(

1+0,365.1

)

.2,5 3,413= (mm)



ae2

(

2.1

)

.2,5.3,413 1.587= (mm)

- Chiều cao chân răng ngoài:

fe1

−h

ac1

=5,5−3,413=2,087(mm)

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 29

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

fe2

−h

ac2

=5,5−1,587=3,913

(

)

- Đường kính đỉnh răng ngoài:

ae1

e 1

+2. h

ae1

.cos δ

=62,5+2.3,413 . cos 16,39

=69,04

(

)

ae2

=d h

e 2

ae2

.cos δ

=212,5+2.1,587 . cos 73,61

=213,4(mm)

2, Bộ tryền bánh răng trụ - răng nghiêng cấp chậm

a, Chọn vật liệu:



 Bánh nhỏ ( bánh 3):

+ Thép 45 tôi cải thiện;

+ Đạt tới độ rắn HB= ( 241..285);

+ Giới hạn bền

=850 MPa

;

+ Giới hạn chảy

ch3

=580 MPa

;

Chọn độ rắn bánh nhỏ

=250

 Bánh lớn ( bánh 4);

+ Thép 45 tôi cải thiện;

+ đạt tới độ rắn HB = (192…240);

+ Giới hạn bền

=750 MPa

;

+ Giới hạn chảy

ch4

=450 MPa

;

Chọn độ rắn bánh lớn

=230 MPa

b, Xác định ứng suất cho phép.

Ứng suất tiếp xúc cho phép

[σ

]

và ứng suất uống cho phép

[σ

]

được sác định

theo công thức:

[

]

Hlim

.Z .Z .K

R v xH

.K .

√

−4 ac

(2.26)

[

]

Flim

.Y .K

xF FC

(2.27)

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 30

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Trong đó:

- hệ số xét đến độ nhám của mặt bánh răng làm việc;

- hệ số xét đến ảnh hưởng của vật tốc vòng;

- hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;

- hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;

- hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;

- hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;

Trong thiết kế sơ bộ lấy:

và

, do đó các công thức (2.1)

và (2.2) trở thành:

[

]

Hlim

(2.1a)

[

]

Flim

. K

FC FL

(2.28)

Trong đó, cũng như (2.1) và (2.2) :

Hlim

và

Flim

lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng

với số chu kì cơ sở, trị số của chúng theo bảng 6.2 [1, tr.94];

Theo bảng 6.2 [1, tr.94] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắng HB = (180…350)

Hlim

=2 HB +70

;

=1,1

;

Flim

=1,8 HB

;

=1,75

;

- hệ số an toàn khi tính về tiếp uốn và xúc;

Thay số vào có kết quả:

Hlim3

=2HB

+70 250 70=2 . + =570 MPa

;

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 31

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Hlim4

=2 HB

+70 230 70=2 . + =530 MPa

;

Flim3

=1,8. HB

=1,8.250=450 MPa

;

Flim4

=1,8. HB

=1,8.230=414 MPa

;;

- hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tại,

khi đặt tải 1 phía ( bộ truyền quay 1

chiều);

- hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phụ vụ và chế độ tải

trọng của bộ truyền, được xác định theo các công thức sau:

√

(2.29)

√

(2.30)

Ở đây:

- bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn;

khi độ rắn mặt răng

HB≤350

;

- số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc;

=30 H

2,4



HO3

=30.250

2,4

=17067789 ;N

HO4

=30.230 13972305

2,4

;

- số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;

=4 .10

đối với tất cả các loại thép;

- số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng

tĩnh:

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 32

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

=N =60 .C.n

(2.32)

C- số lần ăn khớp trong một vòng, C = 1;

- số vòng wuay trong một phút,

=426,25(

pht

)

;

- tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét;

=91728

(

giờ

)

Thay số vào có kết quả:

HE3

FE3

=N=60.1.426,25 .91728=2345943600(giờ)



HE4

HO 4

;

FE4

FO4

Ta lấy

và

N N

khi đó có kết quả

và

( đường công mỏi

gần đúng là đường thẳng song song với trục hành; tức là trên khoảng này giới

hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn uốn không thay đổi).

Từ công thức (2.1a) và (2.2a) có kết quả:

[

H 3

]

570.1

1,1

=518,181 MPa;

[

H 4

]

530.1

1,1

=481,818 MPa;

[

]

450.1.1

1,75

=257,14 MPa;

[

F 4

]

414.1 .1

1,75

=236,571 MPa;

Với bộ truyền động bánh răng trụ - răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép

[σ

]

là giá trị trung bình của

[

H 3

]

và

[σ

H 4

]

nhưng không vượt quá 1,25

[

]

min

Theo (2.12):

[

]

[

H 3

]

+[ ]σ

H 4

518,181 481,818+

=499,9995 MPa

 Kiểm tra sơ bộ ứng suất:

1,25

[

]

min

=1,25.481,818=602,2725 MPa>

[

]

=499,9995 MPa

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 33

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Vậy ứng suát tiếp xúc đảm bảo điều kiện.

 Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải:

[

]

max

=2,8 σ

(2.33)

[

]

max

=0,8 σ

√

−4 ac

(2.34)



[

H 3

]

max

=2,8.580=1624 MPa;



[

H 4

]

max

=2,8.450=1260 MPa

;



[

]

max

=0,8.580=464 MPa;



[

F 4

]

max

=0,8.450=360 MPa;

c, Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:

(*) Xác định khoảng cách trục:

≥K

(

u+1

)

√

. K

Hβ

[

]

.u.ψ

(2.36)

Trong đó:

- hệ số, phụ thuộc và vật liệu của cặp bánh răng và loại răng,

=43 MPa

Theo bảng 6.5 [1, tr.96];

- mô men xoắn trên trục bánh chủ động,

=104115

(

Nmm

)

;

[σ

]

- ứng suất tiếp xúc cho phép,

[

]

=499,9995(MPa)

;

u- tỷ số truyền,

=2,79

;

Chọn

=0,3 theobảng6.6[1,tr.97 ]

Theo công thức (2.16) có

=0,53 .ψ

(u+1)



=0,53 .0,3 .

(

2,79 1+

)

=0,603

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 34

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Hβ

- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng;

Theo bảng 6.6 [1, tr.98] có kết quả:

Hβ

=1,03

sơ đồ 5.

Có kết quả:

w 34

≥ 43.

(

2,79 1+

)

√

104115.1,03

(

499,9995

)

.2,79 .0,3

=130,4 (mm

Chọn

=130

(

)

(*) Xác định đường kính vòng lăn bánh nhỏ:

w 3

√

Hβ

(u+1)

[

]

.u.ψ

(2.37)

Trong đó:

- hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, theo bảng 6.5 [1, tr.96] có

kết quả

=67,5 MPa



w 3

=67,5.

√

104115.1,03.(2,79+1)

(

499,9995)

.2,79 .0,603

=66,73(mm)

d, Xác định các thông số ăn khớp:

(*) Xác định mô đun:

Theo công thức có m=(0,01…0,02) .



(

0,01 …0,02

)

.130 2,6=(1,30 … )

Để thống nhất trong thiết kế và dựa theo bảng 6.8 [1, tr.98] ta chọn mô đun theo

tiêu chuẩn mô đun của bánh răng cấp chậm bằng mô đun của bánh răng cấp

nhân, do vậy

(*) Xác định số răng , góc nghiêng

và hệ số dịch chỉnh x:

+ Tính số răng bánh nhỏ:

2. a

.cosβ

m(u

+1)

(2.38)

Với bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng

β=

(

8…20

)

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 35

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Chọn sơ bộ góc nghiêng

=10



2.130 .cos 10

2. 2,79

( +1)

=33,78

(

răng

)

;Chọnz

=34

(

răng

)

;

Từ

=34 (răng)

tính tiếp

;

=u răng

=2,79.34=94,86 ( )

Lấy

=94

(

răng

)

+ Tính lại góc nghiêng

theo công thức (6.32);

cosβ

m.z

2. a

vớiz

=( z z

)

;



cosβ

2. 34 94( + )

2.130

=0,9846



=10,06831

=10

+ tính lại số răng bánh nhỏ:

2. a

.cos β

+1)

2.130 .cos 10,06831

(2,79+1)

=33,77(răng)

Lấy

=¿

34 (răng)

+ Tính lại số răng bánh lớn:

=2,79.34=94,86 (răng)

Lấy

=¿

94 (răng)

+ Tỷ số truyền thực tế:

=2,76

+ Khoảng cách trục thực tế:

m.(z

)

2. cosβ

(2.39)



2. (34+94 )

2.cos 10.06831

=130,002(mm)

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 36

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Lấy

=130(mm)

e, Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi tiếp xúc:

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

.Z .Z .

H ε

√

2. T

(u+1)

.u.d

w 3

≤ [σ

]

(2.40)

Trong đó:

- hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số của

theo

bảng 6.5 [1, tr.96], có kết quả:

=274 MPa

1/3

- hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc

√

2.cos β

sin 2α

(2.42)

Ở đây:

- góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở

tan β

=cos α

.tanβ

(2.42)

Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh.

=α

=arctan

(

tanα

cosβ

)

arctan

tan 20

cos 10,06831

=20,287

- góc nghiêm prôfin gốc, theo TCVN1065:

=20

 tan

cos 20,287

.tan10,06831

= 0,17



=9,648=9

Do đó theo (2.34):

√

2.cos β

sin 2α

√

2.cos 9,648

sin 2.20,287

( )

=1,741

- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với hệ số trùng khớp ngang;

Khi tính gần đúng có thể xác định

theo công thức:

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 37

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

[

1,88 3,2−

(

)

]

.cosβ

(2.43)

[

1,88 3,2.−

(

)

]

cos 10,06831

=1,72

Theo công thức (2.36c) có kết quả hẹ số kể đến trùng khớp của răng:

√

1,72

=¿

khi

≥1

Với

– Hệ số trùng khớp dọc, được tính như sau:

.sinβ

m .π

(2.44)

Trong đó:

=ψ

=0,3.130 39=



39. sin 10,06831

2.3,14

=1,086 1>

- hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

Hβ

Hα

. K

(2.45)

Với

Hβ

- hệ số kể đến sự phân bố không đề tải trọng trên chiều rộng vành răng,

theo bảng 6.7 [1, tr.98] có kết quả

Hβ

=1,03

. sơ đồ 5.

Theo công thức có vận tốc vòng bánh nhỏ:

π .d

w 3

60.10

3,14.66,73.426,25

60. 10

=1,4885 (m/s)

Với v = 1,4885 (m/s) theo bảng 6.13 [1, tr.106] ta dùng cấp chính xác 9. Theo

bảng 6.14 [1, tr.107] với cấp chính xác 9, v < 2,5(m/s) thì

Hα

=1,13

. Theo công

thức ta có:

=σ

.g .v.

√

Theo bảng 6.15 [1, tr.107]:

=0,002

Theo bảng 6.16 [1, tr.107]:

=73

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 38

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU



=0,002.73 .1,4885 .

√

130

2,76

=1,491

Do đó, ta được:

=1+

2. T

Hβ

. K

Hα

1,491.39.66,73

2.104115.1,03 .1,13

=1,016

Suy ra:

Hβ

Hα

. K

=1,03.1,13.1,016 1,182=

Thay các giá trị vừa tính được ta có kết quả:

=274.1,741 .0,76 .

√

2.104115.1,182 .(2,76+1)

39.2,76

.66,73

=503,8 MPa

Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:

Với v = 1,4885(m/s) < 5(m/s), lấy

; với cấp chính xác động học là 9, vậy

chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó gia công cần đạt độ nhám

=1,25 μm…0,63 μm ,Z

=1 vớid

<700

(

)

suyra K

. Vậy theo công thức ta

được:

[

]

[

]

.Z .Z

R xH

= 499,9995.1.1.1=499,9995 Mpa = 500 Mpa

% ∆

[

]

−[σ

]

.100 %=

503,8 500−

503,8

.100 %=0,8 %

Ta thấy

>[σ

]

nhưng sai số giữa ứng suất cho phép và ứng suất sinh ra là

% ∆

[

]

=0,8 %<4 %

vì sai số nhỏ lên vẫn thỏa mãn điều kiện cho phép.

f, Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi uốn:

Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chan răng không được vượt

quá một giá trị cho phép:

2. T

w 3

≤ [σ

F 3

]

(2.46)

F 4

F 3

≤[σ

F 4

]

(2.47)

Trong đó:

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 39

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

- mô men xoắn trên trục bánh chủ động,

=104115(mm)

;

m- mô đun pháp, m = 2 (mm);

- chiều rộng vành răng,

=39(mm)

;

w 3

- đường kính vòng lăn bánh chủ động,

w 3

=66,73

(

)

- hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với

là hệ số trùng khớp ngang.

=¿

1,72 suy ra

1,72

=0,581

=1−

140

- hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với

=10,06831

(đãtínhở mục trên)



=1−

10,06831

140

=0,93

vàY

- hệ số dạng răng của bánh 3 và 4 phụ thuộc vào số tương đương,tính

theo công thức:

v 3

cos

và

v 4

cos



v 3

=¿

cos 10,06831

3 °

=35,6 ;

lấy

v 3

=36



v 4

cos 10,06831

3 °

=98,48;

lấy

v 4

=¿

Theo bảng 6.18 [1, tr.107], nội suy có kết quả:

=3,80

;

=3,60

- hệ số tải trọng khi tính về uốn

Fβ

Fα

. K

(2.48)

Với

Fβ

- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

khi tính về uốn, theo bảng 6.7 [1, tr.98]: chọn

Fβ

=1,08

;

Fα

- hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 40

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

khớp khi tính về uốn. Theo bảng 6.14 [1, tr.107]

Fα

=1,37

;

- hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn;

=1+

2. T

Fβ

Fα

(2.49)

=δ

.v.

√

(2.50)

Theo bảng 6.15 và 6.16 [1, tr.107], nội suy có kết quả

=0,016 ,;g

=73



=0,016.73 .1,4885.

√

130

2,76

=11,932



=1+

11,932.39 .67,73

2.104115 .1,08 .1,37

=1,102



=1,08.1,37.1,102=1.63

Thay các giá trị vừa tính ta được:

2.104115 .1,63 .0,581.0,93 .3,80

39.66,73

=133,89 MPa

F 4

133,89.3,60

3,80

=126,8 MPa



=133,89 MPa<

[

]

=257,14 MPa;



F 4

=126,8 MPa<

[

F 4

]

=236,571 MPa.

 Vậy răng đảm bảo độ bền mỏi uốn.

g, Kiểm nghiệm răng về độ bền khi quá tải.

Có thể lấy hệ số quá tải:

=1,4

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy đòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại

Hmax

không được vượt quá một giá trị cho phép:

Hmax

=σ

√

≤

[

]

max

(2.51)

Đồng thời để dề phòng biết dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 41

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

suất uốn cực đại

Fmax

tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị

cho phép:

Fmax

=σ

≤

[

]

max

(2.52)

Với

- ứng suất tiếp xúc,

=503,8 MPa

( đã tính ở mục trên);

- ứng suất uốn, (đã tính ở mục 6):

=133,89 MPa

;

F 4

=126,8 MPa;

[

]

max

- ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép ( được tính ở mục trên).

[

H 3

]

max

=1624 MPa

;

[

H 4

]

max

=1260 MPa;

[

]

max

- ứng suất uốn cực đại cho phép( được tính ở mục trên).

[

]

max

=¿

464MPa;

[

F 4

]

max

=360 MPa

;

Thay các giá trị vào ta được:

Hmax

=503,8.

√

1,4=596,1 MPa

;

F3max

=133,89.1,4=187,4 MPa

;

F 4max

=126,8.1,4=177,52 MPa

;

Vậy:

Hmax

=596,1 MPa<

[

]

max

=1624 MPa;

Hmax

=596,1 MPa<

[

H 4

]

max

=1260 MPa;

F3 max

=187,4 MPa<

[

F 3

]

max

=464 MPa;

F 4max

=177,52 MPa<

[

F 4

]

max

=360 MPa.

Vậy răng đảm bảo độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền mỏi khi quá tải.

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 42

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

h, Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng.

- Khoảng cách trục:

=130(mm)

- Mô đun pháp:

m=¿

2 (mm)

- Chiều rộng vành răng:

=¿

39 (mm)

- Tỷ số truyền:

=¿

2,76

- Số răng bánh 3 và 4:

=¿

=94

- Hệ số dịch chỉnh:

- Góc nghiêng của răng:

=10,06831



 Theo các công thức trong bảng 6.11 [1, tr.104] ta tính được:

w 3

=66,73(mm)

w 4

w 3

.u mm=66,73.2,76=184,17 ( )

- Đường kính vòng đỉnh răng:

a 3

+2.m=66,73+2.2=70,73 (mm)

a 4

+2.m=184,17+2.2=188,17 (mm)

- Đường kính đáy răng:

f 3

−2,5.m=66,73−2,5 .2=61,73(mm)

f 4

−2,5 .m=184,17−2,5 .2=179,17(mm)

3, Thiết kế truyền động xích

a, Chọn loại xích

Xích ống – con lắn gọi tắt là xích con lăn có ưu điểm và cấu tạo đơn giản, giá

thành chế tạo hạ, độ bền mòn cao. Do bộ truyền có tải trọng không lớn cho nên ta

chọn loại xích này.

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 43

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

b, Xác định thông số của xích và bộ truyền xích:

(*) Chọn số răng đĩa xích:

Số răng đĩa xích nhỏ z được tính theo công thức sau: z = 29 – 2 u ≥19 (Do

1 1 xích

số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị động quay càng không đều, động năng và va đập

càng lớn và xích mồn càng nhanh, cho nên

≥z

min

Ta có u = 2. Thay vào công thức trên ta có kết quả: z = 29 – 2 ×2 = 25 >19.

xích 1

Vậy lấy z bằng 25 răng.

Số răng đĩa xích lớn z được tính theo công thức sau:

= u . z ≤ z (2.53)

xích 1 max

Đối với xích ống con lăn: z = 120.

max

Thay số vào (2.53), ta được: z = 2× 25 = 50 < z

2 max

(*) Xác định bước xích p:

Điều kiện dẩm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới

dạng:

= P.k.k ≤ [P] (2.54)

Trong đó: P , P, [P] – lần lượt là công suất tính toán, công suát cần truyền và

công suất cho phép, (kW). Với P = P = 4,463 kW;

III

– hệ số răng; k =

= 1

– hệ số vòng quay; k =

III

200

152,78

= 1,31

Với z là số rang đĩa nhỏ và số vòng quay đĩa nhỏ dùng để thực nghiện

và n

xác định công suất cho phép [P] (theo mục 5.2.2 tài liệu [1, tr.80]).

k – hệ số được tính theo công thức:

k = k

k k k k k

a đc bt đ c

Các hệ số k , k , k , k , k , k được cho trong bảnh 5.6 [1, tr.82]. theo đó, ta có:

0 a đc bt đ c

– hệ số kể đén ảnh hưởng của vị trí bộ truyền. Ở đây k = 1 (góc nghiêng

giữa đường nối hai tâm đĩa xích xo với đường nằm ngang 60

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 44

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

– hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích. Với khoảng cách trục a

= (30…50)p, lấy k = 1. Chọn a = 40p.

đc

– hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng. Với vị trí trục

không điều chỉnh được, lấy k = 1,25.

đc

– hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn. Với môi trường làm việc có bụi,

bôi trơn bình thường, lấy k = 1,3.

– hệ số tải trọng động. Với tải trọng va đập nhẹ, lấy k = 1,2.

– hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền. Với chế độ làm việc 3 ca, lấy

= 1,45.

Thay số vào công thức k, ta được:

k = 1 . 1 . 1,25 . 1,3 . 1,2 . 1,45 = 2,828

Thay số vào công thức (2.54), ta được:

= 4,463 . 2,828 . 1 . 1,31 = 16,5 kW.

Theo bảng 5.5 [1, tr.81], với n = 200 vg/ph và điều kiện P ≤ [P], ta chọn bộ

01 t

truyền xích một dãy có bước xích p = 38,1 mm.

Với bước xính đã chọn có [P] = 34,8 kW > P = 16,5 kW, kết luận xích đã

chọn thỏa mã bền mòn.

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 45

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Ngoài ra, theo bảng 5.8 [1, tr83], bước xích p của xích đã chọn thỏa mãn điều

kiện p<p (với p là bước xích lớn nhất cho phép).

max max

Ghi chú: Trường hợp p >

max

cho trong bảng 5.8 hoặc muốn có bước xích nhỏ

hơn có thể dùng xích nhiều dãy

(*) Xác định khoảng cách trục a và số mắt xích x:

- Khoảng cách trục sơ bộ a :

= 40p = 40 . 38,1 = 1524 mm;

- Số mắt xích x được xác định theo công thức sau:

x =

Z Z

(

−Z

)

Thay số vào công thức trên ta được:

x =

2∙1524

38,1

25 50+

(

50−25)

∙38,1

1524

= 117,896

Lấy số mắt xích chẵn: x = 118. Tính lại khoảng cách trục theo công thức sau:

∗

[

(

−

)

√

(

−

)

−2

(

−Z

)

]

(mm)

Thay số vào công thức trên, ta được:

∗

38,1

[

(

118

−

25 50−

)

√

(

118

−

25 50+

)

−2

(

50 25−

3,14

)

]

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 46

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

= 1525,987 = 1526mm

Để xích không chịu căng quá lớn, càn giảm khoảng cách trục đi một lượng

∆a=(0,002…0,004)a .

∗

Lấy ∆a= 0,003.a = 0,003 × 1526 ≈ 5mm

∗

Vậy a = a - ∆a = 1526 – 5 = 1521 mm = 1,521m

∗

- Kiểm nghiệm số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:i

i =

III

15 x

≤ [i] (2.55)

Thay số vào (2.55), ta được: = i

25 152,78×

15 118×

= 2,1

Với [ ] là số lần va đập cho phép. Với xích con lăn, ứng với bước xích p =i

38,1, tra bảng 5.9 [1, tr.85], ta được [ ] = 20. Vậy i < [ ], cho thấy sự va đập của cáci i

mắt xích vào các răng trên đĩa xích nằm trong giới hạn cho phép, không gây ra nứt

gẫy các răng và đứt má xích .

(*) Kiểm nghiện xích về độ bền:

Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải

trọng va đập trong quá trình làm việc thì cần tiết hành kiểm nghiệm về quá tải theo

hệ số an toàn s:

s = Q/(k ) ≥ [s] (2.56)

+F +F

0 v

trong đó: Q – tải trọng phá hỏng. với xích con lăn một dãy có p = 38,1 mm, tra

bảng 5.2 [1, tr.78], ta được Q = 127kN = 127000N;

– hệ số tải trọng động, với tải trọng va đập nhẹ chọn k = 1,2 (theo bảng

5.6 tài liệu [1, tr.82]).

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 47

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

– lực vòng trên đĩa xích: F =

1000∙P

III

xích

(N) mà v =

xích

n p

III

60 1000∙

(m/s)

Thay số vào chông thức của v và F , ta được:

xích

152,78 38,1∙25 ∙

60 ∙1000

= 2,4 (m/s); F =

1000 4,463∙

2,4

= 1859,6(N)

– lực căng do lực ly tâm gây ra (còn gọi là lực ly tâm), được tính theo

công thức: F = qv (N). Với q là khối lượng một mét xích, tra bảng 5.2 [1, tr.78] với

p = 38,1mm, ta được q = 5,5 (kg/m). Thay số vào công thức F , ta được:

= 5,5 ∙

2,4

= 31,68 (N)

– lực căng do trọng lượng bánh xích bị dẫn sinh ra, được tính theo công

thức: F = 9,81k qa (N). Với a là khoảng cách trục; k là hệ số phụ thuộc độ võng f

0 f f

của xích và vị trí bộ truyền , theo chỉ dẫn ở trang 85 [1] với bộ truyền đặt nghiêng

một góc

so vơi phương ngang, lấy k = 4. Thay số vào công thức của F ta được:

f 0

= 9,81 ∙ 4 ∙ 5,5 ∙ 1,521 = 328,26 (N)

Thay số vào công thức (2.56), ta được:

S = 127000/(1,2 ∙ 1859,6 + 328,26 + 31,68) = 49

Theo bảng 5.10 [1, tr.86], với p = 38,1 mm và n = 200vg/ph, ta tra được

[s]=8,5. Vậy s > [s], bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

(*) Đường kính đĩa xích:

Đường kính vòng chia của đĩa xính đẫn d và của đĩa xích bị dẫn d được tính

1 2

theo công thức:

sin

180

38,1

sin

180

= 303,19; Lấy d = 304mm;

sin

180

38,1

sin

180

= 606,38; Lấy d = 606mm;

Đường kính vòng đỉnh răng của xính dẫn d và và của đĩa xích bị dẫn d

a1 a2

được tính theo công thức:

= p

[

0,54 cot+

(

180

)

]

= 38,1

[

0,54 cot+

(

180

)

]

= 322,16; lấy d =322mm

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 48

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

= p

[

0,54 cot+

(

180

)

]

= 38,1

[

0,54 cot+

(

180

)

]

= 626,15; lấy d =626mm

Đường kính vòng chân răng của đĩa xính dẫn d và đĩa xích bị dẫn d được

f1 f2

tính theo công thức:

= d – d ; d = d – d

1 r f2 2 r

Trong đó:

d =22,23mm.

là đường kính con lăn, theo bảng 5.2 với p = 38,1mm, ta tra được d

Thay số vào công thức tren ta được:

= 304 – 22,23 = 281,77 mm;

= 606 – 22,23 =583,77 mm

Vậy lấy: d = 282mm; d = 584mm.

f1 f2

(*) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và chọ vật liệu đĩa xích:

Ứng suất tiếp xúc σ trên mặt răng đĩa xích phải kiểm nghiệm theo điều kiện:

= 0,47

√

(

vđ

)

A∙k

≤ [σ

] (2.57)

Trong đó:

[σ

] - ứng suất tiếp xúc cho phép, lấy theo bảng 5.11 [1, tr.86];

– hệ số ảnh hưởng của đĩa răng trên bánh xích, phụ thuộc vào z, và được

lấy theo bảng sau:

Z 15 20 25 30 40 50 60

0,59 0,48 0,42 0,36 0,29 0,24 0,22

Đối với đĩa xích chủ động (đĩa 1), tra các bảng liên quan ta được:

Vớii z = 25, ta có: k = 0,42;

1 r

– lực vòng trên đĩa xích, (N). Lực vòng: F = 1859,6 (N) (theo kết quả tính

toán ở phần trên)

– hệ số tải trọng động, với tải trọng va đập nhẹ K = 1,2 (theo bảng 5.6 [1,

tr.82]).

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 49

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

vđ

– lực va đập trên m dãy xích (ở đây m=1), được tính theo công thức:

vđ

= 13.10

-7

.n .p

III

.m (2.58)

= 13.10 .1 = 10,984 (N)

-7

.152,78.(38,1)

E – môđun đàn hồi, (MPa);

E =

E E

Mà E

, E

lần lượt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa: lấy

E=2,1.10

Mpa.

A – diện tích chiếu của bản lề, (mm ), tra bảng 5.12 [1, tr. 87].

Với bước xích p = 38,1 ta được: A = 395mm

Thay số vào (2.57), ta được:

= 0,47

√

0,42

(

1859,6 ×1,2 10,984+

)

2,1

×10

395 1,2×

= 303,6 MPa

Tra bảng 5.11, ta chọn thép 45 tôi cải thiện độ rắn bề mặt HB = 210 sẽ đạt

được ứng suất tiếp xúc cho phép [

¿=600 MPa

đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa

răng 1.

- Kiểm nghiệm độ bền của đĩa xích 2:

= 0,47

√

(

vđ2

)

A∙k

≤ [σ ]

Trong đó:

r 2

=0,24

do z = 50;

v đ2

=¿

13.10 .m = 13.10 .1 = 5,492 (N)

-7

.n .p

3 -7

.76,39.(38,1)

Suy ra: σ = 0,47

√

0,24

(

1859,6 1,2 5,492× +

)

2,1

×10

395 1,2×

= 229,22 MPa

H 2

=229,22 MPa<

[

]

=600 MPa

Như vậy, dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn là HB = 210 sẽ đạt được ứng suất tiếp

xúc cho phép.

Kết luận: Với

H 1

[

]

và

H 2

[

]

, Vậy cả 2 đĩa xích đều đảm bảo thỏa mãn độ bền

tiếp xúc.

5, Xác định tác dụng lên trục

Lực căng trên bánh chủ động

và trên nhánh bị động

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 50

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

+ F

Trong tính toán thực tế có thể bỏ qua

và

nên

. Vì vậy lực tác dụng lên

trục được tính theo công thức:

c=k

(2.59)

Trong đó:

– Hệ số kể đến trọng lượng xích;

=1,15

khi bộ truyền nằm ngang

hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn

;

– Lực vòng băng tải;

=1 859,6(N )

;

Thay vào (2.59) ta được:

=1,15 . 1859,6 2138,54=

(

)

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 51

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Bảng 2.2 Các thông số bộ truyền xích

Các đại lượng Thông số

Khoảng cách trục

a=¿

1521mm

Số răng đĩa chủ động

=¿

Số răng đĩa bị động

=¿

Tỉ số truyền

xích

=¿

Số mắt của dây xích

x=¿

118

Đường kính vòng chia của đĩa xích

- Chủ động:

=¿

304mm

- Bị động:

=¿

606mm

Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích:

- Chủ động:

=¿

322mm

- Bị động:

=¿

626mm

Đường kính vòng chân răng đĩa xích:

- Chủ động:

f 1

=¿

282mm

- Bị động:

f 2

=¿

584mm

Bước xích:

p=¿

38,1mm

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 52

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Phần 3: Chọn khớp nối

Chọn khớp nối vòng đàn hồi vì loại này dễ chế tạo, thay thế, làm việc tin cậy

và sử dụng được rông rãi.

Với công thức là: T = k . T ≤ [T]với k là hệ số là việc theo bảng 16-1 [2,

tr.58] có kết quả k = 1,5…2 chọn k = 1,5.

Với mô men xoắn T = 32311 (Nmm) thì T = 32,311(Nm), theo bảng 16-10a [2,

tr.68], chọn kích thước khớp nối:

Bảng 3.1. Các thông số kích thước của khớp nối vòng đàn hồi

T(Nm

)

d D d

L l d

D L D

Z n

max

B B

1 1 3

63,0 25 100 50 124 60 45 71 6 570

4 28 21 20 20

Bảng 3.2. Các thông số kích thước của vòng đàn hồi

T(Nm) d

d d

1 2

l l h

l l

2 3

63 10 18 15 42 20 10 15 1,5

Kiểm nghiệm điều kiện bề dập của vòng đàn hồi theo công thức:

2. k.T

Z .D

≤ [σ

] (3,1)

Trong đó:

[σ

] - ứng suất dập cho phép của vòng cao su [σ ] = (2…4) MPa;

⇒ σ =

2.1,5.32311

6.71.10 .15

= 1,51 (Mpa)

Vậy σ = 1,51(MPa) < [σ] = (2…4) nên thỏa mãn điều kiện bền dập.

Kiểm nghiệm điều kiện bền của chốt

k.T .l

0,1. d

< [σ ]

trong đó:

;[σ

] – ứng suất uốn cho phép, [σ ] = (60…80) Mpa;

⇒[ σ ] =

1,5.32311.

(

)

0,1. 10

.71 .6

= 31,28 (MPa)

= 31,28(MPa) < [σ ] (60…80) MPa

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 53

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Vậy diều kiện bề uốn của chốt được đảm bảo. Chọn khớp nối vòng đàn hồi có

các thông số nêu trên chấp nhận được.

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 54

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Phần IV: Tính toán thiết kế trục

I, CHỌN VẬT LIỆU:

Với hộp giảm tốc chịu tải trọng nhỏ và trung bình (F = 1859,6N), vận tốc

vòng băng tải nhỏ (v= 1,8 m/s), vật liệu được chọn là thép 45 thường hóa để chế tạo.

Theo bảng 6.1 [1, tr.92], có các thông số sau:

Độ rắn HB= (170…217);

Giới hạn bền:

=600 MPa;

Giới hạn chảy:

σ=340 MPa

;

II, TÍNH TOÁN. THIẾT KẾ TRỤC:

1, Xác định sơ bộ đường kính trục:

Đường kính các trục thứ k trong hộp giảm tốc (k= 1÷3), có thể lựa chọn gần

đúng theo công thức, như sau:

√

0.2

[

]

(4.1)

Với

– momen xoắn của trục thứ k; cụ thể: T = 32311 Nmm; T = 104115

1 II

Nmm; T = 278974 Nmm; T = 508192 Nmm

III IV

[

− ứng suất xoắn cho phép ứng với vật liệu thép 45, có kết quả:

[

= (15…30)MPa. Chọn

[τ ]

= 15 MPa.

Có kết quả:

√

0.2

[

]

√

32311

0,2.15

=22,08

(

)

;Lấyd

=25(mm)

√

0.2

[

]

√

104115

0,2.15

=32,61

(

)

; Lấyd

=35(mm)

III

√

III

0.2

[

]

√

278974

0,2.15

=45,31

(

)

;Lấy d

III

=50(mm)

√

0.2

[

]

√

508192

0,2.15

=55,33

(

)

;Lấyd

=60 (mm)

Vậy có kết quả :

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 55

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

- Đường kính sơ bộ trục I:

= 25 (mm)

- Đường kính sơ bộ trục II:

= 35 (mm)

- Đường kính sơ bộ trục III:

III

= 50 (mm)

- Đường kính sơ bộ trục IV:

= 60 (mm)

Từ đường kính sơ bộ vừa tính được, theo bảng 10.2 [1, tr.189], ta xác định

được chiều rộng gần đúng của ổ lăn.

Với

=25

(

)

⇒ b

=17 (mm)

=35

(

)

⇒ b

=21(mm)

III

=50

(

)

⇒ b

=27 (mm)

=60

(

)

⇒ b

=31(mm)

2, Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền và chọn chiều nghiêng cho cặp bánh răng

trụ - răng nghiêng:

*Phân tích lực tác dụng khi ăn khớp giữa các cặp bánh răng

Lực tác dụng khi ăn khớp giữa các cặp bánh răng như thể hiện trên hình 4.1

Trong đó:

– Lựac pháp tuyến;

– Lực vòng;

– Lực hướng tâm.

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 56

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Hình 4.1. Lực tác dụng khi ăn khớp giữa các cặp bánh răng.

* Xác định chiều dài mayơ đĩa xích, mayơ bánh răng trụ được xác định theo

công thức:

(

1,2 1,5…

)

Với d là đường kính trục lăn đĩa xích bánh răng.

- Chiều dài moay ơ đĩa xích

)

m32

(

1,2 …1.5

)

III

(

1,2 1,5…

)

50=

(

60 …75

)

Lấy

m32

=60(mm)

- Chiều dài moay ơ bánh răng trụ:

+ Với bánh răng trụ nhỏ

)

m22

(

1,2..1,5

)

(

1,2 1,5…

)

35=

(

42 …52,5

)

Lấy

m22

=50(mm)

+ Với bánh răng trụ lớn

)

m33

(

1.2 1,5…

)

III

(

1,2 1,5…

)

50 75=60 … ¿ mm

Lấy

m33

=60(mm)

- Xác định chiều dài mayo bánh răng côn:

+ Với bánh răng côn nhỏ

(

)

m13

(

1,2 1,4…

)

d1=

(

1,2 1,4…

)

25=

(

30 35…

)

Lấy

m13

=30(mm)

+ Với bánh răng côn lớn

)

m23

(

1,2 1,4…

)

(

1,2 1,4…

)

35=

(

42 49…

)

Lấy

m23

=49 mm

- Xác định chiều dài moay ơ nửa khớp nối:

Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi nên theo công thức 10.13 [1, tr.189] có:

m12

(

1,4 …2,5

)

(

1,4 …2,5

)

25=

(

35 …65,5

)

Lấy

m12

=50

(

)

- Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10.3 [1,tr. 189] có:

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 57

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc

khoảng cách giữa các chi tiết quay

(

8…15

)

mm;Lất k

=15(mm)

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp (lấy giá trị nhỏ khi

bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc).

(

5…15

)

mm;Lấy k

=15 ¿

)

+ Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ

(

10 20…

)

mm;Lấy k

=15 (mm)

+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông :

(

15 … 20

)

mm;Lấy h

=20 (mm)

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 58

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

- Xác định chiều dài các đoạn trụ, Theo bảng 10.4 [1,tr. 189]. Kích thước các

đoạn trục như thể hiện trên hình vẽ sau:

Xét đối với hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ, có kết quả:

+ Đối với trục I:

=−l

c 12

=0,5

(

m12

)

⇒

=0.5

(

50 17+

)

+15+20=68,5

(

)

(

2,5 3…

)

(

2,5 3…

)

25=

(

62,5 75…

)

Lấy

=70

(

)

=l l

+k k

m13

+0.5(b

−b

cos δ

)

⇒

=70+15+15+30+ 0.5

(

17−27 cos 16,39 °

)

=125,548

(

)

Với

– Chiều rộng vành răng bánh răng côn nhỏ;

– Góc côn chia bánh răng côn nhỏ.

+ Đối với trục II:

=0.5 ¿

+0,5 ¿

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 59

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

⇒

=65,5+0,5 ¿

Với:

– Góc côn chia bánh răng côn lớn.

m22

m23

+3. k

+2. k

⇒

=50+ 49+21+3.15+2.15=195(mm)

+ Đối với trục III:

c 32

=0,5

(

m32

)

=0,5

(

60 27+

)

+15+20=78,5(mm)

=65,5 mm

=195 mm

3, Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục:

a, Tính cho trục I:

Sơ đồ tính trục I như thể hiện trên hình 4.2.

Hình 4.2. Lược đồ tính trục I

(*) Xác định lực tác dụng lên trục:

Các lực tác dụng lên trục I gồm có:

- Momen xoắn từ động cơ truyền cho trục I;

=32311 Nmm

- Lực vòng

2.T 1

Với

−đườngkínhtrung bìnhbánhrăng cônnhỏ, d

=54,7

(

)

;

⇒

2.32311

54,7

=1181

(

)

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 60

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

- Lực dọc trục

t 1

.tan α.sin δ

Vớiα=20 °;δ °

=16,39

=1181. tan 20° .sin 16,39°=121,29(N )

Lựchướng kínhF

r 1

t 1

. tan α .cos δ

¿1181. tan 20

.cos 16,39°=412,38(N )

* Tính phản lực tại các gối B và C:

Giả sử chiều của phản lực

tại gối B và C theo phương x và y như

hình 4.3 có:

- Phản lực trên gối đỡ trên mặt phẳng zOy:

Phương trình cân bằng mômen tại gối B như sau:

∑

( )B

−F

⇒ R

−F

412,38

.125,548−121,29.

54,7

= 692,23 (N)

Phương trình cân bằng lực theo phương y:

∑

(y )

−F

r 1

=0 ;

⇒

R R

−

=412,38−692,23

= -279,85N

Vậy chiều của phản lực

có chiều ngược lại với giả thiết.

- Phản lực trên các gối đỡ trong mặt phẳng zOx:

Phương trình cân bằng mômen tại gối B như sau:

∑

( )B

−F

t 1

⇒ R

t 1

1181.125,548

= 2118,2(N)

Phương trình cân bằng lực theo phương x:

∑

(x)

−F

t 1

=0;

⇒

−R

=1181−2118,2=¿

-937,2 (N)

Vậy

cóchiều ngược lại với giảthiết .

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 61

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Vẽ biểu đồ mômen uốn

và

trong mặt phẳng zOy và zOx và vẽ biểu đồ

mômen xoắn

- Mômen uống

trong mặt phẳng zOy:

+Tại gối D, có:

=121,29.

54,7

=3317 Nmm

+Tại gối C, có:

=− =−279,85.70 19589,5 Nmm

+Tại gối B, có:

- Mômen uốn

trong mặt phẳng zOx:

+Tại gối D, có:

+Tại gối C, có:

=− =−937,2.70 65604 Nmm

+Tại gối B, có:

- Mômen xoắn

=32311 Nmm

Hình 4.3 biểu đồ nội lực và bản vẽ phác trục I

(*) Tính đường kính trục:

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 62

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Với

=25

vật liệu thép 45 có

≥600 MPa

theo bảng 10.5 [1, tr.195] có kết

quả ứng suất cho phép [

σ ¿

= 63 MPa

Đường kính tại các mặt cắt được tính theo công thức:

√

0.1 [σ

(4.2)

Trong đó:

– momen tương đương nên các mặt cắt. Được tính theo công

thức :

√

+0.75 .M

Xét mặt cắ trục tại điểm A ( điểm lắp khớp nối), từ biểu đồ momen ta thấy:

=0 ;M

=32311(Nmm)

⇒

√

0 0,75.32311

= 27982 (Nmm)

Thay vào (4,2) có kết quả

=¿

√

27982

0,1.63

¿16,43(mm)

- Tại chỗ lắp khớp nối có đường kính trục bằng 0,8 đường kính trục động cơ,

với

đc

=32

(

)

⇒

= =0,8.32 25,6 ; Lấy d

=25 (mm)

- Xét tại điểm B (điểm lắp ổ lăn);

Dễ thấy

⇒d

=16,43(mm)

- Xét mặt cắt tại điểm C (điểm lắp ổ lăn):

=65604

(

Nmm

)

=19589,5

(

Nmm

)

=32311(Nmm)

⇒

√

65604 19589,5 0,75.32311 73963,73

(

Nmm

)

Thay vào (4.2) ta được:

√

73963,73

0,1.63

=23(mm)

- Xét mặt cắt tại D (điểm lắp bánh răng):

(

Nmm

)

=3317

(

Nmm

)

=32311(Nmm)

√

0 3317 0,75.32311 28178,1

= (Nmm)

Thay vào (4.2) ta được:

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 63

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

√

28178,1

0,1.63

=16,476(mm)

Do tại vị trí D có lắp rãnh then nên đường kính trục lấp tăng lên 4%

=16,476+

(

16,476

100

)

=17,13(mm)

Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết nên trục),

khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau:

=25(mm)

=30(mm)

=20 (mm)

(b) Kiểm tra điều kiện bánh răng liền trục (xét tại điểm D):

Khi đường kính bánh răng gần với đường kính trục thì bánh răng được làm

liền với trục. Bánh răng làm liền với trục thì khoảng cadch từ chân răng tới rãnh

then phải thỏa mãn điều kiện:

≤ 1,8.m

đối với bánh răng côn.

Trong đó:

−môđunmút ngoài ,m ;

=2,5

có kết quả:

arctg

(

)

với

−chiềucao răngngoài,h

=5,5

(

)

;

−chiềudàicônngoài, R

=106,62

(

)

;

⇒

arctg

(

5,5

)

106,62

= 0,747

=δ

−θ

=16,39 °−0,747 °=15,643

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 64

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

- Đường kính đáy răng mặt mút nhỏ:

d=2

(

−b

)

sin σ

Với b – chiều rộng vành răng, b = 27 (mm)

⇒d=2

(

106,62 27−

)

sin 15,643°=43(mm)

;

⇒

−¿

)

Với

=2,8 là chiều sâu trên lỗ, Theo bảng 9.1a [1, tr.173] ứng với d=20 (mm)

X=7,2 (mm) >1,8.2,25 = 4,05 (mm)

Vậy bánh răng côn nhỏ không thỏa mãn điều kiện liền trục.

b, Tính cho trục II:

Sơ đồ tính toán trục II như hình vẽ:

Hình 4.4. Lược đồ ntisnh trụcc II

=65,5

(

)

;

=101,809(mm)

;

=195

(

)

(a) Xác định các lực tác dụng lên trục:

Các lực tác dụng lên trục II gồm có:

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 65

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

- Momen xoắn từ trục I truyền cho trục II,

=104115

(

Nmm

)

;

- Lực vòng

t 2

=1181

(

)

;

- Lực vòng

2.T

w 3

2.104115

66,73

= 3120,48 (N)

w 3

−đườngkínhvòngbánhlăn z

w 3

=66,73

(

)

- Lực hướng trục :

r 1

=412,38(N )

t 3

. tan β

Trong đó:

- góc nghiêng của răng,

β=10,06831 °

⇒

=3120,48. tan 10,06831°=554 (N )

- Lực hướng tâm:

r 2

=121,29(N )

tan α

cosβ

Trongđó:α

−góc ănkhớp ,α °

=20,287

⇒

=3120,48

(

tan 20,287 °

)

cos 10,06831°

1171,54 (N)

- Khi dời các lực về tâm trục ta được các momen uốn M và M và momen

a2 a3

xoắn M và M

t2 t3

=412,38.

186,59

=38472,9

(

Nmm

)

Với

=186,59−đường kínhtrung bìnhbánhrăng z ;

w 3

=554.

66,73

=18484,21(Nmm)

=1181.

186,59

=110163,68(Nmm)

=3120,48.

66,73

=104114,8 (Nmm)

Vậy các lực tác dụng lên trục gồm:

=1181

(

)

;

t 3

=3120,48(N )

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 66

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

=412,38

(

)

;

=554(N )

r 2

= 121,29 (N) ;

r 3

=1171,54 (N)

=38472,9

(

Nmm

)

;

=18484,21(N )

t 2

=110136,68

(

Nmm

)

;

=104114,8 (Nmm)

* Tính phản lực tại 2 gối A và D trên trục II:

Giả thiết chiều của các phản lực

tại các gối A và D theo 2

phương x và y như thể hiện trên hình 4.4, ta có:

- Phản lực trên các gối đỡ trong mặt phẳng zOy:

+ Phương trình cân bằng mômen tại gối A như sau:

∑

=¿ R

(

−l

)

−F

(

−l

)

− −M

=0 ¿

⇒

−F

r 2

.93,191+F

r 3

.129,5+M

−121,29.93,191 1171,54.129,5 38472,9 18484,21+ + +

195

= 1012,14 (N)

Vậy

có chiều cùng với chiều giả thiết.

+ Phương trình cân bằng lực theo phương y:

∑

(y )

r 2

−F

⇒

r r3

−R

−F

=1171,54 1012,14 121,29 38,11− − = (N)

Vậy

có chiều cùng với chiều giả thiết.

- Phản lực trên các gối đỡ trong mặt phẳng zOx:

+Phương trình cân bằng mômen tại gối A như sau:

∑

=¿ R

(

l l

−

)

(

l l

−

)

=0 ¿

⇒

−F

t 3

.129,5−F

t 2

.93,191

195

−3120,48.129,5 1181.93,191−

195

=− )2636,72(N

Vậy

có chiều ngược với chiều giả thiết.

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 67

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

+ Phương trình cân bằng theo phương x:

∑

= =R

−R

+ F

t 3

⇒

R R

−F

t 2

−F

t 3

=2636,72−1181−3120,48

¿−1664,76(N )

Vậy

có chiều ngược lại với giả thiết.

Đặt các lực tác dụng lên trục ta vẽ được được biểu đồ momen như nhình vẽ:

Hình 4.5 biểu đồ nội lực và bản vẽ phác trục II

(*) Xác định đường kính các đoạn trục:

Tại các mặt cắt A,B,C,D:

Với

=35

(

)

Vật liệu thép 45 có σ ≥ 600MPa, theo bảng 10.5 [1, tr.195] có

kết quả ứng suất cho phép [

] =63MPa

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 68

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Đường kính tại các mặt cắt được tính theo công thức (4.2):

√

0,1 [σ

Trong đó:

– Mômen tương đương trên mặt cắt. Được tính theo công thức:

√

+0,75. M

* Xét mặt cắt trục tại điểm B (điểm lắp bánh răng côn lớn

Từ biểu đồ mo men ta thấy:

+ Với mặt cắt bên trái điểm B có:

=155141,65

(

Nmm

)

=4935,25

(

Nmm

)

⇒

√

155141,65 4935,25 155220,1

+0,75. 0

= (Nmm)

Thay vào (4.2) có kết quả:

√

155220,1

0,1.63

29,09

(mm)

+ Với mặt cắt bên phải điểm B có:

=155141,65

(

Nmm

)

;My=43408,15

(

Nmm

)

=104115(Nmm)

⇒

√

155141,65 43408,15 184616,2

+0,75. 104115

= (Nmm)

Thay vào (4.2) có kết quả:

√

184616,2

0,1.63

=30,8(mm)

- Tại vị trí lắp bánh răng trên đường kính phải tăng lên 4%

⇒

=30,8+

(

30,8.

100

)

=32,03(mm)

* Xét mặt cắt trục tại điểm C (điểm lắp bánh răng trụ nhỏ

Từ biểu đồ momen có kết quả:

+ Xét mặt cắt bên trái điểm C có:

=172705,16

(

Nmm

)

;My=49195,8

(

Nmm

)

=104115 (Nmm)

⇒

√

172705,16 49195,8 0,75.104115

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 69

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

¿200941

√

a b Nmm

( )

Thay vào (4.2) ta được:

√

200914

0,1.63

= 31,71 (mm)

+ Xét mặt cắt bên phải điểm C có:

=172705,16

(

Nmm

)

;My=67680,01

(

Nmm

)

=0(Nmm)

⇒

√

172705,16 67680,01 185493

+0,75. 0

= (Nmm)

Thay vào (4.2) ta được:

√

185493

0,1.63

=30,9(Nmm)

- Tại vị trí lắp bánh răng nên đường kính phải tăng lên 4%

=30,9+

(

30,9.

100

)

=32,136(mm)

*Các mặt cắt trục vừa tính được:

=29,09

(

)

=30,8(mm)

=31,71(mm)

=30,9(mm)

Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên

trục), khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục dựa theo dãy tiêu chuẩn

như sau:

=40

(

)

Hai vị trí lắp ổ lăn:

=35

(

)

(*) Kết cấu trục:

Dựa theo các kích thước mặt cắt trục vừa chọn ở trên ta xác định được kết cấu

trục như hình vẽ.

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 70

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

III, Tính cho trục III:

Với

=78,5

(

)

=¿

65,5 (mm)

=65,5

(

)

=195

(

)

⇒

−l

=195−65,5=129,5(mm)

Sơ đồ tínnh toán trục III như hình vẽ:

Hình 4.6. Lược đồ tính trục III

(*) Xác định các lực tác dụng lên trục:

Các lực tác dụng lên trục III gồm có:

- Momen xoắn từ trục II truyền cho trục III

III

=278974 (Nmm)

−lực củabộtruyền xích, F

=2138,54 (N )

- Lực vòng

t 3

=3120,48(N )

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 71

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

- Lực hướng kính

r 4

=1171,54(N )

- Lực hướng trục

F F

=554 (N )

Khi dời các lực về tâm trục ta được các lực tương ứng và momen uốn

và

momen xoắn

a 4

w 4

554.

184,17

= 51015,09 (N)

*Tính phản lực tại các gối A và C:

Giả sử phản lực tại hai gối A và C theo phương x và y có chiều như hình vẽ,

có kết quả:

- Phản lực theo phương trục y:

∑

(

−l

)

(

l l

)

−M

⇒

−F

.129,5−F

.273,5

195

51015,09− −1771,54.129,5 2138,54

195

=−3515,8(N )

Vậy

ngược chiều với giả thiết.

∑

=¿ R

r 4

−R

=0 ¿

⇒

−F

r 4

=3515,8 12138,54 1171,54− −

¿205,72(N )

- Phản lực theo phương trục x:

∑

=¿ R

.195+F

t 4

.129,5=0¿

⇒

r 4

.129,5

195

3120,48.129,5

195

= 2072,32 (N)

∑

−F

t 4

⇒

R F

−R

=3120,48−2072,32=1048,16(N )

* Vậy các lực tác dụng lên trục gồm:

=3120,48(N )

;

r 4

=1171,54

(

)

;

=554

(

)

;

=51015,09

(

)

;

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 72

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Các phản lực:

=205,72

(

)

;

=− )3515,8(N

=1648,16

(

)

;

=2072,32(N)

Hình 4.7 biểu đồ nội lực và bản vẽ phác trục III

(a) Xác định đường kính các đoạn trục, đặt các lực tác dụng lên trục và vẽ

biểu đồ momen:

Từ biểu đồ momen ở hình trên ta đi xác định đường kính các mặt cắt tại các

điểm A, B, C, D theo công thức (4.2):

d =

√

0,1.[σ ]

Trong đó:

√

+0,75. M

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 73

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Với

III

=50

(

)

,Theobảng10.5

[1, tr.195] có kết quả:

[

]

=50 MPa.

* Xét mặt cắt trục tại điểm B (điểm lắp bánh răng trụ):

Từ biểu đồ momen ta thấy:

+ Với mặt cắt bên trái điểm B có:

=135736,72

(

Nmm

)

=26640,74

(

Nmm

)

⇒

√

135736,72 26640,74 138326,38

+0,75. 0

= (Nmm)

Thay vào (4.2) ta được:

√

0,1[σ]

√

138326,38

0,1.50

= 30,24 (mm)

+ Với mặt cắt bên phải điểm B có:

=135736,72

(

Nmm

)

=77655,83

(

Nmm

)

=278974 (Nmm)

⇒

√

135736,72 77655,83 0,75.278974

¿287792,9(Nmm)

Thay vào (4.2) ta được:

√

0,1[σ]

√

287792,9

0,1.50

= 38,61 (mm)

- Tại vị trí lắp bánh răng nên đường kính phải tăng lên 4%

⇒

=38,61+

(

38,61.

100

)

=40,2(mm)

* Xét mặt cắt trục tại điểm C (điểm lắp ổ lăn) có:

(

Nmm

)

=167866,36

(

Nmm

)

=278974 (Nmm)

⇒

√

+167866,36 294192,1

+0,75. 278974

= (Nmm)

Thay vào (4.2) ta được:

√

0,1[σ ]

√

294192,1

0,1.50

= 38,9 (mm)

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 74

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

* Xét mặt cắt bên phải điểm D ( điểm lắp đĩa xích nhỏ) có:

(

Mmm

)

;

(

Nmm

)

=287974 (Nmm)

⇒

√

0 0,75.287974 249392,8

(

Nmm

)

Thay vào (4.2) ta được:

√

0,1

[

]

√

249392,8

0.1 .50

=36,81

(

)

- Tại vị trí lắp đĩa xích nên đường kính phải tăng lên 4%

=36,81+

(

36,81.

100

)

=38,28(mm)

* Vậy có kết quả các đường kính trục sơ bộ là :

=45

(

)

=40

(

)

=38

(

)

(b) Định kết cấu trục: Dựa theo các kích thước mặt cát trục vừa chọn ở trên

ta xác định được kết cấu trục như hình vẽ.

4. Tính cho trục IV

Sơ đồ tính toán trực IV như hình vẽ:

Chiều dài may ơ xích:

(

1,2 …1,5

)

d=65.

(

1,2 …1,5

) (

)

(

78 …97,5

) (

)

lấyl

=80(mm)

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 75

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

với

=15 (mm)

Chiều dài tang quay:

=350

(

)

(doD=( )1,2 …1,5).l

=450 mm

+2.

(

k k

)

=31+2.

(

15 15+

)

+350=441(mm)

=0,5.

(

)

+2.

(

)

+ +l

+ +h

hayl

+0,5.

(

)

¿441 0,5.+

(

31 80+

)

+20+15=531,5(mm)

(*) Các lực tác dụng lên trục IV gồm có:

=2138,54 (N )

Lực vòng trên băng tải:

=1859,6 (N)

Momen xoắn trên trục IV là

=508192(Nmm)

* Tính trục tại hai gối A và C

- Phản lực theo trục y:

∑

Ay rx

−F =0

⇒

−F

=2138,54 1859,6 278,94− =

(

)

(¿)

∑

.175,5−F

⇒

−F

.175,5

2138,54 .531,5 175,5−1859,6 .

441

=1837,35(N )

Thay

vào (*) có kết quả

=278,94 1837,35− =− )1558,41(N

Vậy

ngược chiều so với giả thiết

- Phản lực theo trục x:

Vậy có lực tác dụng lên trục gồm:

=2138,54 (N )

;

=−1558,41(N)

;

=1859,6 (N)

;

=1837,35(N )

;

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 76

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Hình 4.8 biểu đồ nội lực trục IV

(*) Xác định đường kính các đoạn trục:

Từ biểu đồ momen ở hình trên ta đi xác định đường kính các mặt cắt tại các điểm A,

B, C, D theo công thức (4.2):

√

0,1.[σ ]

Trong đó:

√

+0,75 M

Với

=60

(

)

Theo bảng 10.5 [1, tr.195] có kết quả:

[σ ]

=50MPa

* Xét mặt cắt trục tại điểm B (điểm lắp băng tải):

Từ biểu đồ momen ta thấy:

+ Với mặt cắt bên trái điểm B có:

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 77

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

(

Nmm

)

=413757,86

(

Nmm

)

(

Nmm

)

⇒

√

+413757,86 0,75.0 413757,86

= (Nmm)

Thay vào (4.3) ta được:

√

0,1

[

]

√

413757,86

0,1.50

=43,58

(

)

+ Với măt cắt bên phải điểm B có:

(

Nmm

)

=413757,86

(

Nmm

)

=508192(Nmm)

⇒

√

0 413757,86 0,75.508192 604061,17

= (Nmm)

⇒

√

0,1.

[σ ]

√

604061,17

0,1.50

=49,43(mm)

- Tại vị trí lắp băng tải nên đường kính phải tăng lên 4%

=49,43+

(

49,43.

100

)

=51,41(mm)

* Xét mặt cắt trục tại điểm C (điểm lắp ổ lăn) có:

(

Nmm

)

=128517,79

(

Nmm

)

=508192(Nmm)

⇒

√

0 128517,79 0,75.508192 458487,89

= (Nmm)

Thay vào (4.2) ta được:

√

0,1.

[σ ]

√

458487,89

0,1.50

=45,09(mm)

* Xét mặt cắt tại điểm D (điểm lắp đĩa xích nhỏ) có:

(

Nmm

)

(

Nmm

)

=508192(Nmm)

⇒

√

0 0,75.508192

=440107,18(Nmm)

Thay vào (4.2) ta được:

√

0,1

[ ]σ

√

440107,18

0,1.50

=44,48(mm)

- Tại vị trí lắp đĩa xích nên đường kính phải tăng lên 4%

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 78

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

=44,48+

(

44,48.

100

)

=46,26

(

)

* Vậy xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên

trục), khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục theo dãy tiêu chuẩn như

sau có kết quả các đường kính trục sơ bộ là :

=60

(

)

;

=55

(

)

;

=52(mm)

a) Định kết cấu trục: Dựa theo các kích thước mặt cắt trục vừa chọn ở trên ta xác

định được kết câu trục như hình vẽ:

Phần 5: Tính chọn then

Then dùng để cố định bánh răng trên trục theo phương tiếp tuyến và truyền

mô men xoán từ trục đến các chi tiết lắp trên trục đến các chi tiết lắp trên trục và

ngược lại. Thật ra, ứng suất dập và ứng suất cắt cũng biến đổi theo thời gian.

I) Chọn then cho trục I

Đường kính trục tại điểm lắp bánh răng côn nhỏ d=20(mm), theo bảng 9.1a [1,

tr.173] có kết quả kích thước của then:

b=6 ; h=6 ;

=3,5 ;

=2,8

Bán kính góc lượn : + Nhỏ nhất: 0,16

+ Lớn nhất: 0,25

Từ phần trục có kết quả chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ:

m13

=30

(

)

Với

(

0,8 … 0,9

)

m13

(

0,8 … 0,9

)

.30=

(

24 …27

)

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 79

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Theo tiêu chuẩn bảng 9.1a [1, tr.173] chọn chiều dài then

t 1

=25(mm)

(a) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then:

2. T

d.l .

(

h−t

)

≤

[

]

(5.1a)

−moo men xoắntheotrục I ,T

=32311 Nmm;

−chiềudàithenlàm việc;

t 1

−b=25−6=19

(

)

[

]

- ứng suất dập cho phép, theo bảng 9,5 [1, tr.178] với dạng răng lắp cố

định , vật liệu mayơlà thép , đặc tính tải trọng tĩnh:[

¿=150 MPa;

⇒

2.32311

20. 19.

(

6−3,5

)

=68,02

⇒ σ

=68,02 MPa<

[

]

=150 MPa.

Vậy then đảm bảo đủ điều kiện bền dập

(b) Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then:

2. T

d.l .b

≤

[

]

(5.1b)

Thay vào có kết quả;

2. 32311

20. 19

=28,343 MP

[

]

−ứngsuất cắt cho phép,

[

]

(

60 90…

)

MPa;

[

]

=60 MPa

⇒

[

]

Vậy then đảm bảo điều kiện bền cắt.

II) Chọn then cho trục II

Tại mặt cắt lắp bánh răng cônvà bánh răng trụ có d=40(mm), theo bảng 9.1a

[1, tr.173] có kết quả kích thước của then:

b=12 ; h=8 ;

=5;t

=3,3

bán kicnhs góc lượn: + nhỏ nhất: 0,25

+ lớn nhất: 0,4

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 80

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Từ phần trục có kết quả chiều dài mayơ bằng bánh răng:

m23

=49

(

)

m22

=50

(

)

Với

(

0,8 0,9…

)

m22

(

0.8 0,9…

)

.49=

(

39,2 …44,1

)

Theo tiêu chuẩn (bảng 9.1a) chọn chiều dài then

t 2

=40

(

)

(a) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then

2.T

d.l

(

h−t

)

≤

[

]

(

5.1 c

)

−mô men xoắntrêntrục II ,T

=104115 Nmm;

−¿

chiều dài then làm việc ;

t 2

−b=40−12=28

(

)

[σ ¿¿d]¿

- ứng suất cho phép , Theo bảng 9,5 [1, tr.178] với dạng răng lắp cố

định vật liệu mayơ là thép, đặc tính tải trọng tĩnh:[

¿=150 MPa

⇒

2. 104115

40.28.

(

8−5

)

=61,97 MPa

⇒ σ

=61,97 MPa<

[

]

=150 MPa

Vậy then đảm bảo điều kiện bến dập.

(b) Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then:

2.T

d.l

≤

[

]

(

5.1d

)

Thay vào có kết quả:

2. 104115

40.28. 12

=15,49 MPa

[

]

−ứngsuất cắt cho phép,

[

]

(

60 90…

)

MPa;

[

]

=60 MPa

¿>τ

[

]

Vậy then đảm bảo điều kiện bền cắt.

1. Chọn then cho trục III

 Tại mặt cắt lắp bánh bánh răng trụ lớn có d = 45(mm), do đó theo bảng 9.1a

[1, tr.173] có kết quả kích thước của then:

b=14 ; h = 9 ;

=5,5 ;t

=3,8

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 81

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

bán kính góc lượn:+ nhỏ nhất : 0,25

+ lớn nhất :0,4

Từ phần trục có kết quả chiều dài mayơ bánh răng trụ lớn:

m33

=60

(

)

Với

(

0,8 … 0,9

)

m33

(

0.8 … 0,9

)

.0=

(

48 …54

)

Theo tiêu chuẩn bảng 9.1a chọn chiều dài then

=50

(

)

a) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then

2.T

III

d.l

(

h−t

)

≤

[

]

(

5.1 e

)

III

−mô men xoắntrêntrục III ,T

III

=278974 Nmm;

−¿

chiều dài then làm việc ;

l l

t 3

−b= =50−14 36

(

)

[σ ¿¿d]¿

- ứng suất cho phép , Theo bảng 9,5 [1, tr.178] với dạng răng lắp cố

định vật liệu mayơ là thép, đặc tính tải trọng tĩnh: [

¿=150 MPa



2.278974

45 .36.

(

9−5,5

)

=98,4 MPa



=98,4 MPa<

[

]

=150 MPa

Vậy then đảm bảo điều kiện bến dập.

b) Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then:

2. T

III

d.l .b

≤

[

]

(

5.1 f

)

Thay vào có kết quả:

2. 278974

.36 . 14

=24,6 MP

[

]

−ứngsuất cắt cho phép,

[

]

(

60 90…

)

MPa;=¿τ

[

]

Vậy then đảm bảo điều kiện bền cắt.

Việc tính độ bền mỏi dập và độ bền mỏi cắt có thể tham khảo tài liệu[55]

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 82

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Phần VI: Tính chọn ổ trục

I) CHỈ DẪN CHUNG VỀ TÍNH CHỌN Ổ LĂN

Có kết quả cấu tạo bộ truyền là bánh răng côn – trụ hai cấp. Do có yêu cầu

cao về độ cứng vững của ổ nên ta dùng ổ đũa côn cho cả 3 trục vì giá thành đắt hơn

không nhiều so với ổ bi đỡ và có độ cứng vững cao, đảm bảo được đọ chính xác vị

trí tương đối giữa các trục lên chi tiết quay trên trục.

Chọn cấp chính xác ổ lăn: 0.

Ổ lăn được chọn theo hai chỉ tiêu:

+ Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ bề mặt làm việc.

+ Khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư.

Do ổ làm việc có số vòng quay khá lớn nên ta chọn ổ theo cả hai khả năng tải

động và tải tĩnh.

Khả năng tải động

=Q .

√

(6.1)

Trong đó.

Q – tải trọng động quy ước, kN

L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay;

m – bặc của đường cong mỏi khi thử ổ lăn, đối với ổ đũa m=10/3;

- tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, đối với hộp giảm tốc:

(

10 …25

)

giờ

Xác định tải trọng động quy ước:

(

X .V .F

+Y.F

)

.k .k

t đ

(6.2)

−tảitrọng hướngtâmvàtảitrọngdọctrục

V - hệ số kể đến vòng trong quay, V=1;

−¿

hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ,

khi nhiệt độ

=150

∘

;

−hệ số kể đếnđặc tính củatảitrọng ,bảng11.3

[

1,tr.215

]

với tải trọng va đập nhẹ

= (1 … 12), vì hộp giảm tốc có công suất nhỏ nên chọn

=1;

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 83

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

X, Y – hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục;

Khả năng tải tĩnh được tính theo công thức:

.Y .F

0 a

(6.3)

Trong đó:

−¿

Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, cho trong bảng

11.6 [1, tr.221]: với

=0,5 vàY

=0,22 cotgα;

II) CHỌN Ổ LĂN CHO TỔNG TRỤC

1) Tính chọn ổ cho trục I:

Vì lực của khớp nổi vòng đàn hồi tương đối nhỏ so với các lực vòng và lực

chiều trục, nên trong phạm vi gần đúng có thể tạm bỏ qua.

Hình 6,1. Lược đồ tính chọn ổ trục I

Các lực tác dụng lên ổ:

- Tại gối B:

=937,2

(

)

;

=279,85(N )

Tổng phản lực tác dụng lên ổ :

√

937,2 279,85

= 978,1(N)

- Tại gối C:

=2118,2

(

)

=692,23

(

)

Tổng phản lực tác dụng lên ổ:

√

+ R

√

2118,2 692,23 2228

(

)

Xác định tỉ số:

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 84

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

a 1

121,29

978,1

=0,124

Ta thấy lực dọc trục khá nhỏ so với lực hướng tâm nhưng do trục lắp bánh

răng cần nâng cao độ cứng vững nên ta chọn ổ côn đũa cỡ nhẹ, có kí hiệu và các

thông số sau bảng P2.11 [1, tr.261]:

Kí hiệu : 7206

Có d=30(mm)

C=29,80(kN)

=22,30

(

)

=13,67

∘

;

(a) Kiểm nghiện khả năng tải động của ổ:

- Tính lực dọc trục

dolựchướngtâm F

tác dụng lên ổ sinh ra.

=0,83. e.F

(6.4)

Với e =1,5 . tg

=1,5 .tg13,67 0,364

∘

⇒ F

=0,83.0,364. F

=0,83.0,364. 978,1=295,5(N )

⇒ F

=0,83 . 0,364 .F

=0,83 .0,364 .2228 673,12=

(

)

Lực dọc trục tác dụng lên ổ:

∑

= =673,12+121,29 794,41

(

)

∑

−F

=295,5−121,29=204,62

(

)

Ta thấy

∑

=794,41

(

)

=295,5

(

)

;LấyF

=794,41

(

)

∑

=174,21

(

)

=673,12

(

)

;Lấy F

=673,12(N )

Xác định hệ số X,Y theo bảng 11.4 [1, tr.215 có kết quả:

=0,40

=0,4 .cotgα .cotg=0,4 13,67 1,64

∘

V .F

673,12

1. 2228

=0,3021 0,364<e=

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 85

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Theo bảng 11,4 [1, tr.215] ta được :

=1;Y

Theo công thức 6.2 có kết quả tải trọng quy ước ổ B và C là:

(

.V .F

)

.k .k ;

1 đ

(

.V .F

)

.k .

Thay số:

(

0,40 .1. 978,1 794,41+1,64 .

)

.1.1=1694,07(N )

(

1. 1.2228 673,12+0.

)

.1.1=2228(N )

Ta thấy

Q Q

nênta chọnQ

để tínhcho ổ C

Theo (6.1) có kết quả:

√

Với

L=¿

60.n

−Số vòngquay của trục I ,n

=1445 ¿

/ph)

-tổng số giờ làm việc (đã được tính ở mục 2 của phần bộ truyền bánh răng

trụ - răng nghiêng );

=64800

(

giờ

)

Thay vào ta được :

60. 1445.64800

=5618,16

⇒

=2228.

√

5618,16

= 29702,53(N)

=2977

(

)

<C=29,8 kN¿

Vậy kiểu ổ 7206 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng động.

(b) kiểm nghiệm khả năng tải trọng tĩnh của ổ:

Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n<1 vg/ph, tiến

hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư theo điều kiện:

≤C

(6.5)

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 86

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Với

−¿

khả năng tải tĩnh , cho trong các bảng tiêu chuẩn ổ lăn , phụ thuộc

vào loại ổ và cỡ ổ;

Tải trọng tĩnh quy ước được xác định như sau:

(6.6)

⇒

=0,5 . 2228+0,22 cotg13,67

∘

.121,29 1224=

(

)

=1,224

(

)

=22,30

(

)

Vậy kiểu ổ 7206 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng tĩnh.

- Kích thước ổ:

Kiểu

ổ

(mm)

(độ)

(kN)

7206 30 62 60,6 45,6 16 14 17,22 1,5 0,5 13,67 29,80 22,30

2) Tính chọn ổ cho trục II:

Hình 6.2. Lược đồ tính chọn ổ trục II

Các lực tác dụng lên ổ:

- Tại gối A:

=38,11

(

)

=1664,76 (N )

Tổng phản lực tác dụng lên ổ A:

√

1664,76 38,11 1665,2

= (N )

- Tại gối D:

=2636,72

(

)

=1012,14(N )

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 87

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Tổng phản lực tác dụng lên ổ D:

√

2636,72 1012,14

= 2824,31(N)

Tổng lực dọc trục :

F F

−

= =554−412,38 141,62(N)

Xác định tỉ số:

141,62

1665,2

=0,085

Chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ với đường kính ngõng trục d=35(mm) được ổ kí hiệu 7507

có :

D = 35(mm) ;

=13,00

C = 50,20(kN) ;

=¿

40,30(kN)

(a) kiểm nghiện khả năng tải động của ổ:

e =1,5 .

tan α

= 1,5 .

tan13,00 0,347

∘

Theo công thức (6.4)

=0,83.e .F

=0,83.0,347 . 1665,2 479,6= (N )

=0,83.e . F

=0,83 . 0,347 . 2824,31 816,3= (N )

- Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ:

∑

F F

−

=816,3−141,62=674,68

(

)

∑

= =F

479,6+141,62=621,22

(

)

Ta thấy:

∑

=674,68

(

)

=479,6

(

)

;LấyF

=674,68

(

)

∑

=621,22

(

)

=816,3

(

)

;LấyF

=816,3

(

)

Xác định hệ số X , Y:

- Với ổ A:

V .F

674,68

.1665,2

=0,405 0,347>e=

Theo bảng 11.4 [1, tr.215] ⇒

=1 ;Y

=0.

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 88

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

- Với ổ D =

V .F

816,3

1.2824,31

=0,298 0,347<e=

Theo bảng 11.4 [1, tr.215] ⇒

=1;Y

¿Tảitrọngquyước trênổ A và D là:

(

.V .F

)

⇒

(

1.1 0.1665,2+ .674,68

)

1.1 1665,2=

(

)

(

.V .F

)

.k .k

t đ

⇒

(

1. 1.2824,31 816,3+0.

)

. .1 1=2824,31

(

)

Dễ thấy

tathấyQ

để tính.

√

Với L =

60 .n

60.426,25 .64800

= 1657,26

⇒

=2824,31.

√

1657,26 26105,4=

(

)

=26,105 (kN)

⇒

=26,105

(

)

<C=50,20(kN)

Vậy ổ đảm bảo khả năng chịu tải trọng động.

(b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n <1 vg/ph, tiến

hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư theo điều kiện:

≤C

(6.7)

Với

- khả năng tải tĩnh,cho trong các bảng tiêu chuẩn ổ lăn, phụ thuộc vào

loại ổ và cỡ ổ;

Tải trọng tĩnh quy ước được xác định như sau:

(6.8)

⇒

=0,5 .2824,31 0,22+ cotg13,00

∘

.554 1940,1= (N )

=1,94

(

)

=40,30(kN)

Vậy ổ đảm bảo khả năng chịu tải trọng tĩnh.

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 89

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

- Kích thước ổ:

2) Tính chọ ổ cho trục III:

Hình 6.3. Lược đồ tính chọn ổ trục III

Các lực tác dụng lên ổ:

- Tại gối A:

=205,72

(

)

=1048,16(N )

Tổng phản lực tác dụng lên ổ C:

√

1048,16 205,72 1068,2

= (N )

- Tại gối C:

=2072,32

(

)

=3515,8(N )

Tổng phản lực tác dụng lên ổ C:

√

+ R

√

2072,32 3515,8 4081,1

= (N)

Tổng lực dọc trục ngoài:

F F

=554(N )

Xác định tỉ số:

554

1068,2

=0,5186

Chọn sơ bộ ổ đũa côn cỡ nhẹ ứng với ngõng trục lắp ỏ d=40(mm) có:

Kí hiệu: 7508

D = 40(mm) ;

= 14,2

∘

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 90

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

C = 53,90(

kN¿

;

=44,80(kN)

(a) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:

=1,5 .tgα=1,5 .tg 14,25 0,38

∘

Lực dọc trục phụ do lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra, theo (6.4):

=0,83.e F

=0,83 .0,38 .1068,2 336,91= (N )

=0,83 .e.F

=0,83 . 0,38 .4081,1 1287,18=

(

)

- Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ :

∑

= =F

+ +F

=1287,18 554 1848,18

(

)

∑

−F

=336,91−554=−217,09

(

)

Dấu (-) chứng tỏ

∑

có chiều ngược với

Dễ thấy:

∑

=1848,18

(

)

=336,91

(

)

;LấyF

=1848,18

(

)

∑

=217,09

(

)

=1287,18

(

)

;Lấy F

=1287,18

(

)

Xác định hệ số X, Y:

- Tại gối A:

V .F

1848,18

.1068,2

=1,73 0,38>e=

Theo bảng 11.4 [1, tr.215] =>

=0,40

=0,4 .cotgα=0,4 .cotg 44,80 0,4

∘

- Tại gối C:

V .F

1287,18

.4081,1

=0,31 0,37<e=

Theo bảng 11.4 [1, tr.215] =>

=1 ,Y

¿T

ải trọng quy ước trên ổ Avà D là:

(

.V .F

)

.k .k

t đ

⇒

(

0,4 . 1.1068,2 1848,18+0,4 .

)

.1 .1=1166,6 (N )

(

.V .F

)

.k .k

t đ

⇒

(

1. 1. 4081,1 0.1287,18+

)

.1.1 4081,1= (N )

Dễ thấy

talấyQ

=4081,1

(

)

để tínhchọn ổC .

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 91

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

√

Với L =

60.n

III

60 . 152,78 .64800

=594

⇒

=¿

4081,1 .

√

594=¿

27727,7(N) = 27,72(kN)

⇒

=¿

27,72

(

)

<C=53,90

(

)

Vậy ổ III thỏa mãn yêu cầu tải tĩnh của ổ:

(b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n<1 vg/ph, tiến

hành chọn ổ theo theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư theo điều kiện:

≤C

(6.9)

Với

−¿

khả năng tải tĩnh , cho trong các bảng tiêu chuẩn ổ lăn, phụ thuộc

vào loại ổ và cỡ ổ ;

Tải trọng tĩnh quy ước được xác định như sau:

(6.10)

⇒

=0,5 .4081,1+0,22 cotg14,25

∘

.554 2520,4=

(

)

=2,52(kN)

=2,52

(

)

=44,80

(

)

Vậy ổ III thỏa mãn yêu cầu tải trọng tĩnh.

Kiểu

ổ

(mm)

(độ)

(mm)

750

45 80 70 58,5 23 19 24,7

2,0 0,8 14,2

53,9

44,80

4 – Kiểm tra va chạm trục

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 92

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Kiểm tra chạm trục

Điềukiện: X

−b

.cos δ

−

vàx

−[

ae2

III

]

Đường kính sơ bộ trục I, II , III

Từ phần tính trục ta đã có

III

=45,31(mm)

Vậy kế quả :

− −b cos δ

−

212,5

−27. cos 16,39

∘

−

70,73

=44,98(mm)

−

ae2

−

III

=130−

[

213,4

45,31

]

=0,645

(

)

Thỏa mãn điều kiện chạm trục , nghĩa là khi làm việc các trục không bị kích

chạm vào các moay ơ lắp trên chúng.

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 93

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Phần VII: Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục

I) BÔI TRƠN Ổ TRỤC

Vì vận tốc bánh răng v<12(m/s) nên ta chọn bôi trơn bằng phương pháp ngam

dầu .

Với điều kiện bôi trơn trong hộp giảm tốc. phương pháp bôi trơn ngâm trong

dầu có nghĩa là hai bánh răng lớn

vàz

đều được ngâm trong dầu có chứa trong

hộp giảm tốc , ta chọn loại dầu AK10 hoặc AK15 dầu có độ nhớt

186

ở

50 % và0,25 .p

{

k−0,5

(

+ z

)

√

[

−0,5

(

z z

]

−2

[

− z

]

}

ở 100

Gọi

2 min

là khoảng các từ tâm trục 2 tới mức dầu thấp nhất ngập bánh răng

2max

là

khoảng cách từ tâm trục 2 tới mức dầu cao nhất dối với bánh răng

4min

là khoảng cách từ tâm trục 3 tới mức dầu thấp nhất đối với bánh răng

max

là khoảng cách từ tâm trục 3 đến mức dầu cao nhất đối với bánh răng

Với bánh răng côn cấp nhanh có v = 4,136 (m/s) >1,5(m/s) nên có kết quả:

Chiều sâu ngâm dầu H=(0,75 … 2)h

Với h=b . sin

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 94

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

b- chiều rộng vàng răng bánh

,b mm=27( )

−góccôn chiabánhrăng z

,δ ;

=73,61

∘

Thay vào có kết quả : h = 27 . sin

73,61

∘

= 25,87(mm)

Vậy chiều sâu ngâm dầu H sẽ là:

H=(0,75 … 2). 25,87=(19,35 … 51,6)

Lấy H=20(mm)

Vậy có kết quả:

2min

ac2

−H

2max

¿ x

2min

−10

Với

ae2

=213,4

(

)

là đườngkínhđỉnh răngngoài bánhrăng z ;

⇒

2 min

213,4

−22 86,7=

(

)

2 max

2max

− − =10=86,7 10 76,7 (mm)

 Với bánh răng trụ cấp chậm có v = 1,4885 (m/s) > 1,5 (m/s) nên có kết

quả:

Chiều sâu ngâm dầu: H = (0,75 … 2) . h

Với:

+ h là chiều cao răng;

(

)

.m=

(

1+1,5

)

.2=5(mm)

 H = (0,75 … 2) . 5 = (3,75 … 10);

Chọn H = 10 (mm)

4min

−H ;x

4max

Với

là đường kính đỉnh răng

=184,17(mm)

4 min

−H =

184,17

−10 82,09= (mm)

4max

a 4

3 .184,17

=69,06 (mm)

Nên thay dầu định kì 6 tháng một lần

- Để hộp giảm tốc đảm bảo bôi trơn thì phải thỏa mãn điều kiện :

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 95

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Ta phải dùng mỡ để bôi trơn : loại mỡ M.

∆x=min

(

min

)

−max

(

max

)

>5÷10

(

)

So sánh kết quả tính được có:

min(

min

)=min(

2min

4min

¿=min

(

86,7 ;82,09

)

=82,09(mm)

max(

max

=max ¿

Vậy

Δx

82,09

76,7

= 5,39(mm) > 5 ÷ 10(mm)

Hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện bôi trơn.

1. Kiểm tra sai số vận tốc vòng quay trục công tác:

thực dc

thực

Trong đó:

thực

Với

lần lượt là tỉ số truyền của bộ truyền xích , cặp bánh răng

côn cấp nhanh và cặp bánh răng trụ cấp chậm.



thực

Với

là số răng của cặp bánh răng côn ( cấp nhanh);

là số răng của cặp bánh răng trụ (cấp chậm);

là số răng của cặp đĩa xích;

=25 ;z

=85 ;z ;

=34

=94 ;z

=25 ;z

=50



thực

=18,8



thực dc

thuc

1445

18,8

=76,86 ¿

vg/ph)

Sai số vòng quay trên trục làm việc:

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 96

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

% ∆n=100 % .

thực

−n

thực

=100 % .

76,86 76,4−

76,86

=0,598<4 %

Kết luận :Qua các bộ truyền vừa tính toán thì số vòng quay trên trục

công tác vẫn đảm bảo.

VII.II. BÔI TRƠN Ổ LĂN

Tất cả các ổ lăn đều bôi trơn bằng mỡ

Định kì 3 tháng điều chỉnh độ dơ của ổ và thay mỡ một lần.

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 97

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Phần VIII: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc

VIII.I. THIẾT KẾ VỎ HỘP

1. Chiều dày thân hộp:

δ=0,03 .a+3=0,03 . 130 6,9+3=

(

)

;Lấy δ=7

(

)

2. Chiều dày nắp bình:

=0,9 .δ=0,9 .7=6,3 ;Lấy δ

(

)

3. Gân tăng cứng:

+ Chiều dày e = (0,8 … 1) .

δ=

(

0,8 1.

)

.7=

(

5,6 8…

)

mm;

lấye=7

(

)

+Chiều cao h < 58(mm)

+Độ dốc :

4. Đường kính bu lông:

+ Bu lông nền:

=¿

0,04. a+10=0,04. 130 + 10= 15,2(mm)>12(mm)

+ Bu lông cạch ổ:

(

0,7 … 0,8

)

(

0,7 0,8…

)

.15,2=¿

(10,64 … 12,16); lấy

=12(mm)

+Bu lông lắp ghép bính và thân:

(

0,8 … 0,9

)

(

0,8 0,9…

)

.12=

(

9,6 10,8…

)

;

Lấy

=10

(

)

;

+ Bu lông lắp ổ:

(

0,6 0,7…

)

(

0,6 0,7…

)

.12=

(

7,2 8.4…

)

;

lấyd

=8(mm)

;

+ Bu lông lắp ghép nắp cửa thăm:

(

0,5 0,6.

)

(

0,5 0,6…

)

.12=

(

6…7,2

)

;lấyd

(

)

5. Mặt bích ghép nắp và thân:

- Chiều dày bích thân hộp:

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 98

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

(

1,4 1,8…

)

(

1,4 1,8…

)

.10=

(

14 18…

)

Lấy

=18

(

)

- Chiều day bích nắp hộp:

(

0,9 1…

)

(

16,2 18…

)

mm;

Lấy

=18(mm)

- Bề rộng bích nắp và thân:

k k

−

(

3 …5

)

6. Kích thước gối trục bảng 18.2 [2, tr.88]:

- Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ;

(

3…5

)

Với

=1,6.d

=1,6. 12=19,2(mm)

=1,3. d

= =1,3. 12 15,6

(

)



=19,2+15,6+

(

3…5

)

(

37,8 … 39,8

)

;

lấyk

=39

(

)



k k

−

(

3 …5

)

mm=39−

(

3…5

)

=(36 …34 )mm

lấyk

=34(mm)

Có kết quả bảng số liệu sau:

Trục D D

D D

3 4

h d z

I 62 75 90 52 8 M6 4

II 72 90 115 65 10 M8 6

III 80 100 125 75 10 M8 6

7. Mặt đế hộp:

- Chiều dày khi không có phần lồi:

(

1,4 …1,7

)

(

1,4 …1,7

)

.15,2=

(

19,76 …22,8

)

;Lấy S

=22(mm)

Chiềudày khi có phầnlồi :

(

1,4 1,7…

)

(

21,28 …25,84

)

;LấyS

=25(mm)

vàS

(

1…1,1

)

(

1…1,1

)

.15,2=

(

15,2 … 16,72

)

;

LấyS

=16(mm)

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 99

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

k ≈3. d

=3. 15,2=45,6

(

)

;

−¿

bề rộng mặt đế hộp;

và

q≥k

+2. δ=45,6 +2 .7=59,6(mm)

8. Khe hở giữa các chi tiết:

- Giữa bánh răng với thành trong hộp:

∆≥

(

1…1,2

)

.δ=

(

1. .1,2

)

.7=

(

7…8,4

)

mm;

Lấy∆=8(mm)

- Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp:

∆

≥

(

3…5

)

.δ=

(

3…5

)

.7=

(

21 …35

)

;

Lấy∆=35 (mm)

- Giữa hai bánh răng với nhau:

∆

≥0,4. δ=0,4.7=2,8(mm)

9. Bu lông vòng:

Bu lông vòng dùng để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc khi gia công

hay lắp ghép.

- Theo bảng 18.3b [2, tr.89] có kết quả khối lượng gần đúng của hộp

giảm tốc là:

Với

=110,75(mm)

a = 130 (mm)

⇒ Q = 180 (kG)

- Theo bảng (18.3a) Tập 2 có kết quả kích thước bu lông vòng như sau:

Ren

h h

l ≥ f b c x r r

M10 45 25 10 25 15 22 8 6 21 2

1,5 3 2 5 4

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 100

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

10. Chốt định vị:

Để đảm vị trí tương đối của nắp và thân trước, thân sau. Khi gia công cũng

như lắp ghép, theo bảng 18.4a [2, tr.90] có kết quả kích thước chốt định vị như

d = 8 (mm) ; c=1,2 (mm) ; l=50 (mm)

11. Cửa thăm

Để đổi dầu vào hộp và quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép.

Theo bảng 18-5 [2, tr.92] có kết quả kích thước cửa thăm.

A B A

C C

K R Vít

Số

lượng

150 100 190 140 175 - 120 12 M8

22 4

12. Nút thông hơi

Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa

không khí bên trong và bên ngoài hộp nên ta dùng nút thông hơi, kích

thước nút theo bảng 18.6 [2, tr.93]:

A B C D E G H I K L M N O P Q R S

M27x

6 4

13. Nút tháo dầu

- Tháo dầu bị bẩn, biến chất để thay dầu mới, Theo bảng (18-7) Tập 2

có kết quả kích thước như sau:

D b m f L C q D S D

M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 32 25,4

14. Chọn que thăm dầu và dầu bôi trơn:

Để kiểm tra mức dầu trong hộp, đảm bảo tốt công việc bôi trơn cho bộ

truyền của hộp giảm tốc với vận tốc vòng 2,5 – 5 m/s. Dùng dầu nhớt ở

= 50

C có độ nhớt là 80: bảng (18.11).

Theo bảng (18.13) Tập 2 với loại dầu Công Nghiệp 45 có:

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 101

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

- Độ nhớt là 38-52;

- Khối lượng riêng g/cm ở 20

C là 0,886 – 0,926.

15. Chọn các thông số kích thước còn lại: Có thể tham khảo chỉ dẫn

và các công thức kinh nghiệm trong các tài liệu.

VIII.II. CÁC ĐẶC TÍNH KĨ THUẬT CHỦ YẾU CỦA HỘP

GIẢM TỐC

1. Momen xoắn vào trục vào: 32311 Nmm; (32,311 Nm)

2. Momen xoắn trục ra: 508192 Nmm; (508,192 Nm)

3. Tốc độ trục vào: 1500 vg/ph

4. Tỷ số truyền: 9,45

5. Trọng lượng: 180 KG

6. Kích thước LxWxH: (Đo trực tiếp trên bản vẽ lắp với TL 1:1)

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 102

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Phần IX: Bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép

IX. I. VẼ BẢN VẼ LẮP

1. Việc trình bày bản vẽ lắp ( Bản vẽ

2. Với đề số 1: xem phụ lục trình bày ở phần cuối sách ( phần thứ 4).

IX. II. CHỌN CÁC KIỂU LẮP CHỦ YẾU

1. Chỉ dẫn chung việc chọn kiểu lắp:

Theo yêu cầu của từng bộ phận ta chọn có loại mối ghép như sau:

- Trục quay vòng trong , chịu tải thay đổi theo chu kì , các ổ đã quy chuẩn ,

do đó chọn lắp ghép giũa trục và vòng trong của ổ là lắp ghép theo hệ

thống lỗ, kiểu lắp H7/k6.

- Vòng ngoài không quay , chịu tải dao động, để thuận lợi cho lắp ghép ,

tháo lắp khi bảo dưỡng , thay thế ta chọn lắp ghép giữa vòng ngoài của ổ

với vỏ hộp là lắp ghép theo hệ thống trục , kiểu lắp H7/k6.

- Vòng chắn mỡ quay cùng trục trong quá trình bộ truyền làm việc , để tháo

lắp dễ dàng khi lắp ghép, sữa chữa , không làm bong tróc bề mặt trục, ta

chọn lắp có độ hở , kiểu K7/h6.

- Bánh răng quay cùng trục , chịu mô men xoắn, lực dọc trục , lực hướng

kính , để đảm bảo độ chính xác tincaajy và bền của mối ghép, dễ gia công

chi thiết lỗ, chọn lắp ghép có độ dôi, kiểu H7/k6.

1. Lắp ghép giữa trục bánh răng với ổ bị: H7/K6

2. Lắp ghép giữa thân bánh răng với trục: H7/K6

3. Lắp ghép giữa khớp nối với trục: H7/K6

4. Lắp ghếp giữa vòng chắn mỡ với trục: H7/K6

5. Mối ghép then: then cố định trên trục theo kiểu lắp có đọ dôi, thường

lắp theo hệ thống lỗ với sai lệch của then là k6.

2. Áp dụng cho từng trường hợp kích thước danh nghĩa cụ thể: xin xem ví

dụ mẫu đề số 2.

- các sai lệch trên và dưới cũng giống như phương pháp tính miền dung sai,

xem tài liệu.

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 103

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU

Phần X: Bản vẽ chế tạo

X. I. VẼ BẢN VẼ CHẾ TẠO.

1. Bản vẽ chế tạo trục III, ( bản vẽ

) , được thực hện theo tài liệu.

2. xem phụ lục cuối sách ( phần 4).

X. II. YÊU CẦU KĨ THUẬT BẢN VẼ CHẾ TẠO

1. Các yêu cầu kỹ thuật chính cần phải thể hiện trên bản vẽ chế tạo là:

- Độ rắn bề mặt theo thang HB … hoặc HRC;

- Các kích thước và sai lệch của các kích thước ;

- Các sai lêch về hình dáng bề mặt (độ song song , độ vuông góc , độ ô van,

độ đảo bề mặt …);

- Độ nhám các bề mặt;

- Sai lệch các góc , độ côn…

- Các kích thước tham khảo ( dùng cho kiểm tra , điều chỉnh …)

2. ( cắt mài nhẵn , đóng chốt, …)Các yêu cầu đặc biệt sau khi lắp rắp:

3. Chỉ dẫn phương pháp kiểm tra và dụng cụ kiểm tra nếu cần thiết.

SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 104

Thông tin :

104 trang 2 tuần trước

Môn:

Cơ điện và công trình

Trường:

Đại học Lâm nghiệp

Tác giả:

Nguyễn Vân

| 1/104

| | Tải xuống

Preview text:

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
TRƯỜNG ĐẠI HỌC LÂM NGHIỆP
KHOA CƠ ĐIỆN VÀ CÔNG TRÌNH
BỘ MÔN : CƠ SỞ KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP ----- ***-----
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Giáo Viên Hướng Dẫn: Nguyễn Văn Tựu
Họ và Tên: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541
LỚP: K65- KTCK HỌC KỲ: I(2022 - 2023)
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 1
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU LỜI ĐẦU
Chi tiết máy là một môn học khoa học nghiên cứu các phương pháp tính toán và
thiết kế chi tiết máy. Giúp sinh viên hiểu được nhiều kiến thức quan trọng trước khi
tốt nghiệp và trong công việc tương lai của mình.
Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, sinh viên được hệ thống lại các kiến thức đã
học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm
việc, thiết kế kết cấu chi tiết máy, chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp
trình bày bản vẽ, về dung sai lắp ghép, chế độ làm việc cũng như những hỏng hóc
mắc phải khi làm việc và nguyên nhân gây ra. Do đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy
phải thông thạo nhiều môn học trong ngành cơ khí cũng như các phần mềm đồ họa
máy tính hay khả năng vẽ của mình. Đặc biệt làm rèn luyện tính cẩn thận trong việc
tính toán, cũng như các số liệu cần chọn.
Lần đầu tiên làm quen với công việc thiết kế, với một khối lượng kiến thức tổng hợp
lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu, ý kiến trên
các trang mạng, cũng như những sinh viên khóa trước, trong tính toán không thể
tránh được những thiếu sót. Mong thầy cô giáo thông cảm.
Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo, đặc biệt là thầy giáo Nguyễn Văn Tựu
đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn học này.
Hà nội…, ngày…, tháng…, năm 2020 Sinh viên thực hiện Đặng Hữu Thiện
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 2
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
NHẬN XÉT – ĐÁNH GIÁ CỦA GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
…………………………………………………………………………………………………………………
………………………………………………………………………………………………………………… Điểm
Hà Nội, ngày, tháng, năm
Giảng viên hướng dẫn TS. Nguyễn Văn Tựu
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 3
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 4
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU MỤC LỤC
Phần 1. Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền ……………..trang 2
Phần 2. Tính toán thiết kế các bộ truyền …………………….
Phần 3. Chọn khớp nối ………………………………………
Phần 4. Tính toán thiết kế trục ……………………………… Phần 5. Tính chọn then Phần 6. Tính chọn ổ
Phần 7. Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục
Phần 8. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
Phần 9. Bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép
Phần 10. Bản vẽ chế tạo
Phần 11. Đánh giá chỉ tiêu kinh tế kĩ thuật
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 5
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
TRƯỜNG ĐẠI HỌC LÂM NGHIỆP
KHOA CƠ ĐIỆN VÀ CÔNG TRÌNH
BỘ MÔN: CƠ SỞ KỸ THUẬT CÔNG NGHIỆP -----***-----
ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY
Giáo viên hướng dẫn: TS. Nguyễn Văn Tựu
Sinh viên thực hiện: Đặng Hữu Thiện I. NỘI DUNG:
Thiết kế hệ thống dẫn động bang tải có lược đồ dẫn động tải trọng như thể
hiện trên hình 1 và hình 2. II. SỐ LIỆU KỸ THUẬT:
a) Lực vòng trên băng tải: F = 5290 (N)
b) Vận tốc băng tải: v = 1,46(m/s)
c) Đường kính tang quay: D = 328 (mm) d) Thời gian sử dụng:
- Số năm sử dụng: n = 10
- Số tháng trong năm: t = 12
- Số ngày trong tháng: c = 24
- Số ca trong ngày: g = 2; 8h/ca
e) Đặc điểm tải trọng: Va đập nhẹ, bộ truyền xích quay 1 chiều.
Góc nghiêng giữa đường nối tâm hai đĩa xích với đường nằm ngang: γ = 20o
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 6
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập 1, Nhà
xuất bản Giáo dục, Hà Nội 2006.
[2] Đào Ngọc Biên. Phân phối tỷ số truyền trong hộp giảm tốc hai cấp bánh răng trụ.
Tạp chí Khoa học công nghệ Hàng hải, 2011, 28 (11); 39-41.
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 7
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
HỘP GIẢM TỐC BÁNH RĂNG CÔN- TRỤ HAI CẤP
Phần I: Chọn động cơ và phân phối tỷ số chuyền
Ta có lược đồ hệ dẫn động băng tải như 1.1 4 1 2 5 F v I 3 III IV II
Hình 1.1 Lược đồ hệ dẫn động băng tải
1. Động cơ điện; 2. Khớp nối; 3. Hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp
4. Bộ truyền xích; 5. Băng tải
I, CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN
1, Chọn kiểu loại động cơ:
Hiện nay có hai loại động cơ điện là động cơ một chiều và động cơ xoay
chiều. Để thuận tiện, phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọn động cơ điện xoay
chiều. Trong số các loại động cơ xoay chiều ta chọn loại động cơ bap ha không
đồng bộ rô to lồng sóc (còn gọi là ngắn mạch). Với những ưu điểm: Kết cấu đơn
giản, dễ bảo quản, giá thành thấp, làm việc tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới
điện ba pha không cần biến đổi dòng điện.
2, Tính toán momen thực tế trên băng tải, chọn số vòng quay động cơ và xác
định hiệu suất toàn bộ hệ thống.
a, Momen thực tế trên băng tải:
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 8
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU F. D T = 5290 . 328=867,56. 103( bt = N .mm) =867,56(N .m) 2 2
b, Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ (ĐC):
- Số vòng quay đồng bộ của ĐC (còn gọi là tốc độ từ trường quay) được xác định theo công thức: 60 f n = đb p (1.1)
Trong đó: f - Tần số của dòng điện xoay chiều, f = 50Hz;
p - Số đôi cực từ (chọn p = 2) 60. 50 ⇒ n = =1500(vòng/ phút) đb 2
- Căn cứ vào vận tốc của băng tải, ta có số vòng quay của băng tải là: 60 .103 v n (1.2) bt= (vòng/ phút) πD
Trong đó: v - Vận tốc vòng của băng tải (v = 1,46 m/s)
D - Đờng kính tang quay (D = 450mm) 60 .103. 1,46 ⇒ nbt= =85,06 (vòng / phút 3,14 . 328
c, Xác định hiệu suất của toàn bộ hệ thống:
Hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức sau: η (1.3) ht=ηk .ηBrcôn.ηBrtrụ.η 4 ổ .ηxích
Trong đó: η - Hiệu suất của toàn bộ hệ thống; ht
η - Hiệu suất khớp nối, thường lấy η =1 ; k k η
- Hiệu suất truyền động của bộ truyền bánh răng côn; Brcôn
ηBrtrụ- Hiệu suất truyền động của bộ truyền bánh răng trụ;
η - Hiệu suất truyền động của cặp ổ lăn; ổ
η - Hiệu suất truyền đọng của bộ truyền xích. xích
Tra bảng 2.3 [1, Tr 19], ta được:
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 9
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU η =0,96 ; η =0,97 ;η =0,99 ;η =0,92 Brcôn Brtrụ ổ xích
⇒ ηht=1 . 0,96 .0,97 . 0,994. 0,92=0,82
[1] Trịnh Chất, Lê Văn Uyển. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập 1, Nhà
xuất bản Giáo dục, Hà Nội 2006.
3, Chọn động cơ điện theo công suất
a, Mômen đẳng trị trên băng tải: n T2 t k k T (1.4) đtbt= √∑k=1n∑tk k=1
Trong đó: Tk - Mômen thứ k của phổ tải trọng tác động lên băng tải;
tk - Thời gian tác động của mômen thứ k. Từ đề bài, ta có: T1=T; t1=50%t=0,5t T2=0,8T;t2=50%t=0,5t
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 10
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU Vậy có kết quả: T 0,8T 2.0,5 đtbt =√T2.0,5 t+( ) =√T2.0,5+(0,8T )2.0,5 t
= √0,5+0,5 .0,64 . T = 0,9 . 867,56= 780,08(Nm) Với T = Ttb = 780,08 (Nm)
b, Công suất đẳng trị trên băng tải: P nbt . đtbt = Tđtbt . = 780,08 76,4 = 6,95(kW) 9550 9550
c, Công suất đẳng trị cần có trên động cơ: P P đtbt đtdc = = 6,95 =8,4kW) ηht 0,82
Từ các thông số đã tính toán ở trên, theo bảng P1.1 [1, Tr.234] có thể chọn
loại động cơ K mang nhãn hiệu K132M4, có các thông số kĩ thuật như sau:
Bảng 1.1. Bảng đặc trưng cơ - điện của động cơ đã chọn Khối Công suất Vận tốc quay Kiểu động lượng 𝜂% cos 𝜑 I_K/I_dn T_K/T_dn cơ kW Mã 50Hz 60Hz kg lực K132M4 11 13 1445 1732 86,0 0,86 5,9 2,0 72
Đặc điểm của động cơ điện K:
- Về phạm vi công suất: Với cùng số vòng quay đồng bộ (nđb) 1500 vg/ph,
động cơ K có phạm vi công suất 0,75 ÷ 30 kW lớn hơn của động cơ DK, nhỏ hơn động cơ 4A.
- Động cơ K có khối lượng nhỏ hơn so với động cơ DK và đặc biệt có mômen
khởi động cao hơn 4A và DK.
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 11
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
4, Kiểm tra điều kiện mở máy, điều kiện quá tải cho động cơ đã chọn:
a, Kiểm tra điều kiện mở máy:
Khi mở máy mômen tải không vượt quá mômen khởi động của động cơ
(Tsố Tk/Tdn, đó cũng là số liệu cần để tham khảo khi chon nhãn hiệu động cơ, với điều kiện: Tmm / T≤ Tk / Tdn
Trong đó: Tmm - Mômen mở máy của thiết bị cần đẫn động.
Tk / Tdn = 2,0 (Theo bảng 1.1. ở trên).
Theo lược đồ phân bố tải trọng như đã cho trong đề bài (hình 1.2), ta có: Tmm/T = 1,4T/T= 1,4 ≤ 2
Vậy động cơ thỏa mã điều kiện mở máy. 1.4T = 1.4T T quát tải 0.8 T =T mở máyT t (2....3)s 50 % t 50 % t
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 12
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Hình 1.2. Lược đồ tải trọng tác dụng lên trục băng tải
b, Kiểm nghiệm động cơ theo các điều kiện làm việc:
Tmaxqtđc ≤ [Tđc]; [Tđc] = ηht .2 .T
Trong đó: Tmaxqtđc - Mômen quá tải lớn nhất của động cơ; Tmaxqtđc = Kqt . Tcản
[Tđc] - Mômen cho phép của động cơ;
T - Mômen tải của động cơ đã chọn;
Kqt - Hệ số quá tải của động cơ, K = 1,4; 9550 .P T đtbt
cản - Mômen cản của động cơ, Tcản = nđc .ηht 9550 .P Ta có: T = đmdc = 9550 .5,5 = 36,3 (Nm) n 1445 đc
[Tđc] = 0,82 . 2 . 36,3 = 59,50 (Nm) 9550 .P Có kết quả: T đtbt
maxqtđc = Tcản . Kqt = 1,4 . nđc .ηht = 9550 .4,05 . 1,4 = 45,7 (Nm) 1445 . 0,82
So sánh ta thấy [Tđc] > Tmaxqtđc. Kết luận: Động cơ đã chọn thỏa mã điều kiện làm việc.
II, PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN
Để phân phối tỷ số truyền cho các bộ truyền, cần tính tỷ số truyền chung cho toàn bộ hệ thống.
Tỷ số truyền chung ut của toàn bộ hệ thống được tính theo công thức sau: n u đc t = = 1445 = 18,9 (1.5) n 76,4 bt Mà ut = uh . ung (1.6)
Với uh - Tỷ số truyền của hộp giảm tốc;
ung - Tỷ số truyền ngoài hộp;
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 13
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU ung = ukn . uxích
ukn tỉ số chuyền của khớp nối (ukn =1) ⇒ ung = uxích
uxích - Tỷ số truyền của bộ truyền xích.
Theo bảng 2.4 [1, tr21], ta có tỉ số truyền nên dùng của bộ truyền xích là uxích= 2…5. Ta chọn uxích = 2: ⇒ung = uxích = 2 u Vậy: u t h = = 18,9 = 9,45 u 2 ng
Tỉ số truyền của bộ truyền trong hộp uh = u1 . u2 (1.7)
Trong đó: u1 - Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng côn;
u2 - Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ.
Với hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ 2 cấp, nếu hàm mục tiêu là kích thước của
vỏ hộp giảm tốc nhỏ nhất, nên chọn tỷ số truyền cấp chậm (u2) tính theo công thức
thực nghiệm trong tài liệu [2, tr40], theo đó ta lấy:
u2 ≈ 1,32 . 3√u = 1,32 .3√ h 9,45 = 2,79 u Từ (1.7) suy ra: u h 1 = = 9,45 = 3,39 u2 2,79
Vậy kết quả về tỉ số của các bộ tryền trong hệ thống là:
Bộ tryền xích: uxích = 2;
Bộ truyền bánh răng côn: u1 = 3,39;
Bộ truyền bánh răng trụ: u2 = 2,79.
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 14
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
III, XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ ĐỘNG HỌCVÀ LỰC CỦA CÁC TRỤC
Nhằm thuận tiện cho việc tính toán và theo dõi, các trục được ký hiệu bằng
chữ số La Mã từ I đến IV, như thể hiện trên hình 1.3. 4 1 2 5 F v I 3 III IV II
Hình 1.3. Ký hiệu các trục trong hệ thống dẫn động băng tải
1, Tính toán tốc độ quay của các trục
- Trục động cơ: nđc = 1445 (vg/ph); n - Trục I: n đc I = =1445 =1445 (vg/ph); u 1 kn n - Trục II: n I II = = 1445 = 426,25 (vg/ph); u1 3,39 n - Trục III: n II III = = 426,25 = 152,78 (vg/ph); u2 2,79 n - Trục IV: n III IV = = 152,78 = 76,39 (vg/ph). uxí ch 2
2, Tính công suất trên các trục
Gọi công suất trên các trục I, II, II, IV lần lượt là PI, PII, PIII, PIV, ta có:
- Công suất danh nghĩa trên trục động cơ: Pđc = Pđtđc = 8,4(kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục I:
PI = Pdc . ηKN .ηổ = 8,4. 1 . 0,99 = 8,316(kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục II:
PII = PI . ηBrcôn .ηổ = 4,889 . 0,96 . 0,99 = 7,9(kW)
- Công suất danh nghĩa trên trục III:
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 15
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
PIII = PII . ηBrtrụ .ηổ = 4,647 . 0,97 . 0,99 = 7,59(kW)
- Công suất danh nghĩa trenm trục IV:
PIV = PIII . ηxích .ηổ = 4,463. 0,92 . 0.99 =6,9(kW)
3, Tính mômen xoắn trên các trục
Gọi mômen xoắn tren các trục I,II,III,IV là TI,TII,TIII,TIV có kết quả: - Trục động cơ: 106 .Pdc 6 T lv . 4 , dc = 9,55 . = 9,55. 10 939 = 32642(Nmm) n 1445 dc - Trục I: 6 T . 4 , I = 9,55 . 106 .PI = 9,55.10 889 = 32311(Nmm) n 1445 I - Trục II: 106 .P 6 T II . 4 , II = 9,55 . = 9,55.10 647 = 104115(Nmm) n 426 ,25 II - Trục III: 106 6 T .PIII . 4 , III = 9,55 . = 9,55. 10 463 = 278974(Nmm) n 152, 78 III - Trục IV: 106 6 T .PIV . 4 , IV = 9,55 . = 9,55. 10 065 = 508192(Nmm) n 76 , 39 IV
Bảng 1.2. Bảng số liệu động học và động lực học
trên các trục của hệ thống dẫn động trục I 1445 8,316 32311 3,39 trục II 426,25 7.9 104115 2,79 Trục III 152,78 7.59 278974 2 Trục IV 76,39 6.9 508192
Phần 2: Tính toán thiết kế các bộ truyền
I, Thiết kế bộ truyền bánh răng
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 16
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
1, Bộ truyền bánh răng côn – răng thẳng cấp nhanh: a, Chọn vật liệu:
Đối với hộp giảm tốc côn – trụ 2 cấp chịu công suất nhỏ (Pdmdc =5,5kW), chỉ
cần chọn vật liệu nhóm I là được. Vì vật liệu nhóm I có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng
được thường hóa và tôi cải thiện. Nhờ độ rắn thấp nên có thể cắt rang chính xác sau
khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn.
Theo bảng 6.1 [1, tr92] ta chọn:
- Bánh nhỏ ( bánh 1): Thép 45 tôi cải thiện; đạt độ rắn HB = (241…285);
Giới hạn bền σb1 = 850MPa; Giới hạn chảy σch1 = 580MPa. Chọn độ rắn bề mặt là HB1 = 250.
- Bánh lớn ( bánh 2): Thép 45 tôi cải thiện; đạt độ rắn HB = (192…240); Giới
hạn bền σb2 = 750MPa; Giới hạn chảy σch2 = 450MPa. Chọn độ rắn bề mặt là HB2 = 240.
b, Xác định ứng suất cho phép:
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] và ứng suất uốn cho phép [σF] được xác định theo công thức sau đây: o [σH] = σ Hlim Z ∙ R ∙ Zv ∙ KxH K ∙ S HL (2.1) H o [σF] = σ Hlim Z ∙ R ∙ Zs ∙ KxF K ∙ S FL (2.2) F
Trong đó: ZR - hệ số xét đến độ nhám của mặt bánh 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;
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.
Trong thiết kế sơ bộ, lấy ZRZv KxH = 1 và YR Ys KxF = 1 do đó công thức (2.1) và (2.2) trở thành:
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 17
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU o .K [σ HL H] = σ Hlim (2.1a) SH o .K [σ FC. KFL F] = σ Flim (2.2a) SF
Trong đó: σo và o lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn Hlim σ Flim
cho phép ứng với chu kỳ cơ sở, trị số của chúng được lấy theo Bảng 6.2 [1, tr.94].
Vởi thép tôi cải thiện đại độ rắn HB = 180…350, có: σ o = 2HB + 70 ; SH = 1,1; Hlim σ o = 1,8HB ; SF = 1,75; Flim
SH, SF – lần lượt là hệ số ân toàn khi tính về tiếp súc và uốn.
Thay số vào có kết quả: σ o
= 2HB1 + 70 = 2 × 250 +70 = 570 MPa; Hlim1 σ o
= 2HB2 + 70 = 2 × 240 +70 = 550 MPa; Hlim2
σ o = 1,8HB = 1,8 × 250 = 450 MPa; Flim
σ o = 1,8HB = 1,8 × 240 = 432 MPa; Flim
KFC – hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều);
KHL, KFL – lần lượt là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ
và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau: K = mH (2.3) HL √NHONHE K = mH (2.4) FL √NFONFE
Ở đây: mH, mF – bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc uốn:
mH = mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB≤350;
NHO – số chu kỳ thây đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: N = 30 HO HB2,4 (2.5)
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 18
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU ⇒N = 30 × HO 1 2502,4 = 17067789 N = 30 × HO2 2402,4 = 15474913
NFO – số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn: N 6
FO = 4 × 10 đối với tất cả các loại thép;
NHE, NFE – số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng tĩnh: NHE = NFE = N = 60.C.n1.tΣ (2.6)
C - Số chu kỳ ăn khớp trong một vòng, C = 1;
ni - Số vòng quay bánh răng trong một phút;
tΣ - tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét;
tΣ =12năm.12tháng.25ngày.6giờ.3ca = 64800 (giờ)
thay số vào công thức (2.6), ta được:
NHE = NFE = N = 60×1×1445×64800 = 5618160000 (giờ)
⇒NHE1 > NHO1; NFE1 > NFO1
Tính toán tương tương tự có kết quả: NHE2 > NHO2; NFE2 > NFO2
Ta lấy NHE = NHO; NFE = NFO, khi đó ta có kết quả KHL = 1 và KFL = 1 (đường
cong mỏi gần đúng là đường thẳng song song với trục hoành, tức là trên khoảng này
giới hạn mỏi tiếp xúc và uốn không thay đổi).
Thay số vào (2.1a) và (2.1b), ta được: [σ × H1] = 570 1 = 518,181 MPa 1,1 [σ × H2] = 550 1 = 500 MPa 1,1 [σ ×1 × F1] = 450 1 = 257,14 MPa 1,75 [σ ×1 × F2] = 432 1 = 246,857 MPa 1,75
Với bộ truyền bánh răng côn - răng thẳng ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị
nhỏ hơn 2 giá trị của [σH1] và[σH2], tức [σH] = 500 MPa.
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 19
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [σH]max = 2,8σch (2.7) [σF]max = 0,8 σch (2.8)
⇒[σH11]max = 2,8 × 580 = 1620 MPa
[σH2]max = 2,8 × 450 = 1260 MPa
[σF1]max = 0,8 × 580 = 464 MPa
[σF2]max = 0,8 × 450 = 360 MPa
c, Tính bộ truyền bánh răng côn:
Với bộ chuyền u1 = 3,39 nên chọn bánh răng côn – răng thẳng để thuận lợi
cho việc chế tạo sau này.
(*) Xác định chiều dài côn ngoài:
Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động (bánh răng 1) được xác định
theo độ bền tiếp xúc. Công thức thiết kế có dạng : K R Hβ e = KR√ u2+1∙ 3√ T1 (2.9) (1−K ) K ∙u∙[σ H]2 be be
Trong đó: KR = 0,5Kd – hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng.
Với truyền động bánh răng côn - răng thẳng bằng thép ta có: Kd = 100 MPa1/3⇒ KR = 50 MPa1/3
KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành bánh
răng côn , tra bảng 6.21[1,tr.113];
Kbe – hệ số chiều rộng vành răng: Kbe = b/Re = 0,25… 0,3. Vì u1 = 3,39>3 nên chọn Kbe = 0,25.
Cũng theo bảng 6.21 [1,tr113] ta có: K ∙u be 1 0,25 .3,39= 2−K = 0,48 be 2−0,25
Theo bảng 6.12[1,tr.113], chọn KHβ = 1,08 tục lắp trên ổ đũa theo sơ đồ I và HB≤350 (vì HB=250).
TI – Mômen xoắn trên bánh chủ động , TI = 32311 Nmm;
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 20
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
[σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [σH] = 500 MPa.
Thay số vào công thức (2.9) ta được: R 2 e = 50√ 3,39 +1 ∙ 3√ 32311 .1,08 =106,62 (mm) (1−0,25 ) . 0,25. 3,39 .5002
(*) Xác định thông số ăn khớp:
∗ Số răng bánh nhỏ (bánh 1) z1:
Số răng bánh nhỏ được tính toán thông qua việc xác định thông số de1 và z1p dựa vào tỉ số chuyền u1. 2 R 2× 106,62 d e e1 = √ = = 60,3 1+u2 √ 1 1+3,392
Tra bảng 6.22 [1,tr.114], ta tìm được z1p = 16.
Mặt khác ta có độ rắn mặt răng thiết kế HB≤350, suy ra số răng z1 của bánh nhỏ là: z1 = 1,6×zp1 = 1,6×16 = 25,6 Vậy, chọn z1=25 (răng).
∗ Đường kính trung bình của dm1 và mô đun trung bình mtm:
dm1 = (1− 0,5Kbe)de1 = (1−0,5×0,25 )×60,3 = 52,76 (mm) (2.10) 52,76 mtm = dm1 = Z 25 = 2,11(mm) (2.11) 1 ∗ Xác định mô đun:
Với bánh răng côn – răng thẳng mô đun vòng ngoài được xác định theo công thức: m m tm te = = 2,11 = 2,411 (2.12) (1−0,5 K ) (1−0,5× 0,25) be
Từ bảng 6.8 [1, tr.99], lấy giá trị tiêu chuẩn mte = 2,5. Từ giá trị tiêu chuẩn
của mte tính lại mtm và dm1 như sau:
mtm = mte (1−0,5Kbe) = 2,5(1−0,5×0,25) = 2,188 (mm)
dm1 = mtm ∙ z1 =2,188 × 25 = 54,7 (mm)
∗ Số răng bánh lớn (bánh 2) z2:
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 21
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Ta có: z2 = u1 .z1 = 3,39×25 = 84,75 (răng). Vậy chọn z2 = 85 (răng). Đó, tỷ số chuyền thực tế là: z um = 2 = 85 = 3,4 z 25 1 ∗ Tính góc côn chia: δ ∘ '
1 = arctan ( z1) = arctan ( 25) = 16,39∘ = 16 23 22 ' z 85 2 δ ∘ ∘ ∘ 2 = 90 − δ = 1= 90 −16,39 73,61∘ = 73∘36 ' 36 '
Tính lại chiều dài côn ngoài (chiều dài côn ngoài thực): R 2 2 2 2
e = 0,5 ∙ mte ∙ √ z + z =0,5. 2,5 . √25 + 85 = 110,75 1 2
(*) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc suất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện: √ σ K u2+1 H
H = ZM ∙ ZH ∙ Zε ∙√2T1 ≤ [σH] (2.13) 0,85 ∙b∙d2 ∙u m1
Trong đó: ZM – hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo
bảng 6.5 [1, tr.96], ta tra được Z 1/3 M = 274 Mpa ;
ZH – hệ số kể đén hình dạng tiếp xúc. Theo bảng 6.12 [1, tr.106], với
xt=x1+x2=0, ta tra được ZH = 1,76;
Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng. Với bánh răng côn thẳng (εβ=0), ta có: Zε = √4−εα (2.14) 3
Ở đây: εα – hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức: ε − 1 1
α = [1,88 3,2 ( 1 + )]cos β = [1,88−3,2 ( 1 + )]cos 0∘ = 1,714 Z1 Z2 25 85
Thay số vào (2.14), ta được: Zε = √4−1,714 = 0,87 3
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 22
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU K – H
hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: K H = KHβ . KHα . KHv (2.15)
Với: KHβ – hệ số kể đến sự phân bố không đều về tải trọng trên chiều rộng
vành răng bánh răng côn. Theo bảng 6.21 [1, tr.113], ta được KHβ = 1,08 (Tương tự mục 3a).
KHα – hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các răng ăn khớp
không đồng thời. Với bánh răng côn – răng thẳng KHα = 1.
KHv – hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, được tính theo công thức: v .b.d K H m 1 Hv = 1 + (2.16) 2T 1. KHβ.K Hα Trong đó: (u+1) v (2.17) H = δ H .g0 .v. √dml u
d - đường kính trung bình bánh côn nhỏ, d =54,7 (mm); ml ml
v- vận tốc vòng, tính theo công thức: π .d .n v= ml 1 3,14.54,7 .1445 m = =4,136 ( ) (2.18) 60.103 60.103 s
Theo bảng 6.13 [1, tr.106], dùng cấp chính xác 8, theo (2.17) ta được: v =0,006.56 .4,136 . m ) H √54,7.(3,4 +1)=11,69( 3,4 s
Trong đó: Theo bảng 6.15 [1, tr.107], chọn δ =0,006 H ;
Theo bảng 6.15 [1, tr.107] chọn g =56 0 ;
T - mô men xoắn trên trục bánh chủ động, T 1 1=32311( Nmm);
b- chiều rộng vành răng, b=Kbe.Re=0,25.106,62=26,65 (mm) ; lấy b= 27(mm). Theo (2.16): v .b.d 11,69.27 .54,7 K =1+ H ml =1+ =1,2 Hv 2 T 2.32311 .1,08.1 I .KHβ.K Hα
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 23
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU Do đó (2.15) sẽ là: K =K .K . K =1,08.1.1,2=1,296 H Hβ Hα Hv
[σ ]- ứng suất tiếp xúc cho phép, H [ σ ]=500 MPa; H
Thay các giá trị vừa tính được vào (2.13): . K .√u2+1 σ =Z .Z .Z . √2. T1 H ≤ [ ] H M H ε σ 0,85. b.d2 .u H ml
=274.1,76 .0,87 .√2.32311 .1,296 .√(3,42+1) =473,05 MPa 0,85.27. 54,72 .3,4
Theo (2.1) và (2.1a), [σ ]=Z .Z .K H v R xH
Trong đó: v < 5 (m/s) vậy ta lấy Z =1 ; v
VớiR =1,25 μm… 0,63 μm thì Z =1 ; a R
Khi đường kính vòng đỉnh bánh răng d <700 mm =1 a thì K xH .
Suy ra: [ σ ]=500.1 .1.1=500 MPa H Vậy σ <[σ ] H
dẫn đến thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc. H
(*) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chân tăng không được vượt
quá một giá trị cho phép. 2. T .K .Y .Y .Y σ = 1 F ε β F 1 ≤[σ ] F 1 0,85. b.m F 1 (2.19) nm.d ml σ .Y σ = F 1 F 2 ≤[σ ] F 2 Y F 2 (2.20) F 1 Trong đó:
T - mô men xoắn trên bánh chủ động, T =32311 Nmm; 1 1
m - mô đun pháp trung bình, với bánh côn răng thẳng nm
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 24
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU m =m =2,11 (mm) nm tm
b- chiều rộng vành răng, b =27 (mm);
d - đừng kính trung bình của bánh chủ động, d ml ml= 54,7(mm) ; βo Y =1 n β
– hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng (β=0 ), 140 Y =1; β
Y ,Y - hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, tính theo công thức sau: F 1 F 2 z z = 1 25 = =26,059 vn1 cos δ cos (16,39) 1 z z = 2 85 = =301,23 vn2 cos δ cos (73,61) 2
Ở đây δ ,δ - lần lượt là góc côn chia của bánh 1 và bánh 2( đã tính ở trên), chọn 1 2
bánh răng khong dịnh chỉnh, theo bảng 6.18 [1, tr.109], tìm được Y =3,90 ;Y =3,60 ; F 1 F 2 1 Y = ε
ε - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với εαlà hệ số trùng khớp ngang, có α 1 ε =1 ,71 4 ;Vậy Y = =0 , 583 α ε 1 , 714 ;
K - hệ số tải trọng khi tính về uốn; F K =K .K . K (2.21) F Fβ Fα Fv Với:
K - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6.21 Fβ [1, tr.113] chọn K =1,15 Fβ ;
K - hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với Fα bánh côn răng thẳng K =1 Fα ;
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 25
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
K - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công Fv
thức( tương tự như khi tính về tiếp xúc): v .b. d K =1+ F ml Fv 2. T (2.22) 1 .K Fβ.K Fα Với : .(u=1) v (2.23) F =δ F .g0 .v . √ dml u
δ - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6.15 [1, tr.107], chọn F δ =0,016 ; F
g - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6.16 [1, tr.107] với o
cấp chính xác 8, có mô đun < 3,55 nên chọn g =56 o ;
v- vận tốc vòng ( như đã tính về tiếp xúc), v= 4,136 (m/s);
d - đường kính trung bình bánh răng côn nhỏ , d =54,7 ( ml ml mm)
u- tỉ số truyền, u =3,4;
b- chiều rộng vành răng, b = 27 (mm);
T - mô men xoắn trên bánh chủ động, T 1 1=32311( Nmm); v =0,016.56 .4 , 136 . F √54,7 .(3,4+1)=31 3 , 4 Theo (2.22) có kết quả: 31. 27 . 54,7 K =1+ =1 , 616 Fv 2. 32311.1 , 15.1
Thay số vào (2.2) ta được: K =1 ,15 .1.1,616=1,858 F
Thay các giá trị vừa tính được vào ( 2.19) và (2.20): 2. 32311.1 , 858 .0,583.1 .3,9 σ = =103,1 MP F 1 0,85 .27 . 2,11.54,7 103,1 .3,6 σ = =95,2 MPa F 2 3,9
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 26
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU Ta thấy σ =103,1 MPa< F1 [ σ ]=257,14 MPa; F 1 σ =95,2 MPa< F2 [σ ]=246,857 MPa. F 2
Vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo.
(*) Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải:
Khi làm việc răng có thể bị quá tải ( lúc mở máy và hãm máy …) với hệ số quá tải: T
K = max có thể lấy K =1,4 . qt T qt Trong đó: T- mô men xoắn danh nghĩa; T - mô men xoắn quá tải; max
Vì vậy khi cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại ( σ
) và ứng suất uốn cực đại (σ ). Hmax Fmax
Để tránh biến dạnh dư hoặc gây dòn lớp bề mặt, hay phá hỏng tĩnh mặt lượn
chân răng. Ta sử dụng công thức sau: σ (2.24) Hmax=σ H . √ K ] qt≤ [ σ H max σ =σ .K ≤ [σ ] (2.25) Fmax F qt F max Trong đó:
σ - ứng suất tiếp xúc, σ =473,05 MPa ( đã tính theo công thức (2.58) ở ý c); H H
σ - ứng suất uốn, theo công thức (2.65) và (2.66) ( đã được tính ở ý d) F Với: σ =103,1 MPa =95,2 MPa F 1 ; σ F2 ;
[ σ ] - ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép ( đã được tính theo công thức (2.7), H
Với: [ σ ] =1624 MPa; [ σ ] =1260 MPa; H 1 max H 2 max
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 27
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
[ σ ] - ứng suất uốn cực đại cho phép ( đã được tính theo công thức (2.13) ở mục F max
2), với:[ σ ] =464 MPa; [σ ] =360 MPa; F 1 max F 2 max
Thay các giá trị vào (2.48) và (2.49) ta được:
σ Hmax=473,05 .√1,4=559,72 MPa ; σ =103,1 .1,4=144,34 MPa ; F 1 max σ =95,2 . 1, 4=133,28 MPa; F 2 max Suy ra: σ =559,72 MPa< [ ] =1624 MPa Hmax σ ; H 1 max σ =559,72 MPa< =1260 MPa; Hmax [σ ] H 2 max σ =144,34 MPa< =464 MPa ; F 1 max [σ ] F 1 max σ =133,28 MPa< =360 MPa ; F 2 max [σ ] F 2 max
Vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải.
(*) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn: - Chiều dài côn ngoài: Re=106,62(mm) - Mô đun vòng ngoài: mte=2,5(mm) - Chiều rộng vành răng: b=27(mm) - Tỉ số truyền u : u =¿ 3,4 m m - Góc nghiêng của răng: β=0
- Số răng của bánh răng: z =25 ( răng ) 1 z =85 ( 2 răng ) - Hệ số dịnh chỉnh: x =x =0 1 2
Theo công thức ở bảng 6.19 [1, tr.111] ta tính được: - Đường kính chia ngoài:
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 28
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU de1=mte.z1=2,5 . 25=62,5(mm)
de 2=mtee. z2=2,5 .85=212,5(mm) - Góc côn chia: δ1=16,39°=16° 23'22' δ2=73,61°=73°36'36'
- Chiều cao răng ngoài: h =2h .m +c e te te
Với h =cos β=cos (0 )=1;c=0,2.m te te h = ( e 2. 1).2,5+(0,2 .2,5)=5,5 (mm .
- Đường kính trung bình:d =¿ m 1 54,7 d 0,5 . 27 m 2= (1− ).d R e2 e Suy ra : ( 0,5 .27 1− ).212,5=186,59(mm) 110,75 - Chiều cao răng ngoài: - h = + x .cosβ ;h =2 h .m −h ae1 (hte n1 ).mte ae2 te te ae 1 Trong đó: x =2 1 =2 1 =0,365 n 1
(1− ).√cos3βm (1− ).√ 1 u2 z 25 1 3,42 h = (1+0,365.1) .2,5=3,413(mm) ae1 h = (2.1 ).2,5.3,413=1.587(mm) ae2
- Chiều cao chân răng ngoài:
hfe1=he−hac1=5,5−3,413=2,087(mm)
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 29
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU h =h −h =5,5−1,587=3,913 ( mm) fe2 e ac2
- Đường kính đỉnh răng ngoài:
dae1=de1+2. hae1. cos δ1=62,5+2.3,413 . cos 16,39°=69,04 ( mm)
dae2=de2+2 hae2. cos δ2=212,5+2.1,587 . cos 73,61°=213,4(mm)
2, Bộ tryền bánh răng trụ - răng nghiêng cấp chậm a, Chọn vật liệu: Bánh nhỏ ( bánh 3): + Thép 45 tôi cải thiện;
+ Đạt tới độ rắn HB= ( 241..285);
+ Giới hạn bền σ =850 MPa b 3 ;
+ Giới hạn chảy σ =580 MPa ch3 ;
Chọn độ rắn bánh nhỏ HB =250 3 . Bánh lớn ( bánh 4); + Thép 45 tôi cải thiện;
+ đạt tới độ rắn HB = (192…240);
+ Giới hạn bền σ =750 MPa b 4 ;
+ Giới hạn chảy σ =450 MPa ch4 ;
Chọn độ rắn bánh lớn HB =230 MPa 4 .
b, Xác định ứng suất cho phép.
Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ ] ]
H và ứng suất uống cho phép [ σ F được sác định theo công thức: 0 [ σ
σ ]= Hlim .Z .Z .K .K . √b2−4 ac H S R v xH HL (2.26) H 0 [ σ σ ]= Flim .Y .Y .K .K .K F S R S xF FC FL (2.27) F
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 30
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU Trong đó:
Z - hệ số xét đến độ nhám của mặt bánh răng làm việc; R
Z - hệ số xét đến ảnh hưởng của vật tốc vòng; v
K - hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng; xH
Y - hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng; R
Y - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất; s
K - hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn; xF
Trong thiết kế sơ bộ lấy: Z .Z .K =1 .Y .Y =1 R v xH
và Y R s xF , do đó các công thức (2.1) và (2.2) trở thành: σ 0 .K [ σ ]= Hlim HL H S (2.1a) H 0 . K .K [ σ σ ]= Flim FC FL F S (2.28) F
Trong đó, cũng như (2.1) và (2.2) :
σ 0 và 0 lần lượt là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng Hlim σ Flim
với số chu kì cơ sở, trị số của chúng theo bảng 6.2 [1, tr.94];
Theo bảng 6.2 [1, tr.94] với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắng HB = (180…350) σ 0 =2 HB +70 ; S =1,1 ; Hlim H σ 0 =1,8 HB ; S =1,75 ; Flim F
S ,S - hệ số an toàn khi tính về tiếp uốn và xúc; F H
Thay số vào có kết quả: σ 0 =2 HB =2 . + =570 MPa ; Hlim3 3+ 70 250 70
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 31
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
σ 0Hlim4 =2 HB4+70=2 .230+70=530 MPa ;
σ 0Flim3=1,8. HB3=1,8.250=450 MPa; σ 0 =1,8. HB Flim4 4 =1,8.230= 414 MPa ;;
K - hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tại, K =1 khi đặt tải 1 phía ( bộ truyền quay 1 FC FC chiều);
K , K - hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phụ vụ và chế độ tải HL FL
trọng của bộ truyền, được xác định theo các công thức sau: K =mH HL √NHON (2.29) HE K =mF FL √NFON (2.30) FE Ở đây:
m ,m - bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn; H F
m =m =6 khi độ rắn mặt răng H F HB≤350 ; N
- số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc; HO N 2,4 HO=30 H HB N 2,4 ;
HO3=30.2502,4 =17067789 ; NHO4 =30.230 =13972305
N - số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; FO
N FO=4.106 đối với tất cả các loại thép; N ,N
- số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng HE FE tĩnh:
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 32
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU N =N =N =60 .C.n .t (2.32) HE FE II Σ
C- số lần ăn khớp trong một vòng, C = 1;
n - số vòng wuay trong một phút, vg n =426,25( ) ; II II pht
t - tổng số giờ làm việc của bánh răng đang xét;t =91728 (giờ ) Σ Σ
Thay số vào có kết quả:
N HE3=N FE3=N=60.1.426,25 .91728=2345943600(giờ) N >N ; N > N HE 4 HO 4 FE 4 FO4 Ta lấy N =N = =1 =1 HE HO và N N FE
FO khi đó có kết quả K HL và K FL ( đường công mỏi
gần đúng là đường thẳng song song với trục hành; tức là trên khoảng này giới
hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn uốn không thay đổi).
Từ công thức (2.1a) và (2.2a) có kết quả: [σ ] 570.1 = =518,181 MPa; H 3 1,1 [σ ] 530.1 = =481,818 MPa; H 4 1,1 [ 450.1.1 σ ]= =257,14 MPa; F 3 1,75 [σ ] 414.1 .1 = =236,571 MPa; F 4 1,75
Với bộ truyền động bánh răng trụ - răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép [σ ] H
là giá trị trung bình của [σ ] và [σ ] nhưng không vượt quá 1,25[ σ ] H 3 H 4 H min. Theo (2.12): [ σ ]+[σ ] [ 518,181+481,818 σ ]= H 3 H 4 = =499,9995 MPa . H 2 2
Kiểm tra sơ bộ ứng suất:
1,25[ σ ] =1,25.481,818=602,2725 MPa> [σ ]=499,9995 MPa. H min H
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 33
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Vậy ứng suát tiếp xúc đảm bảo điều kiện.
Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [ σ ] =2,8 σ (2.33) H max ch [ σ ] =0,8 σ √b2−4ac (2.34) F max ch [ σ ] =2,8.580=1624 MPa; H 3 max [ σ ] =2,8.450=1260 MPa ; H 4 max [ σ ] =0,8.580=464 MPa; F 3 max [ σ ] =0,8.450=360 MPa; F 4 max
c, Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền:
(*) Xác định khoảng cách trục: . K a ≥K (u+1) . 3 Hβ w o √ TII[ (2.36) σ ] 2.u.ψ H bo Trong đó:
K - hệ số, phụ thuộc và vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, a 1
K =43 MPa 3 Theo bảng 6.5 [1, tr.96]; a
T - mô men xoắn trên trục bánh chủ động, T =104115 (Nmm) ; II II
[σ ]- ứng suất tiếp xúc cho phép, [ ]=499,9995(MPa) ; H σ H u- tỷ số truyền, u =2,79 2 ;
Chọn ψ =0,3 theobảng6.6[1,tr.97 ] ba
Theo công thức (2.16) có ψbd=0,53 .ψba(u+1) ψ =0,53 .0,3 .(2,79+1)=0,603 bd
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 34
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
K - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng; Hβ
Theo bảng 6.6 [1, tr.98] có kết quả: K =1,03 Hβ sơ đồ 5. Có kết quả: a ≥ 43.(2,79+1 ) . 3 =130,4 (mm w 34 √ 104115.1,03 (499,9995)2.2,79 .0,3 Chọn a =130 ( w mm) .
(*) Xác định đường kính vòng lăn bánh nhỏ: .K (u+1) d =K . 3 Hβ w 3 d √TII[ (2.37) σ ]2 .u.ψ H bd Trong đó:
K - hệ số, phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng, theo bảng 6.5 [1, tr.96] có d 1 kết quả K =67,5 MPa3. d d =66,73(mm) w 3= 67,5. 3 √ 104115.1,03.(2,79+1) (499,9995)2.2,79 .0,603
d, Xác định các thông số ăn khớp: (*) Xác định mô đun:
Theo công thức có m=(0,01…0,02) . aw
m = (0,01 …0,02).130=(1,30 … 2,6). 34
Để thống nhất trong thiết kế và dựa theo bảng 6.8 [1, tr.98] ta chọn mô đun theo
tiêu chuẩn mô đun của bánh răng cấp chậm bằng mô đun của bánh răng cấp nhân, do vậy m =2 34 .
(*) Xác định số răng , góc nghiêng β và hệ số dịch chỉnh x:
+ Tính số răng bánh nhỏ: 2. a .cosβ z = w 3 m(u +1) (2.38) 34
Với bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng β= (8…20) o
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 35
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Chọn sơ bộ góc nghiêng β=10o 2.130 .cos 10° z =33,78 ( 3= răng ) ;Chọnz 2.(2,79+1) 3=34 ( răng) ;
Từ z3=34 (răng) tính tiếp z ;4
z4=u34 .z3=2,79.34=94,86 (răng) Lấy z =94 (răng ). 4
+ Tính lại góc nghiêng β theo công thức (6.32); m.z cosβ = 1 vớiz =( z +z ) 2. a t 3 4 ; w 2.(34+94) cosβ= =0,9846 2.130 β=10,06831°=10° 4' 60'
+ tính lại số răng bánh nhỏ:
2. a .cos β 2.130 .cos 10,06831° z = w = =33,77(răng) 3 m(u +1) 2 (2,79+1) 34 Lấy z =¿ 3 34 (răng)
+ Tính lại số răng bánh lớn:
z4=u34 .z3=2,79.34=94,86 (răng) Lấy z =¿ 4 94 (răng)
+ Tỷ số truyền thực tế: z u = 4 94 = =2,76 m z 34 3
+ Khoảng cách trục thực tế: m.(z a = 3 + z4 ) w 2. cosβ (2.39) 2. (34+94 ) a = =130,002(mm) w 2.cos 10.06831°
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 36
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU Lấy aw=130(mm)
e, Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên mặt răng của bộ truyền phải thỏa mãn điều kiện sau: σ =Z .Z .Z . ≤ [σ ] H M H ε √2.TII.KH(u+1) (2.40) b .u.d 2 H w w 3 Trong đó:
Z - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số của Z theo M M
bảng 6.5 [1, tr.96], có kết quả: ZM=274 MPa1/3 .
Z - hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc H Z = H √2.cos βb sin 2α (2.42) lw
Ở đây: βb- góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở tan β =cos α .tanβ (2.42) b l
Với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh. tan 20° α ) lw=αl =arctan ( tanα =arctan =20,287° cosβ cos 10,06831°
α - góc nghiêm prôfin gốc, theo TCVN1065: α=20o tan β = b
cos 20,287° . tan10,06831° = 0,17 βb=9,648=9°38' 53' Do đó theo (2.34): Z = = H
√2.cos βb √ 2.cos 9,648=1,741 sin 2αtw sin(2.20,287)
Z - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với hệ số trùng khớp ngang; ε
Khi tính gần đúng có thể xác định εα theo công thức:
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 37
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU ε 1
α= [1,88−3,2 ( 1 + ) ].cosβ z (2.43) 3 z4 ε = [1,88−3,2.( 1 1 + )].cos 10,06831°=1,72 α 34 94
Theo công thức (2.36c) có kết quả hẹ số kể đến trùng khớp của răng: Z = = =¿ ≥ 1 ε √ 1 √ 1 ε 1,72 khi εβ α
Với ε – Hệ số trùng khớp dọc, được tính như sau: β b .sinβ ε = w (2.44) β m .π
Trong đó: b =ψ .a =0,3.130=39 w ba w 39. sin 10,06831° ε =1,086>1 β = 2.3,14
K - hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: H K =K .K . K (2.45) H Hβ Hα Hv
Với K - hệ số kể đến sự phân bố không đề tải trọng trên chiều rộng vành răng, Hβ
theo bảng 6.7 [1, tr.98] có kết quả K =1,03 Hβ . sơ đồ 5.
Theo công thức có vận tốc vòng bánh nhỏ: π .d .n v= w 3 II 3,14.66,73.426,25 = =1,4885 (m/s) 60.103 60. 103
Với v = 1,4885 (m/s) theo bảng 6.13 [1, tr.106] ta dùng cấp chính xác 9. Theo
bảng 6.14 [1, tr.107] với cấp chính xác 9, v < 2,5(m/s) thì K =1,13 Hα . Theo công thức ta có: v =σ .g .v. H H o √awum
Theo bảng 6.15 [1, tr.107]: σ =0,002 H
Theo bảng 6.16 [1, tr.107]: g =73 o
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 38
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
vH=0,002.73 .1,4885 .√ 130 =1,491 2,76 Do đó, ta được: v .b .d 1,491.39.66,73 K =1+ H w w3 =1+ =1,016 Hv 2. T 2.104115.1,03 .1,13 II.K Hβ. KHα
Suy ra: K =K .K . K =1,03.1,13.1,016=1,182 H Hβ Hα Hv
Thay các giá trị vừa tính được ta có kết quả:
σ H=274.1,741 .0,76 .√2.104115.1,182 .(2,76+1)=503,8 MPa 39.2,76 . 66,732
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép:
Với v = 1,4885(m/s) < 5(m/s), lấy Z =1 v
; với cấp chính xác động học là 9, vậy
chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó gia công cần đạt độ nhám
R =1,25 μm…0,63 μm ,Z =1 vớid <700 (mm) suyra K =1 . Vậy theo công thức ta a R a xH được:
[ σ ]= [ σ ].Z .Z .Z = 499,9995.1.1.1=499,9995 Mpa = 500 Mpa H H v R xH −[σ ] −
% ∆ [σ ]= | σH H |.100 %=| 503,8 500 |.100 %=0,8 % H σ 503,8 H Ta thấy σ >[σ ] H
H nhưng sai số giữa ứng suất cho phép và ứng suất sinh ra là
% ∆ [σ ]=0,8 %<4 % vì sai số nhỏ lên vẫn thỏa mãn điều kiện cho phép. H
f, Kiểm nghiệm răng về độ bền mỏi uốn:
Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất sinh ra tại chan răng không được vượt
quá một giá trị cho phép: 2. T .K .Y .Y .Y σ = II F ε β F 3 ≤ [σ ] F 3 b F 3 (2.46) w .dw 3 .m σ .Y σ = F3 F 4 ≤[σ ] F 4 Y F 4 (2.47) F 3 Trong đó:
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 39
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
T - mô men xoắn trên trục bánh chủ động, T II II=104115(mm) ; m- mô đun pháp, m = 2 (mm);
b - chiều rộng vành răng, b w w=39(mm) ;
d - đường kính vòng lăn bánh chủ động, d =66,73 ( w 3 w 3 mm) 1 Y = ε
ε - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với εαlà hệ số trùng khớp ngang. α ε =¿ 1 =0,581 α 1,72 suy ra Y = ε 1,72 βo
Y β=1− 140 - hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với βo=10,06831°(đãtínhở mụctrên) . 10,06831° Y β=1− =0,93 140
Y và Y - hệ số dạng răng của bánh 3 và 4 phụ thuộc vào số tương đương,tính F 3 F 4 theo công thức: z z z = 3 = 4 v 3 và z cos3 β v 4 cos3 β z =¿ 34 =35,6 ; =36 v 3 lấy z cos3 10,06831° v 3 94 z = =98,48; lấy z =¿ 98 v 4 cos310,06831° v 4
Theo bảng 6.18 [1, tr.107], nội suy có kết quả:Y =3,80 =3,60 F 3 ; Y F4
K - hệ số tải trọng khi tính về uốn F K =K .K . K (2.48) F Fβ Fα Fv
Với K - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Fβ
khi tính về uốn, theo bảng 6.7 [1, tr.98]: chọn K =1,08 Fβ ;
K - hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn Fα
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 40
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
khớp khi tính về uốn. Theo bảng 6.14 [1, tr.107] K =1,37 Fα ;
K - hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn; Fv v .b .d K =1+ F w w3 Fv 2. T (2.49) II.K Fβ.K Fα V =δ .g .v. F F o √aw (2.50) u
Theo bảng 6.15 và 6.16 [1, tr.107], nội suy có kết quả δ =0,016 ,;g =73 F o v =11,932 F =0,016.73 .1,4885. √ 130 2,76 11,932.39 .67,73 K =1+ =1,102 Fv 2.104115 .1,08 .1,37 K =1,08.1,37.1,102=1.63 Fv
Thay các giá trị vừa tính ta được:
2.104115 .1,63 .0,581.0,93 .3,80 σ = =133,89 MPa F 3 39.66,73 133,89.3,60 σ = =126,8 MPa F 4 3,80 σ =133,89 MPa< F 3 [ σ ]=257,14 MPa; F3 σ =126,8 MPa< F 4 [σ ]=236,571 MPa. F 4
Vậy răng đảm bảo độ bền mỏi uốn.
g, Kiểm nghiệm răng về độ bền khi quá tải.
Có thể lấy hệ số quá tải: K =1,4 qt
Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy đòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại σ Hmax
không được vượt quá một giá trị cho phép: σ (2.51) Hmax=σ H . √ K ] qt≤ [ σ H max
Đồng thời để dề phòng biết dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 41
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU suất uốn cực đại σ
tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị Fmax cho phép: σ =σ .K ≤ [σ ] (2.52) Fmax F qt F max Với σ =503,8 MPa
H - ứng suất tiếp xúc, σ H
( đã tính ở mục trên);
σ - ứng suất uốn, (đã tính ở mục 6): F
σ =133,89 MPa ; σ =126,8 MPa; F 3 F 4
[ σ ] - ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép ( được tính ở mục trên). H max [ σ ] =1624 MPa ; [ σ ] =1260 MPa; H 3 max H 4 max
[ σ ] - ứng suất uốn cực đại cho phép( được tính ở mục trên). F max [ σ ] =¿ 464MPa; [ σ ] =360 MPa; F 3 max F 4 max
Thay các giá trị vào ta được:
σ Hmax=503,8. √1,4=596,1 MPa; σ =133,89.1,4=187,4 MPa ; F 3 max σ =126,8.1,4=177,52 MPa ; F 4 max Vậy: σ =596,1 MPa< [ ] =1624 MPa; Hmax σ H3 max σ
=596,1 MPa< [σ ] =1260 MPa; Hmax H 4 max σ =187,4 MPa<[σ ] =464 MPa; F 3 max F 3 max σ =177,52 MPa< =360 MPa. F 4 max [ σ ] F 4 max
Vậy răng đảm bảo độ bền mỏi tiếp xúc và độ bền mỏi khi quá tải.
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 42
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
h, Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ - răng nghiêng.
- Khoảng cách trục: aw=130(mm) - Mô đun pháp: m=¿ 2 (mm)
- Chiều rộng vành răng: b =¿ w 39 (mm) - Tỷ số truyền: u =¿ m 2,76
- Số răng bánh 3 và 4: z =¿ 3 34 z =94 4
- Hệ số dịch chỉnh: x =x =0 3 4
- Góc nghiêng của răng: β=10,06831°
Theo các công thức trong bảng 6.11 [1, tr.104] ta tính được: d3=dw3=66,73(mm)
d4=dw4=dw3 .u=66,73.2,76=184,17 (mm)
- Đường kính vòng đỉnh răng:
da3=d3+2.m=66,73+2. 2=70,73 (mm)
da4=d4+2.m=184,17+2.2=188,17 (mm) . - Đường kính đáy răng:
df 3=d3−2,5.m=66,73−2,5 .2=61,73(mm)
df 4=d4−2,5 .m=184,17−2,5 . 2=179,17(mm)
3, Thiết kế truyền động xích a, Chọn loại xích
Xích ống – con lắn gọi tắt là xích con lăn có ưu điểm và cấu tạo đơn giản, giá
thành chế tạo hạ, độ bền mòn cao. Do bộ truyền có tải trọng không lớn cho nên ta chọn loại xích này.
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 43
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
b, Xác định thông số của xích và bộ truyền xích:
(*) Chọn số răng đĩa xích:
Số răng đĩa xích nhỏ z1 được tính theo công thức sau: z1 = 29 – 2 uxích ≥19 (Do
số răng đĩa xích càng ít, đĩa bị động quay càng không đều, động năng và va đập
càng lớn và xích mồn càng nhanh, cho nên z ≥z ). 1 min
Ta có uxích = 2. Thay vào công thức trên ta có kết quả: z1 = 29 – 2 ×2 = 25 >19.
Vậy lấy z1 bằng 25 răng.
Số răng đĩa xích lớn z2 được tính theo công thức sau: z2 = uxích . z1 ≤ zmax (2.53)
Đối với xích ống con lăn: zmax = 120.
Thay số vào (2.53), ta được: z2 = 2× 25 = 50 < zmax
(*) Xác định bước xích p:
Điều kiện dẩm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng: Pt = P.k.kz.kn ≤ [P] (2.54)
Trong đó: Pt, P, [P] – lần lượt là công suất tính toán, công suát cần truyền và
công suất cho phép, (kW). Với P = PIII = 4,463 kW; 25 k Z01 z – hệ số răng; kz = = = 1 Z 25 1 n k 01
n – hệ số vòng quay; kn = = 200 = 1,31 n 152,78 III
Với z01 và n01 là số rang đĩa nhỏ và số vòng quay đĩa nhỏ dùng để thực nghiện
xác định công suất cho phép [P] (theo mục 5.2.2 tài liệu [1, tr.80]).
k – hệ số được tính theo công thức: k = k0kakđckbtkđkc
Các hệ số k0, ka, kđc, kbt, kđ, kc được cho trong bảnh 5.6 [1, tr.82]. theo đó, ta có:
k0 – hệ số kể đén ảnh hưởng của vị trí bộ truyền. Ở đây k0 = 1 (góc nghiêng
giữa đường nối hai tâm đĩa xích xo với đường nằm ngang 60o).
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 44
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
ka – hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích. Với khoảng cách trục a
= (30…50)p, lấy ka = 1. Chọn a = 40p.
kđc – hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng. Với vị trí trục
không điều chỉnh được, lấy kđc = 1,25.
kbt – hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn. Với môi trường làm việc có bụi,
bôi trơn bình thường, lấy kbt = 1,3.
kđ – hệ số tải trọng động. Với tải trọng va đập nhẹ, lấy kđ = 1,2.
kc – hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền. Với chế độ làm việc 3 ca, lấy kc = 1,45.
Thay số vào công thức k, ta được:
k = 1 . 1 . 1,25 . 1,3 . 1,2 . 1,45 = 2,828
Thay số vào công thức (2.54), ta được:
Pt = 4,463 . 2,828 . 1 . 1,31 = 16,5 kW.
Theo bảng 5.5 [1, tr.81], với n01 = 200 vg/ph và điều kiện Pt ≤ [P], ta chọn bộ
truyền xích một dãy có bước xích p = 38,1 mm.
Với bước xính đã chọn có [P] = 34,8 kW > Pt = 16,5 kW, kết luận xích đã chọn thỏa mã bền mòn.
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 45
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Ngoài ra, theo bảng 5.8 [1, tr83], bước xích p của xích đã chọn thỏa mãn điều
kiện pGhi chú: Trường hợp p > p cho trong bảng 5.8 hoặc muốn có bước xích nhỏ max
hơn có thể dùng xích nhiều dãy
(*) Xác định khoảng cách trục a và số mắt xích x:
- Khoảng cách trục sơ bộ asb:
asb = 40p = 40 . 38,1 = 1524 mm;
- Số mắt xích x được xác định theo công thức sau: Z +Z (Z x = 2a + 1 2 + 2−Z1)2 p p 2 4 π2 a
Thay số vào công thức trên ta được: 25+50 (50−25)2∙ 38,1 x = 2∙ 1524 + + = 117,896 38,1 2 4 π21524
Lấy số mắt xích chẵn: xc = 118. Tính lại khoảng cách trục theo công thức sau: a∗ = p [( Z Z
x − 1+Z2 )+√(x − 1+Z2 )2−2(Z2−Z1 )2] (mm) 4 c 2 c 2 π
Thay số vào công thức trên, ta được: a∗ = 38,1[( 25−50 25+50 − 118− )+√(118− )2−2 (50 25 )2] 4 2 2 3,14
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 46
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU = 1525,987 = 1526mm
Để xích không chịu căng quá lớn, càn giảm khoảng cách trục đi một lượng ∆a=(0,002…0,004)a∗.
Lấy ∆a= 0,003.a∗ = 0,003 × 1526 ≈ 5mm
Vậy a = a∗ - ∆a = 1526 – 5 = 1521 mm = 1,521m
- Kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây: Z n i = 1 III ≤ [i] (2.55) 15 xc
Thay số vào (2.55), ta được: i = 25× 152,78 = 2,1 15× 118
Với [i] là số lần va đập cho phép. Với xích con lăn, ứng với bước xích p =
38,1, tra bảng 5.9 [1, tr.85], ta được [i] = 20. Vậy i < [i], cho thấy sự va đập của các
mắt xích vào các răng trên đĩa xích nằm trong giới hạn cho phép, không gây ra nứt
gẫy các răng và đứt má xích .
(*) Kiểm nghiện xích về độ bền:
Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải
trọng va đập trong quá trình làm việc thì cần tiết hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn s: s = Q/(kđFt+F0+Fv) ≥ [s] (2.56)
trong đó: Q – tải trọng phá hỏng. với xích con lăn một dãy có p = 38,1 mm, tra
bảng 5.2 [1, tr.78], ta được Q = 127kN = 127000N;
kđ – hệ số tải trọng động, với tải trọng va đập nhẹ chọn kđ = 1,2 (theo bảng 5.6 tài liệu [1, tr.82]).
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 47
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU 1000∙P F III n Z p III 1
t – lực vòng trên đĩa xích: Ft = (N) mà vxích = (m/s) v xích 60∙ 1000
Thay số vào chông thức của v và Ft, ta được: v ∙ 25 ∙ 1000∙ 4,463 xích = 152,78 38,1 = 2,4 (m/s); Ft = = 1859,6(N) 60 ∙ 1000 2,4
Fv – lực căng do lực ly tâm gây ra (còn gọi là lực ly tâm), được tính theo công thức: F 2
v = qv (N). Với q là khối lượng một mét xích, tra bảng 5.2 [1, tr.78] với
p = 38,1mm, ta được q = 5,5 (kg/m). Thay số vào công thức Fv, ta được: Fv = 5,5 ∙ 2,42 = 31,68 (N)
F0 – lực căng do trọng lượng bánh xích bị dẫn sinh ra, được tính theo công
thức: F0 = 9,81kfqa (N). Với a là khoảng cách trục; kf là hệ số phụ thuộc độ võng f
của xích và vị trí bộ truyền , theo chỉ dẫn ở trang 85 [1] với bộ truyền đặt nghiêng
một góc 400 so vơi phương ngang, lấy kf = 4. Thay số vào công thức của F0 ta được:
F = 9,81 ∙ 4 ∙ 5,5 ∙ 1,521 = 328,26 (N) 0
Thay số vào công thức (2.56), ta được:
S = 127000/(1,2 ∙ 1859,6 + 328,26 + 31,68) = 49
Theo bảng 5.10 [1, tr.86], với p = 38,1 mm và n = 200vg/ph, ta tra được
[s]=8,5. Vậy s > [s], bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
(*) Đường kính đĩa xích:
Đường kính vòng chia của đĩa xính đẫn d1 và của đĩa xích bị dẫn d2 được tính theo công thức: p 38,1 d1 = 180° =
180° = 303,19; Lấy d1 = 304mm; sin sin Z1 25 p 38,1 d2 = 180° =
180° = 606,38; Lấy d2 = 606mm; sin sin Z2 50
Đường kính vòng đỉnh răng của xính dẫn da1 và và của đĩa xích bị dẫn da2
được tính theo công thức:
da1= p[0,54+cot( 180°)] = 38,1[0,54+cot( 180°)] = 322,16; lấy da1 =322mm Z1 25
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 48
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
da2= p[0,54+cot( 180°)] = 38,1[0,54+cot( 180°)] = 626,15; lấy da2 =626mm Z2 50
Đường kính vòng chân răng của đĩa xính dẫn df1 và đĩa xích bị dẫn df2 được tính theo công thức:
df1 = d1 – dr; df2 = d2 – dr Trong đó:
dr là đường kính con lăn, theo bảng 5.2 với p = 38,1mm, ta tra được dr=22,23mm.
Thay số vào công thức tren ta được:
df1 = 304 – 22,23 = 281,77 mm; df2 = 606 – 22,23 =583,77 mm
Vậy lấy: df1 = 282mm; df2 = 584mm.
(*) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc và chọ vật liệu đĩa xích:
Ứng suất tiếp xúc σH trên mặt răng đĩa xích phải kiểm nghiệm theo điều kiện: K +F σ ( Ft đ vđ) E H = 0,47√kr ≤ [σH] (2.57) A∙kd Trong đó:
[σH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, lấy theo bảng 5.11 [1, tr.86];
kr – hệ số ảnh hưởng của đĩa răng trên bánh xích, phụ thuộc vào z, và được lấy theo bảng sau: Z 15 20 25 30 40 50 60 kr 0,59 0,48 0,42 0,36 0,29 0,24 0,22
Đối với đĩa xích chủ động (đĩa 1), tra các bảng liên quan ta được:
Vớii z1 = 25, ta có: kr = 0,42;
Ft – lực vòng trên đĩa xích, (N). Lực vòng: Ft = 1859,6 (N) (theo kết quả tính toán ở phần trên)
Kđ – hệ số tải trọng động, với tải trọng va đập nhẹ Kđ = 1,2 (theo bảng 5.6 [1, tr.82]).
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 49
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Fvđ – lực va đập trên m dãy xích (ở đây m=1), được tính theo công thức: F 3 vđ = 13.10-7.nIII.p .m (2.58)
= 13.10-7.152,78.(38,1)3.1 = 10,984 (N)
E – môđun đàn hồi, (MPa); 2 E E E = 1 2 E1+E2
Mà E1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa: lấy E=2,1.105 Mpa.
A – diện tích chiếu của bản lề, (mm2), tra bảng 5.12 [1, tr. 87].
Với bước xích p = 38,1 ta được: A = 395mm2
Thay số vào (2.57), ta được: σ + )2,1 ×105
H1 = 0,47√0,42( 1859,6 ×1,2 10,984 = 303,6 MPa 395 ×1,2
Tra bảng 5.11, ta chọn thép 45 tôi cải thiện độ rắn bề mặt HB = 210 sẽ đạt
được ứng suất tiếp xúc cho phép [σ ¿=600 MPa H
đảm bảo độ bền tiếp xúc cho đĩa răng 1.
- Kiểm nghiệm độ bền của đĩa xích 2: K +F σ ( F )E t đ vđ2 H2 = 0,47√kr2 ≤ [σH] A∙kd Trong đó: k =0,24 r 2 do z = 50; F =¿ -7 3 -7 v đ2
13.10 .nIV.p .m = 13.10 .76,39.(38,1)3.1 = 5,492 (N) Suy ra: σ × + )2,1 ×105
H2 = 0,47√0,24 (1859,6 1,2 5,492 = 229,22 MPa 395 ×1,2 σ =229,22 MPa<[ ]=600 MPa H 2 σ H
Như vậy, dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn là HB = 210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép.
Kết luận: Với σ <[σ ] <[σ ] H 1 và σ
, Vậy cả 2 đĩa xích đều đảm bảo thỏa mãn độ bền H H 2 H tiếp xúc.
5, Xác định tác dụng lên trục
Lực căng trên bánh chủ động F1 và trên nhánh bị động F2:
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 50
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU F =F + F ;F =F +F 1 T 2 2 0 v
Trong tính toán thực tế có thể bỏ qua F và F nên F =F 0 v 1
t . Vì vậy lực tác dụng lên
trục được tính theo công thức: c=k .F x t (2.59)
Trong đó: k – Hệ số kể đến trọng lượng xích; k =1,15 khi bộ truyền nằm ngang x x
hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn 40°;
Ft – Lực vòng băng tải; Ft=1 859,6(N );
Thay vào (2.59) ta được: F =1,15 . 1859,6=2138,54 ( r N ).
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 51
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Bảng 2.2 Các thông số bộ truyền xích Các đại lượng Thông số Khoảng cách trục a=¿ 1521mm Số răng đĩa chủ động z =¿ 25 1 Số răng đĩa bị động z =¿ 50 2 Tỉ số truyền u =¿ 2 xích Số mắt của dây xích x=¿ 118
Đường kính vòng chia của đĩa xích - Chủ động: d =¿ 1 304mm - Bị động:d =¿ 2 606mm
Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích: - Chủ động:d =¿ a 1 322mm - Bị động:d =¿ a 2 626mm
Đường kính vòng chân răng đĩa xích: - Chủ động: d =¿ f 1 282mm - Bị động:d =¿ f 2 584mm Bước xích: p=¿ 38,1mm
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 52
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU Phần 3: Chọn khớp nối
Chọn khớp nối vòng đàn hồi vì loại này dễ chế tạo, thay thế, làm việc tin cậy
và sử dụng được rông rãi.
Với công thức là: Tt = k . T ≤ [T]với k là hệ số là việc theo bảng 16-1 [2,
tr.58] có kết quả k = 1,5…2 chọn k = 1,5.
Với mô men xoắn T = 32311 (Nmm) thì T = 32,311(Nm), theo bảng 16-10a [2,
tr.68], chọn kích thước khớp nối:
Bảng 3.1. Các thông số kích thước của khớp nối vòng đàn hồi T(Nm d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 L1 D3 L2 ) 63,0 25 100 50 124 60 45 71 6 570 4 28 21 20 20 0
Bảng 3.2. Các thông số kích thước của vòng đàn hồi T(Nm) d0 d1 d2 l l1 l2 l3 h 63 10 18 15 42 20 10 15 1,5
Kiểm nghiệm điều kiện bề dập của vòng đàn hồi theo công thức: σd = 2. k.T ≤ [σ Z .D .d .l d] (3,1) 0 0 3 Trong đó:
[σd] - ứng suất dập cho phép của vòng cao su [σd] = (2…4) MPa; 2.1,5.32311 ⇒ σd = = 1,51 (Mpa) 6.71.10 .15
Vậy σd = 1,51(MPa) < [σ] = (2…4) nên thỏa mãn điều kiện bền dập.
Kiểm nghiệm điều kiện bền của chốt k.T .l σ 0 u = < [σu] 0,1. d3 .D .Z 0 0 l trong đó: l 3 ;[σ 0 = l1 + 2
u] – ứng suất uốn cho phép, [σu] = (60…80) Mpa; 15 1,5.32311. (20+ ) ⇒[ σu] = 2 = 31,28 (MPa) 0,1. 103.71 .6
σu = 31,28(MPa) < [σu] (60…80) MPa
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 53
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Vậy diều kiện bề uốn của chốt được đảm bảo. Chọn khớp nối vòng đàn hồi có
các thông số nêu trên chấp nhận được.
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 54
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Phần IV: Tính toán thiết kế trục I, CHỌN VẬT LIỆU:
Với hộp giảm tốc chịu tải trọng nhỏ và trung bình (Ft = 1859,6N), vận tốc
vòng băng tải nhỏ (v= 1,8 m/s), vật liệu được chọn là thép 45 thường hóa để chế tạo.
Theo bảng 6.1 [1, tr.92], có các thông số sau: Độ rắn HB= (170…217);
Giới hạn bền: σ =600 MPa; b
Giới hạn chảy: σ =340 MPa;
II, TÍNH TOÁN. THIẾT KẾ TRỤC:
1, Xác định sơ bộ đường kính trục:
Đường kính các trục thứ k trong hộp giảm tốc (k= 1÷3), có thể lựa chọn gần
đúng theo công thức, như sau: dsb=3 (4.1) k √ Tk0.2[τ]
Với T – momen xoắn của trục thứ k; cụ thể: T1 = 32311 Nmm; TII = 104115 k
Nmm; TIII = 278974 Nmm; TIV = 508192 Nmm
[ τ − ứng suất xoắn cho phép ứng với vật liệu thép 45, có kết quả:
[ τ = (15…30)MPa. Chọn [τ ] = 15 MPa. Có kết quả: dsb=3 =3 =22,08 (mm);Lấyd sb=25(mm) I √ TI √32311 0.2[τ] 0,2.15 I dsb=3 =3 =32,61( mm) ; Lấydsb=35(mm) II √ TII √104115 0.2[τ ] 0,2.15 II dsb= 3
=3√278974 =45,31(mm);Lấydsb=50(mm) III √ TIII0.2[τ] 0,2.15 III dsb= 3
=3√ 508192 =55,33(mm);Lấyd sb=60 (mm) IV √ TIV0.2[τ] 0,2.15 IV Vậy có kết quả :
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 55
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU -
Đường kính sơ bộ trục I: dsb = 25 (mm) I -
Đường kính sơ bộ trục II: dsb= 35 (mm) II -
Đường kính sơ bộ trục III: dsb = 50 (mm) III -
Đường kính sơ bộ trục IV: dsb = 60 (mm) I
Từ đường kính sơ bộ vừa tính được, theo bảng 10.2 [1, tr.189], ta xác định
được chiều rộng gần đúng của ổ lăn. Với dsb=25 ( I mm)⇒ b01=17 (mm) dsb=35 ( II mm)⇒ b02=21(mm) dsb=50 ( III mm)⇒ b03=27 (mm) dsb=60 ( IV mm)⇒ b04=31(mm)
2, Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền và chọn chiều nghiêng cho cặp bánh răng trụ - răng nghiêng:
*Phân tích lực tác dụng khi ăn khớp giữa các cặp bánh răng
Lực tác dụng khi ăn khớp giữa các cặp bánh răng như thể hiện trên hình 4.1
Trong đó: Fa – Lựac pháp tuyến; F – Lực vòng; t F – Lực hướng tâm. r
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 56
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Hình 4.1. Lực tác dụng khi ăn khớp giữa các cặp bánh răng.
* Xác định chiều dài mayơ đĩa xích, mayơ bánh răng trụ được xác định theo
công thức: l = (1,2 …1,5)d m
Với d là đường kính trục lăn đĩa xích bánh răng.
- Chiều dài moay ơ đĩa xích (z5): l = ( = ( ) 50= ( m 32 1,2 …1.5)dIII 1,2… 1,5 60 …75)mm Lấy lm32=60(mm)
- Chiều dài moay ơ bánh răng trụ:
+ Với bánh răng trụ nhỏ (z3): l
= (1,2..1,5 )d = (1,2 … 1,5)35= ( 42 …52,5)mm m22 II Lấy lm22=50(mm)
+ Với bánh răng trụ lớn (z4): l = ( ) d = ( ) 50=60 …75¿ mm m33 1.2 … 1,5 III 1,2 …1,5 Lấy lm33=60(mm)
- Xác định chiều dài mayo bánh răng côn:
+ Với bánh răng côn nhỏ ( z ): 1 l = ( ) d 1= ( ) 25= ( ) m13 1,2 … 1,4 1,2 …1,4 30 …35mm Lấy lm13=30(mm)
+ Với bánh răng côn lớn (z2): l = ( ) d = ( ) 35= ( ) m23 1,2 … 1,4 II 1,2 …1,4 42 … 49mm Lấy l =49 mm m 23
- Xác định chiều dài moay ơ nửa khớp nối:
Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi nên theo công thức 10.13 [1, tr.189] có: l = ( = ( m 12
1,4 … 2,5)d1 1,4 …2,5)25= (35 …65,5)mm Lấy l =50 ( m 12 mm)
- Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10.3 [1,tr. 189] có:
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 57
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc
khoảng cách giữa các chi tiết quay
k = ( 8 …15)mm;Lất k =15(mm) 1 1
+ Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp (lấy giá trị nhỏ khi
bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc). k = ( =15 ¿) 2 5 … 15)mm;Lấy k2
+ Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ
k = ( 10 …20)mm;Lấy k =15 (mm) 3 3
+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : h = ( =20 (mm) n 15 … 20)mm;Lấy hn
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 58
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
- Xác định chiều dài các đoạn trụ, Theo bảng 10.4 [1,tr. 189]. Kích thước các
đoạn trục như thể hiện trên hình vẽ sau:
Xét đối với hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ, có kết quả: + Đối với trục I: l =−l =0,5 +b +h 12 c 12 (lm12 01)+k3 n ⇒ l =0.5 (50+17 )+15+20=68,5 ( 12 mm) l = ( )d = ( ) 25=( ) 11 2,5 … 3 1 2,5 …3 62,5 … 75mm Lấy l =70 ( 11 mm )
l13=l11+k1+k2+lm13+0.5(b01−b cos δ ) 13 1 ⇒
l =70+15+15+30+ 0.5 (17−27 cos 16,39 °)=125,548 (mm ) 13
Với b13 – Chiều rộng vành răng bánh răng côn nhỏ;
σ – Góc côn chia bánh răng côn nhỏ. 1 + Đối với trục II: l =0.5 ¿ 22 l =l + 0,5 ¿ 23 22
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 59
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU ⇒ l =65,5+0,5 ¿ 23
Với: σ – Góc côn chia bánh răng côn lớn. 2 l =l +l +b +3. k +2. k 21 m 22 m 23 02 1 ⇒ l21=50+49+21+3.15+2.15=195(mm) + Đối với trục III: l =0,5 +b
+h =0,5 ( 60+27)+15+20=78,5(mm) c 32 (lm32 03)+k3 n l =l =65,5 mm 33 22 l =l =195 mm 31 21
3, Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục: a, Tính cho trục I:
Sơ đồ tính trục I như thể hiện trên hình 4.2.
Hình 4.2. Lược đồ tính trục I
(*) Xác định lực tác dụng lên trục:
Các lực tác dụng lên trục I gồm có:
- Momen xoắn từ động cơ truyền cho trục I; T =32311 Nmm 1 2.T 1 - Lực vòng F = t 1 dm1
Với d −đườngkínhtrung bìnhbánhrăng cônnhỏ, d =54,7 ( m 1 m1 mm) ; 2.32311 ⇒ F = =1181( N) t 1 54,7
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 60
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU - Lực dọc trục F : a 1 F =F . tan α.sin δ Vớiα=20 ° ;δ =16,39 ° a 1 t 1 1 1
Fa1=1181. tan 20° .sin 16,39°=121,29(N ) - Lựchướng kínhF : r 1
Fr1=Ft1. tan α .cos δ1¿ 1181. tan 20° . cos 16,39°=412,38(N )
* Tính phản lực tại các gối B và C:
Giả sử chiều của phản lực R ,R ,R By Bx
Cy tại gối B và C theo phương x và y như hình 4.3 có:
- Phản lực trên gối đỡ trên mặt phẳng zOy:
Phương trình cân bằng mômen tại gối B như sau: ∑ d M =R .l −F .l +F . m1 =0 (B) Cy 11 r 1 13 a 1 2 d 54,7 .l −F . m1 412,38 . 125,548−121,29. ⇒ R 13 a 1 Cy = F rl 2 = 2 = 692,23 (N) l11 70
Phương trình cân bằng lực theo phương y: ∑ F =R +R −F =0; (y ) By Cy r 1 ⇒ R =F −R =412,38−692,23 By r 1 Cy = -279,85N
Vậy chiều của phản lực RBycó chiều ngược lại với giả thiết.
- Phản lực trên các gối đỡ trong mặt phẳng zOx:
Phương trình cân bằng mômen tại gối B như sau: ∑ M =R .l −F .l =0 (B) Cx 11 t 1 13 F .l ⇒ R t 1 13 Cx = = 1181.125,548 = 2118,2(N) l 70 11
Phương trình cân bằng lực theo phương x: ∑ F =R +R −F =0; (x) Bx Cx t 1
⇒ R =F −R =1181−2118,2=¿ Bx t 1 Cx -937,2 (N)
Vậy R cóchiều ngược lại với giảthiết . Bx
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 61
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Vẽ biểu đồ mômen uốn M và M trong mặt phẳng zOy và zOx và vẽ biểu đồ y x mômen xoắn M : z
- Mômen uống M y trong mặt phẳng zOy: +Tại gối D, có: d 54,7 M D=F . m1 =121,29. =3317 Nmm y a 1 2 2 +Tại gối C, có: M C=R 279,85.70 19589,5 Nmm y By.l11=− =− +Tại gối B, có: M B=0 y
- Mômen uốn Mxtrong mặt phẳng zOx: +Tại gối D, có: M D=0 x +Tại gối C, có: M C=R 937,2.70 65604 Nmm x Bx.l11=− =− +Tại gối B, có: M B=0 x
- Mômen xoắn M =T =32311 Nmm z 1
Hình 4.3 biểu đồ nội lực và bản vẽ phác trục I
(*) Tính đường kính trục:
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 62
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Với dsb=25 vật liệu thép 45 có σ ≥ 600 MPa theo bảng 10.5 [1, tr.195] có kết 1 b
quả ứng suất cho phép [σ ¿ = 63 MPa
Đường kính tại các mặt cắt được tính theo công thức: d =3 (4.2) j √ Mtd 0.1 [σ
Trong đó: M – momen tương đương nên các mặt cắt. Được tính theo công td thức : M = √ 2+M2 +0.75 .M2 td Mx y z
Xét mặt cắ trục tại điểm A ( điểm lắp khớp nối), từ biểu đồ momen ta thấy: M x=0 ;My=0;Mz=32311(Nmm) ⇒
M A= √02+02+0,75.323112 = 27982 (Nmm) td
Thay vào (4,2) có kết quả dA=¿ 3√27982 ¿16,43(mm) 0,1.63
- Tại chỗ lắp khớp nối có đường kính trục bằng 0,8 đường kính trục động cơ, với d
0,8.32 25,6 ; Lấy dA=25 (mm). đc =32 ( mm) ⇒ d A = =
- Xét tại điểm B (điểm lắp ổ lăn);
Dễ thấy M B =M A ⇒dB=16,43(mm) td td
- Xét mặt cắt tại điểm C (điểm lắp ổ lăn): M =65604 ( =19589,5 ( =32311(Nmm) x Nmm);My Nmm);Mz ⇒
M C= √656042+19589,52+0,75.323112=73963,73 ( Nmm) td Thay vào (4.2) ta được: dC= 3√73963,73 =23(mm) 0,1.63
- Xét mặt cắt tại D (điểm lắp bánh răng):
M =0 (Nmm) ;M =3317 ( Nmm);M =32311(Nmm) x y z M = √ 2 2 2 td
0 +3317 +0,75.32311 =28178,1(Nmm) Thay vào (4.2) ta được:
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 63
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU d D= 3√28178,1 =16,476(mm) 0,1.63
Do tại vị trí D có lắp rãnh then nên đường kính trục lấp tăng lên 4% d D=16,476+ ( 4 16,476 . )=17,13(mm) 100
Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết nên trục),
khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: d A=25(mm) d B=dC=30(mm) d D=20 (mm)
(b) Kiểm tra điều kiện bánh răng liền trục (xét tại điểm D):
Khi đường kính bánh răng gần với đường kính trục thì bánh răng được làm
liền với trục. Bánh răng làm liền với trục thì khoảng cadch từ chân răng tới rãnh
then phải thỏa mãn điều kiện:
X ≤ 1,8.m đối với bánh răng côn. te
Trong đó: m −môđunmút ngoài ,m =2,5 ; te te arctg (h ) có kết quả: θ = e f Re
với h −chiềucao răngngoài,h =5,5 ( mm); e e
R −chiềudàicôn ngoài, R =106,62 ( e e mm); ⇒ θ = arctg (5,5) = 0,747 f ° 106,62
σ F=δ1−θf =16,39 °−0,747 °=15,643°
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 64
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
- Đường kính đáy răng mặt mút nhỏ: d=2 ( R −b )sin σ e F
Với b – chiều rộng vành răng, b = 27 (mm)
⇒ d =2 (106,62−27 ) sin 15,643°=43(mm); ⇒ X = d −¿ ) 2
Với t =2,8 là chiều sâu trên lỗ, Theo bảng 9.1a [1, tr.173] ứng với d=20 (mm) 2
X=7,2 (mm) >1,8.2,25 = 4,05 (mm)
Vậy bánh răng côn nhỏ không thỏa mãn điều kiện liền trục. b, Tính cho trục II:
Sơ đồ tính toán trục II như hình vẽ:
Hình 4.4. Lược đồ ntisnh trụcc II l =65,5 ( 22 mm) ; l23=101,809(mm); l =195 (mm) . 21
(a) Xác định các lực tác dụng lên trục:
Các lực tác dụng lên trục II gồm có:
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 65
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
- Momen xoắn từ trục I truyền cho trục II, T =104115 ( II Nmm) ; - Lực vòng F =F =1181 (N ); t 2 t 1 2.T - Lực vòng F = II = 2.104115 = 3120,48 (N) t 3 d 66,73 w 3
d −đườngkínhvòngbánhlăn z ,d =66,73 ( w 3 3 w 3 mm) - Lực hướng trục : Fa2=Fr 1=412,38(N ) F =F . tan β a 3 t 3
Trong đó: β - góc nghiêng của răng, β=10,06831 ° ⇒
Fa3=3120,48. tan 10,06831°=554 (N ) - Lực hướng tâm: Fr2=Fa1=121,29(N ) tan α F =F . tw r 3 t 3 cosβ
Trong đó:α −góc ănkhớp ,α =20,287 ° tw tw ( tan 20,287 °) ⇒ F =3120,48 r 3 . = 1171,54 (N) cos 10,06831°
- Khi dời các lực về tâm trục ta được các momen uốn Ma2 và Ma3 và momen xoắn Mt2 và Mt3 d 186,59 M =F . m2 =412,38. =38472,9 ( Nmm) a 2 a 2 2 2
Với d =186,59−đường kínhtrung bìnhbánhrăng z ; m 2 2 d 66,73 M =F . w 3 =554. =18484,21(Nmm) a 3 a 3 2 2 d M =F . m2 186,59 =110163,68(Nmm) t 2 t 2 =1181. 2 2 d 66,73 M =F . w3 =3120,48. =104114,8 (Nmm) t 3 t 3 2 2
Vậy các lực tác dụng lên trục gồm: F =1181 (N) ; F t 2 t 3=3120,48( N )
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 66
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU F =412,38 ( N ) ; F a 2 a 3=554( N ) F = 121,29 (N) ; F r 2 r 3=1171,54 ( N ) M =38472,9 (Nmm) ; M a 2 a 3=18484,21( N ) M =110136,68 ( t 2 Nmm) ; Mt3=104114,8 (Nmm)
* Tính phản lực tại 2 gối A và D trên trục II:
Giả thiết chiều của các phản lực R ,R ,R ,R Ay Ax Dy
Dx tại các gối A và D theo 2
phương x và y như thể hiện trên hình 4.4, ta có:
- Phản lực trên các gối đỡ trong mặt phẳng zOy:
+ Phương trình cân bằng mômen tại gối A như sau: ∑ M y ) )
A=¿ R Dy.l21+ F r 2 . (l21−l23 − F r 3 . (l21−l22 − M a 2− M a 3=0 ¿ −F .93,191+F .129,5+M +M ⇒ R = r 2 r 3 a 2 a 3 Dy l21
−121,29.93,191+1171,54.129,5+38472,9+18484,21 R = Dy 195 R = 1012,14 (N) Dy
Vậy R có chiều cùng với chiều giả thiết. Dy
+ Phương trình cân bằng lực theo phương y: ∑ F =R +R +F −F =0 (y ) Ay Dy r 2 r 3 ⇒
RAy=Fr3−RDy−Fr2=1171,54−1012,14−121,29=38,11(N)
Vậy R có chiều cùng với chiều giả thiết. Ay
- Phản lực trên các gối đỡ trong mặt phẳng zOx:
+Phương trình cân bằng mômen tại gối A như sau:
∑ M xA=¿ RDx.l21+Ft3. (l21−l22 )+Ft2.(l21−l23 )=0¿ −F .129,5−F .93,191 −3120,48.129,5−1181.93,191 ⇒ R = t 3 t 2 Dx = 195 195 RDx=−2636,72(N )
Vậy R có chiều ngược với chiều giả thiết. Dx
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 67
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
+ Phương trình cân bằng theo phương x: ∑ F =R −R +F + F =0 x Ax Dx t 2 t 3 ⇒
R =R −F −F =2636,72−1181−3120,48 Ax Dx t 2 t 3 ¿−1664,76(N )
Vậy R có chiều ngược lại với giả thiết. Ax
Đặt các lực tác dụng lên trục ta vẽ được được biểu đồ momen như nhình vẽ:
Hình 4.5 biểu đồ nội lực và bản vẽ phác trục II
(*) Xác định đường kính các đoạn trục:
Tại các mặt cắt A,B,C,D: Với dsb=35 ( 11
mm) ,Vật liệu thép 45 có σ ≥ 600MPa, theo bảng 10.5 [1, tr.195] có
kết quả ứng suất cho phép [σ] =63MPa
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 68
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Đường kính tại các mặt cắt được tính theo công thức (4.2): d =3 j √ Mtd 0,1 [σ
Trong đó: Mtd – Mômen tương đương trên mặt cắt. Được tính theo công thức: M = √ 2+M2 +0,75. M2 td Mx y z
* Xét mặt cắt trục tại điểm B (điểm lắp bánh răng côn lớn z ): 2
Từ biểu đồ mo men ta thấy:
+ Với mặt cắt bên trái điểm B có: M =155141,65 ( =4935,25 ( =0 x Nmm);My Nmm);Mz
⇒ M T = √155141,652+4935,252+0,75. 02=155220,1(Nmm) td
Thay vào (4.2) có kết quả: dT = 3 = 29,09 (mm) B √155220,1 0,1.63
+ Với mặt cắt bên phải điểm B có: M =155141,65 ( =104115(Nmm) x Nmm);My=43408,15 ( Nmm);Mz
⇒ M P = √155141,652+43408,152+0,75. 1041152=184616,2(Nmm) td
Thay vào (4.2) có kết quả: d P =30,8(mm) B= 3√184616,2 0,1.63
- Tại vị trí lắp bánh răng trên đường kính phải tăng lên 4% 4 ⇒ d =30,8+ B (30,8. )=32,03(mm) 100
* Xét mặt cắt trục tại điểm C (điểm lắp bánh răng trụ nhỏ z ): 3
Từ biểu đồ momen có kết quả:
+ Xét mặt cắt bên trái điểm C có: M =172705,16 ( =104115 (Nmm) x Nmm) ;My=49195,8 ( Nmm) ;M z ⇒
M T = √172705,162+49195,82+0,75.1041152 td
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 69
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU ¿ 200941 √a2+b2(Nmm) Thay vào (4.2) ta được: dT = 3 = 31,71 (mm) C √200914 0,1.63
+ Xét mặt cắt bên phải điểm C có:
M =172705,16 (Nmm) ;My=67680,01 ( Nmm);M =0(Nmm) x z ⇒
M T = √172705,162+67680,012+0,75. 02=185493(Nmm) td Thay vào (4.2) ta được: d P= 3 =30,9(Nmm) C √185493 0,1.63
- Tại vị trí lắp bánh răng nên đường kính phải tăng lên 4% d =30,9+ ( 4 30,9. )=32,136(mm) C 100
*Các mặt cắt trục vừa tính được: dT=29,09 ( B mm) d P=30,8(mm) B dT=31,71(mm) C d P=30,9(mm) C
Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên
trục), khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục dựa theo dãy tiêu chuẩn như sau: d =d =40 ( B C mm) Hai vị trí lắp ổ lăn: d =d =35 ( A D mm) (*) Kết cấu trục:
Dựa theo các kích thước mặt cắt trục vừa chọn ở trên ta xác định được kết cấu trục như hình vẽ.
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 70
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU III, Tính cho trục III: Với l =78,5 ( mm) 32 l =¿ 33 65,5 (mm) l =65,5 ( 22 mm) l =195 (mm) ⇒ l 21 21−l33=195− 65,5=129,5(mm)
Sơ đồ tínnh toán trục III như hình vẽ:
Hình 4.6. Lược đồ tính trục III
(*) Xác định các lực tác dụng lên trục:
Các lực tác dụng lên trục III gồm có:
- Momen xoắn từ trục II truyền cho trục III T III=278974 (Nmm)
Frx−lực củabộtruyền xích, Frx=2138,54 (N )
- Lực vòng Ft4=Ft 3=3120,48(N )
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 71
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
- Lực hướng kính Fr4=Fr3=1171,54(N )
- Lực hướng trục Fa4=Fa3=554 (N )
Khi dời các lực về tâm trục ta được các lực tương ứng và momen uốn Ma4và momen xoắn M . t 4 d M =F w 4 184,17 a 4 a 4 . = 554. = 51015,09 (N) 2 2
*Tính phản lực tại các gối A và C:
Giả sử phản lực tại hai gối A và C theo phương x và y có chiều như hình vẽ, có kết quả:
- Phản lực theo phương trục y: ∑ M y ) ) A = R .l +F −M Cy 21+ F r 4 . (l21−l33 rx. ( l21+l32 a 4=0 M −F .129,5−F .273,5 ⇒ R = a 4 r 4 rx Cy 195
51015,09−1771,54.129,5−2138,54 R = =−3515,8(N ) Cy 195
Vậy RCy ngược chiều với giả thiết. ∑ F =¿ R +F +F −R =0¿ y Ay rx r 4 Cy ⇒
R =R −F −F =3515,8−12138,54−1171,54 Ay Cy rx r 4 ¿205,72(N )
- Phản lực theo phương trục x:
∑ M xA=¿ RCx.195+Ft4.129,5=0¿ .129,5 ⇒ R = Fr 4 = 3120,48.129,5 Cx = 2072,32 (N) 195 195 ∑ F =R +R −F =0 x Ax Cx t 4 ⇒
RAx=Ft4−RCx=3120,48−2072,32=1048,16(N )
* Vậy các lực tác dụng lên trục gồm: F =1171,54 ( t 4 =3120,48( N ) ; Fr4 N ) ; F =554 ( =51015,09 ( a 4 N ); Ma4 N );
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 72
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU Các phản lực: R =205,72 ( 3515,8(N Ay N ) ; RCy=− ) R =1648,16 ( N ) ; R Ax Cx=2072,32( N )
Hình 4.7 biểu đồ nội lực và bản vẽ phác trục III (a)
Xác định đường kính các đoạn trục, đặt các lực tác dụng lên trục và vẽ biểu đồ momen:
Từ biểu đồ momen ở hình trên ta đi xác định đường kính các mặt cắt tại các
điểm A, B, C, D theo công thức (4.2): d = 3√ Mtd 0,1.[σ ] Trong đó: M = √ 2 2 2 td M +M +0,75. M x y z
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 73
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU Với dsb=50 ( III
mm) ,Theobảng10.5 [1, tr.195] có kết quả: [σ]=50 MPa.
* Xét mặt cắt trục tại điểm B (điểm lắp bánh răng trụ):
Từ biểu đồ momen ta thấy:
+ Với mặt cắt bên trái điểm B có: M =135736,72 ( =26640,74 ( =0 x Nmm);My Nmm) ;Mz ⇒
M T = √135736,722+26640,742+0,75. 02=138326,38(Nmm) td Thay vào (4.2) ta được: T dT = 3 = 3 = 30,24 (mm) B √ Mtd √138326,38 0,1[σ ] 0,1.50
+ Với mặt cắt bên phải điểm B có: M =135736,72 ( =77655,83 ( =278974 (Nmm) x Nmm);My Nmm);Mz ⇒
M P = √135736,722+77655,832+0,75.2789742 td ¿ 287792,9(Nmm) Thay vào (4.2) ta được: p d p = 3 = 3 = 38,61 (mm) B √ Mtd √287792,9 0,1[σ ] 0,1.50
- Tại vị trí lắp bánh răng nên đường kính phải tăng lên 4% 4 ⇒ d =38,61+ B (38,61. )=40,2(mm) 100
* Xét mặt cắt trục tại điểm C (điểm lắp ổ lăn) có:
M =0 (Nmm) ;M =167866,36 (Nmm);M =278974 (Nmm) x y z ⇒
M T = √02+167866,362+0,75. 2789742=294192,1(Nmm) td Thay vào (4.2) ta được: C d = 38,9 (mm) C = 3√ Mtd = 3√294192,1 0,1[σ ] 0,1.50
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 74
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
* Xét mặt cắt bên phải điểm D ( điểm lắp đĩa xích nhỏ) có:
M =0 (Mmm); M =0 (Nmm);M =287974 (Nmm) x y z ⇒
M T = √02+02+0,75.2879742=249392,8 (Nmm) td Thay vào (4.2) ta được: D d P= 3√ Mtd =3 =36,81( mm) D √249392,8 0,1[σ] 0.1 .50
- Tại vị trí lắp đĩa xích nên đường kính phải tăng lên 4% d =36,81+ 4 D (36,81. )=38,28(mm) 100
* Vậy có kết quả các đường kính trục sơ bộ là : d =45 ( B mm) d =d =40 (mm) A C d =38 ( D mm ) (b)
Định kết cấu trục: Dựa theo các kích thước mặt cát trục vừa chọn ở trên
ta xác định được kết cấu trục như hình vẽ. 4. Tính cho trục IV
Sơ đồ tính toán trực IV như hình vẽ:
Chiều dài may ơ xích: l = ( 1,2 …1,5)d=65. (1,2 …1,5) (mm) mx l = ( =80(mm) mx 78 … 97,5)(mm) lấylmx
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 75
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU với k1=k2=15 (mm) Chiều dài tang quay: l =350 ( 1,2 …1,5).l =450 mm nt mm)(doD=( ) nt l =b +2. + =31+ 2. ( 15+15)+350=441(mm) 41 04 ( k k 1 2) +lnt
l =0,5. (b +l )+2. (k +k )+l +b +h +k 42 04 mx 1 2 nt 04 n 3 hayl =l +0,5. ( b +l )+h +k 42 41 04 mx n 3
¿ 441+0,5. ( 31+80)+20+15=531,5(mm)
(*) Các lực tác dụng lên trục IV gồm có: Frx=2138,54 (N )
Lực vòng trên băng tải: Ft=1859,6 (N)
Momen xoắn trên trục IV là TIV=508192(Nmm)
* Tính trục tại hai gối A và C - Phản lực theo trục y: ∑ F =R +R +F −F =0 y Ay Cy t rx ⇒
R +R =F −F =2138,54−1859,6=278,94 (N)(¿) Ay Cy rx t
∑ M yA=RCy.l41+Ft.175,5−Frx.l42=0 F .l −F .175,5
2138,54 . 531,5−1859,6 . 175,5 ⇒ R = rx 42 t = =1837,35(N ) Cy l 441 41 Thay R − =−1558,41(N )
Cy vào (*) có kết quả R Ay=278,94 1837,35
Vậy R ngược chiều so với giả thiết Ay
- Phản lực theo trục x: R =R =0 Ax Cx
Vậy có lực tác dụng lên trục gồm: Frx=2138,54 (N ) ; RAy=−1558,41(N) ; Ft=1859,6 (N); RCy=1837,35(N ) ;
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 76
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Hình 4.8 biểu đồ nội lực trục IV
(*) Xác định đường kính các đoạn trục:
Từ biểu đồ momen ở hình trên ta đi xác định đường kính các mặt cắt tại các điểm A,
B, C, D theo công thức (4.2): d= 3√ Mtd 0,1.[σ ] Trong đó: M = √M2+M2+0,75 M2 td x y z Với dsb=60 ( IV
mm) , Theo bảng 10.5 [1, tr.195] có kết quả: [σ ]=50MPa
* Xét mặt cắt trục tại điểm B (điểm lắp băng tải):
Từ biểu đồ momen ta thấy:
+ Với mặt cắt bên trái điểm B có:
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 77
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
M =0 (Nmm) ;M =413757,86 (Nmm) ;M =0 (Nmm) x y z ⇒
M T = √02+413757,862+0,75.02=413757,86(Nmm) td Thay vào (4.3) ta được: T dT=3√ Mtd =3 =43,58(mm) B √413757,86 0,1 [σ ] 0,1.50
+ Với măt cắt bên phải điểm B có:
M =0 (Nmm) ;M =413757,86 (Nmm) ;M =508192(Nmm) x y z
⇒ M P = √02+413757,862+0,75.5081922=604061,17(Nmm) td P ⇒ d P=3√ Mtd =3 =49,43(mm) B 0,1.[σ ] √ 604061,17 0,1.50
- Tại vị trí lắp băng tải nên đường kính phải tăng lên 4% d =49,43+ 4 B (49,43. )=51,41(mm) 100
* Xét mặt cắt trục tại điểm C (điểm lắp ổ lăn) có: M =0 ( =128517,79 ( =508192(Nmm) x Nmm) ;My Nmm);Mz ⇒
M T = √02+128517,792+0,75.5081922=458487,89(Nmm) td Thay vào (4.2) ta được: C d = 3√ Mtd =3 =45,09(mm) C 0,1.[σ ] √458487,89 0,1.50
* Xét mặt cắt tại điểm D (điểm lắp đĩa xích nhỏ) có:
M =0 (Nmm) ;M =0 ( Nmm);M =508192(Nmm) x y z ⇒
M D= √02+02+0,75.5081922=440107,18(Nmm) td Thay vào (4.2) ta được: D
d P= 3√ Mtd =3√440107,18 =44,48(mm) D 0,1[σ ] 0,1.50
- Tại vị trí lắp đĩa xích nên đường kính phải tăng lên 4%
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 78
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU d =44,48+ 4 D (44,48. )=46,26 (mm) 100
* Vậy xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên
trục), khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục theo dãy tiêu chuẩn như
sau có kết quả các đường kính trục sơ bộ là : d =60 ( B mm); d =d =55 ( A C mm); d D=52(mm)
a) Định kết cấu trục: Dựa theo các kích thước mặt cắt trục vừa chọn ở trên ta xác
định được kết câu trục như hình vẽ: Phần 5: Tính chọn then
Then dùng để cố định bánh răng trên trục theo phương tiếp tuyến và truyền
mô men xoán từ trục đến các chi tiết lắp trên trục đến các chi tiết lắp trên trục và
ngược lại. Thật ra, ứng suất dập và ứng suất cắt cũng biến đổi theo thời gian.
I) Chọn then cho trục I
Đường kính trục tại điểm lắp bánh răng côn nhỏ d=20(mm), theo bảng 9.1a [1,
tr.173] có kết quả kích thước của then: b=6 ; h=6 ; t =3,5 ; =2,8 1 t2
Bán kính góc lượn : + Nhỏ nhất: 0,16 + Lớn nhất: 0,25
Từ phần trục có kết quả chiều dài mayơ bánh răng côn nhỏ: l =30 (mm) m 13
Với l = (0,8 …0,9).l = (0,8 …0,9).30= (24 …27). t 1 m 13
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 79
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Theo tiêu chuẩn bảng 9.1a [1, tr.173] chọn chiều dài then lt1=25(mm) .
(a) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then: 2. T σ = I ≤ [σ ] (5.1a) d d.l d t . (h−t 1 )
T −moo men xoắntheotrục I ,T =32311 Nmm; 1 1
l −chiềudàithenlàm việc; t l =l −b=25−6=19 (mm) t t 1
[ σ ] - ứng suất dập cho phép, theo bảng 9,5 [1, tr.178] với dạng răng lắp cố d
định , vật liệu mayơlà thép , đặc tính tải trọng tĩnh:[ σ ¿=150 MPa; d 2 .32311 ⇒ σ = =68,02 d 20. 19.(6−3,5 ) ⇒ σ =68,02 MPa< d [ σ ]=150 MPa. d
Vậy then đảm bảo đủ điều kiện bền dập
(b) Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then: 2. T τ = 1 ≤ [τ ] (5.1b) c d.l c t .b Thay vào có kết quả; 2 . 32311 τ = =28,343 MP c 20. 19 .6
[ τ ]−ứngsuất cắt cho phép, [τ ] = ( 60 …90)MPa; [ τ ]=60 MPa c c c ⇒ τ < c [ τ ] . c
Vậy then đảm bảo điều kiện bền cắt.
II) Chọn then cho trục II
Tại mặt cắt lắp bánh răng cônvà bánh răng trụ có d=40(mm), theo bảng 9.1a
[1, tr.173] có kết quả kích thước của then: b=12 ; h=8 ; t =5;t =3,3 1 2
bán kicnhs góc lượn: + nhỏ nhất: 0,25 + lớn nhất: 0,4
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 80
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Từ phần trục có kết quả chiều dài mayơ bằng bánh răng: l =49 ( mm);l =50 ( mm). m23 m22
Với l = (0,8 …0,9).l = (0.8 …0,9).49= (39,2 …44,1). t 2 m 22
Theo tiêu chuẩn (bảng 9.1a) chọn chiều dài then L =40 (mm) t 2
(a) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then 2.T σ = II ≤[ σ ] ( d 5.1 c) d.l ( h−t d t 1 )
T −mô men xoắntrêntrục II ,T =104115 Nmm; II II l −¿ t
chiều dài then làm việc ; l =l −b=40−12=28 ( t t 2 mm)
[σ ¿¿ d ]¿- ứng suất cho phép , Theo bảng 9,5 [1, tr.178] với dạng răng lắp cố
định vật liệu mayơ là thép, đặc tính tải trọng tĩnh:[σ ¿=150 MPa d 2. 104115 ⇒ σ = =61,97 MPa d 40.28. (8−5 )
⇒ σ =61,97 MPa<[ ]=150 MPa d σd
Vậy then đảm bảo điều kiện bến dập.
(b) Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then: 2.T τ = II ≤ [τ ] (5.1d) c d.l c t .b Thay vào có kết quả: 2. 104115 τ = =15,49 MPa c 40.28. 12
[τ ]−ứngsuất cắt cho phép, [τ ]= (60 …90)MPa; [ τ ]=60 MPa c c c ¿>τ < c [τ ]. c
Vậy then đảm bảo điều kiện bền cắt.
1. Chọn then cho trục III
Tại mặt cắt lắp bánh bánh răng trụ lớn có d = 45(mm), do đó theo bảng 9.1a
[1, tr.173] có kết quả kích thước của then: b=14 ; h = 9 ; t =5,5 ;t =3,8 1 2
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 81
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
bán kính góc lượn:+ nhỏ nhất : 0,25 + lớn nhất :0,4
Từ phần trục có kết quả chiều dài mayơ bánh răng trụ lớn: l =60 ( m 33 mm) Với l = ( = ( t 3
0,8 … 0,9).lm33 0.8 …0,9). 0= (48 …54).
Theo tiêu chuẩn bảng 9.1a chọn chiều dài then L =50 ( t 3 mm)
a) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then 2.T σ = III ≤ [ σ ] (5.1 e) d d.l (h−t d t 1 )
T −mô men xoắntrêntrục III ,T =278974 Nmm; III III l −¿ t
chiều dài then làm việc ; l =l −b=50−14=36 (mm) t t 3
[σ ¿¿ d ]¿- ứng suất cho phép , Theo bảng 9,5 [1, tr.178] với dạng răng lắp cố
định vật liệu mayơ là thép, đặc tính tải trọng tĩnh: [σ ¿=150 MPa d 2.278974 σ = =98,4 MPa d 45 . 36.(9−5,5 ) σ =98,4 MPa< d [σ ]=150 MPa d
Vậy then đảm bảo điều kiện bến dập.
b) Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then: 2. T τ = III≤ [τ ] (5.1 f) c d.l c t .b Thay vào có kết quả: 2. 278974 τ = =24,6 MP c 45 .36 . 14
[ τ ]−ứngsuất cắt cho phép, [τ ] = ( 60 …90)MPa;=¿τ < [τ ]. c c c c
Vậy then đảm bảo điều kiện bền cắt.
Việc tính độ bền mỏi dập và độ bền mỏi cắt có thể tham khảo tài liệu[55]
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 82
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Phần VI: Tính chọn ổ trục
I) CHỈ DẪN CHUNG VỀ TÍNH CHỌN Ổ LĂN
Có kết quả cấu tạo bộ truyền là bánh răng côn – trụ hai cấp. Do có yêu cầu
cao về độ cứng vững của ổ nên ta dùng ổ đũa côn cho cả 3 trục vì giá thành đắt hơn
không nhiều so với ổ bi đỡ và có độ cứng vững cao, đảm bảo được đọ chính xác vị
trí tương đối giữa các trục lên chi tiết quay trên trục.
Chọn cấp chính xác ổ lăn: 0.
Ổ lăn được chọn theo hai chỉ tiêu:
+ Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ bề mặt làm việc.
+ Khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư.
Do ổ làm việc có số vòng quay khá lớn nên ta chọn ổ theo cả hai khả năng tải động và tải tĩnh. ¿ Khả năng tải động C =Q .m√L (6.1) d Trong đó.
Q – tải trọng động quy ước, kN
L – tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay;
m – bặc của đường cong mỏi khi thử ổ lăn, đối với ổ đũa m=10/3;
L - tuổi thọ của ổ tính bằng giờ, đối với hộp giảm tốc: h Lh= (10 …25). 103 giờ
Xác định tải trọng động quy ước: Q= ( X .V .F +Y.F ) .k .k (6.2) r a t đ
F ,F −tảitrọng hướngtâmvàtảitrọngdọctrục r a
V - hệ số kể đến vòng trong quay, V=1; k −¿ =1 t
hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt khi nhiệt độ θ=150∘C ;
k −hệ số kể đếnđặc tính củatảitrọng ,bảng11.3 [ đ
1 ,tr.215 ] với tải trọng va đập nhẹ k đ
= (1 … 12), vì hộp giảm tốc có công suất nhỏ nên chọnk =1; đ
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 83
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
X, Y – hệ số tải trọng hướng tâm và dọc trục;
¿ Khả năng tải tĩnh được tính theo công thức: Q =X .F .Y .F t 0 r 0 a (6.3) Trong đó: X ,Y −¿ 0 0
Hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, cho trong bảng
11.6 [1, tr.221]: với X =0,5 vàY =0,22 cotgα; 0 0
II) CHỌN Ổ LĂN CHO TỔNG TRỤC
1) Tính chọn ổ cho trục I:
Vì lực của khớp nổi vòng đàn hồi tương đối nhỏ so với các lực vòng và lực
chiều trục, nên trong phạm vi gần đúng có thể tạm bỏ qua.
Hình 6,1. Lược đồ tính chọn ổ trục I
Các lực tác dụng lên ổ: - Tại gối B: R =937,2 ( Bx N ); RCy=279,85(N )
Tổng phản lực tác dụng lên ổ :
F = √ 2 +R2 = √937,22+279,852 = 978,1(N) rB RBx By - Tại gối C: R =2118,2 (N) ;R =692,23 (N) Cx Cy
Tổng phản lực tác dụng lên ổ: F = √ 2 + R2 = √ 2 2 ( rC R 2118,2 +692,23 =2228 N) Cx Cy Xác định tỉ số:
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 84
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU Fa1 121,29 = =0,124 F 978,1 rB
Ta thấy lực dọc trục khá nhỏ so với lực hướng tâm nhưng do trục lắp bánh
răng cần nâng cao độ cứng vững nên ta chọn ổ côn đũa cỡ nhẹ, có kí hiệu và các
thông số sau bảng P2.11 [1, tr.261]: Kí hiệu : 7206 Có d=30(mm) C=29,80(kN) C =22,30 (kN) 0 α=13,67∘ ;
(a) Kiểm nghiện khả năng tải động của ổ:
- Tính lực dọc trục F dolựchướngtâm F tác dụng lên ổ sinh ra. s r F =0,83. e.F s r (6.4)
Với e =1,5 . tgα=1,5 .tg13,67∘=0,364
⇒ FSB=0,83. 0,364. FrB=0,83.0,364. 978,1=295,5(N )
⇒ F =0,83 . 0,364 .F =0,83 .0,364 .2228=673,12( N ) SC rC
Lực dọc trục tác dụng lên ổ:
∑ F =F +F =673,12+121,29=794,41 ( aB SC al N)
∑ F =F −F =295,5−121,29=204,62 ( aC SB al N) Ta thấy ∑ F =794,41 ( =295,5 ( =794,41 ( aB N )>FSB N );LấyFaB N ) ∑ F =174,21 ( =673,12 ( =673,12(N ) aC N ) N );Lấy FaC
Xác định hệ số X,Y theo bảng 11.4 [1, tr.215 có kết quả: X =0,40 B Y ∘
B =0,4 .cotgα=0,4 .cotg13,67 =1,64 FaC 673,12 = =0,3021V .FrC 1. 2228
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 85
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Theo bảng 11,4 [1, tr.215] ta được : X =1;Y =0 C C
Theo công thức 6.2 có kết quả tải trọng quy ước ổ B và C là: Q = .V .F +Y .F B ( X B rB B aB) .k .k ; 1 đ Q = .V .F +Y .F C ( XC rC C aC ) .k .k . r đ Thay số:
Q = (0,40 . 1. 978,1+1,64 . 794,41).1 .1=1694,07(N ) B
Q = (1.1.2228+0 .673,12 ).1 .1=2228(N ) C
Ta thấy Q >Q nênta chọnQ để tínhcho ổ C C B C Theo (6.1) có kết quả: 1 C =Q . 3√ đ C L 60.n .L Với L=¿ I hi 106
n −Số vòngquay của trục I ,n =1445 ¿ I I /ph)
L -tổng số giờ làm việc (đã được tính ở mục 2 của phần bộ truyền bánh răng hi trụ - răng nghiêng ); L =t =64800 ( hi Σ giờ ) Thay vào ta được : 60. 1445.64800 L= =5618,16 106 10
⇒ C =2228. 3√5618,16= 29702,53(N) d C =2977 (N )d
Vậy kiểu ổ 7206 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng động.
(b) kiểm nghiệm khả năng tải trọng tĩnh của ổ:
Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n<1 vg/ph, tiến
hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư theo điều kiện: Q ≤C t 0 (6.5)
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 86
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU Với C −¿ 0
khả năng tải tĩnh , cho trong các bảng tiêu chuẩn ổ lăn , phụ thuộc vào loại ổ và cỡ ổ;
Tải trọng tĩnh quy ước được xác định như sau: Q =X .F +Y .F t 0 r 0 a (6.6) ⇒ Q (N )
t =0,5 . 2228+ 0,22 cotg 13,67∘ . 121,29=1224 Q =1,224 ( =22,30 ( t kN )kN)
Vậy kiểu ổ 7206 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng tĩnh. - Kích thước ổ: Kiểu d D D d B C T r r α C C 1 1 l 0 ổ
(mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (độ) (kN) (kN) 7206 30 62 60,6 45,6 16 14 17,22 1,5 0,5 13,67 29,80 22,30
2) Tính chọn ổ cho trục II:
Hình 6.2. Lược đồ tính chọn ổ trục II
Các lực tác dụng lên ổ: - Tại gối A: R =38,11 (N )R =1664,76 (N ) Ay Ay
Tổng phản lực tác dụng lên ổ A:
F = √ 2 +R2 = √ 1664,762+38,112=1665,2(N ) rA RAx Ay - Tại gối D: R =2636,72 ( =1012,14(N ) Dx N )RDy
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 87
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Tổng phản lực tác dụng lên ổ D:
F = √R2 +R2 = √2636,722+1012,142 = 2824,31(N) rD Dx Dy Tổng lực dọc trục :
FrD=Fa3−Fa2=554−412,38=141,62(N) Xác định tỉ số: Fat 141,62 = =0,085 F 1665,2 rA
Chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ với đường kính ngõng trục d=35(mm) được ổ kí hiệu 7507 có : D = 35(mm) ; α=13,00° C = 50,20(kN) ; C =¿ 0 40,30(kN)
(a) kiểm nghiện khả năng tải động của ổ:
e =1,5 . tan α = 1,5 . tan13,00∘=0,347 Theo công thức (6.4)
FSA=0,83.e .FrA=0,83. 0,347 . 1665,2=479,6(N )
FSD=0,83.e . FrD=0,83 . 0,347 . 2824,31=816,3(N )
- Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ:
∑ F =F −F =816,3−141,62=674,68 ( aA SD at N )
∑ F =F +F =479,6+141,62=621,22 ( aD SA at N ) Ta thấy: ∑ F =674,68 ( =479,6 ( =674,68 ( aA N)>F SA N );LấyFaA N ) ∑ F =621,22 ( =816,3 ( =816,3 ( aD N) N);LấyFaD N )
¿Xác định hệ số X , Y: F - Với ổ A: aA 674,68 = =0,405>e=0,347 V .F 1 . 1665,2 rA
Theo bảng 11.4 [1, tr.215] ⇒ X =1 ;Y =0. A A
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 88
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU F - Với ổ D = aD 816,3 = =0,298V .F 1.2824,31 rD
Theo bảng 11.4 [1, tr.215] ⇒ X =1;Y =0 D D
¿ Tảitrọng quyước trênổ A và D là: Q = .V .F +Y .F A ( X A rA A aA ) .k .k t đ ⇒
Q =( 1 .1 .1665,2+0 . 674,68) 1.1=1665,2 ( N) A Q =( X .V .F +Y .F ).k .k D D rD D aD t đ ⇒
Q =( 1 . 1. 2824,31+0 . 816,3) .1 .1=2824,31 ( D N )
Dễ thấy Q >Q tathấyQ để tính. D A D 10 C =Q . 3√ d D L 60 .n .L Với L = II hi 60.426,25 . 64800 = = 1657,26 106 106 10 ⇒
C =2824,31. 3√1657,26=26105,4 ( d N )=26,105 (kN) ⇒ C =26,105 ( d
kN)Vậy ổ đảm bảo khả năng chịu tải trọng động.
(b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n <1 vg/ph, tiến
hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư theo điều kiện: Q ≤C (6.7) t 0
Với C - khả năng tải tĩnh,cho trong các bảng tiêu chuẩn ổ lăn, phụ thuộc vào 0 loại ổ và cỡ ổ;
Tải trọng tĩnh quy ước được xác định như sau: Q =X .F +Y .F t o r o a (6.8) ⇒
Qt=0,5 . 2824,31+0,22cotg13,00∘. 554=1940,1(N ) Q =1,94 (kN )t o
Vậy ổ đảm bảo khả năng chịu tải trọng tĩnh.
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 89
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU - Kích thước ổ:
2) Tính chọ ổ cho trục III:
Hình 6.3. Lược đồ tính chọn ổ trục III
Các lực tác dụng lên ổ: - Tại gối A: R =205,72 (N ) ;R =1048,16(N ) Ay Ax
Tổng phản lực tác dụng lên ổ C:
F = √R2 +R2 = √1048,162+205,722=1068,2(N ) rA Ax Ay - Tại gối C: R =2072,32 ( =3515,8(N ) Cx N) ;RCy
Tổng phản lực tác dụng lên ổ C:
F = √ 2 + R2 = √2072,322+3515,82=4081,1(N) rC RCx Cy
Tổng lực dọc trục ngoài: Fat=Fa4=554(N ) F Xác định tỉ số: at 554 = =0,5186 F 1068,2 rA
Chọn sơ bộ ổ đũa côn cỡ nhẹ ứng với ngõng trục lắp ỏ d=40(mm) có: Kí hiệu: 7508 D = 40(mm) ; α= 14,25∘
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 90
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU C = 53,90(kN¿ ; C0=44,80(kN)
(a) Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ:
e=1,5 .tgα=1,5 . tg 14,25∘=0,38
Lực dọc trục phụ do lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra, theo (6.4):
FSA=0,83.e FrA=0,83 .0,38 . 1068,2=336,91(N )
F =0,83 .e.F =0,83 . 0,38 . 4081,1=1287,18 (N) sc rC
- Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ :
∑ F =F +F =1287,18+554=1848,18 ( aA SC at N)
∑ F =F −F =336,91−554=−217,09 ( aC SA at N )
Dấu (-) chứng tỏ ∑ F có chiều ngược với F aC SA. Dễ thấy: ∑ F =1848,18 ( =336,91 ( =1848,18 ( aA N )>FSA N );LấyFaA N ) ∑ F =217,09 ( =1287,18 ( =1287,18 ( aC N) N );Lấy F N) sc aC ¿Xác định hệ số X, Y: F - Tại gối A: aA 1848,18 = =1,73>e=0,38 V .F 1 . 1068,2 rA
Theo bảng 11.4 [1, tr.215] => X =0,40 A Y ∘
A =0,4 .cotgα= 0,4 .cotg 44,80 =0,4 F - Tại gối C: aC 1287,18 = =0,31V .F 1 . 4081,1 rC
Theo bảng 11.4 [1, tr.215] => X =1,Y =0 C C
¿ T ải trọng quy ước trên ổ Avà D là: Q = .V .F +Y .F A ( X A rA A aA ) .k .k t đ ⇒
Q =( 0,4 . 1 .1068,2+0,4 . 1848,18).1 .1=1166,6 (N ) A Q = ( X .V .F +Y .F ) .k .k C C rC C aC t đ ⇒
Q = (1 . 1. 4081,1+ 0.1287,18 ).1.1=4081,1(N ) C
Dễ thấy Q >Q talấyQ =4081,1 ( C A C N)để tínhchọn ổC .
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 91
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU 10 C =Q . 3√ d C L 60.n .L Với L = III hi 60 . 152,78 .64800 = =594 106 106 ⇒ C =¿ d
4081,1 . 103√594=¿ 27727,7(N) = 27,72(kN) ⇒ C =¿ d
27,72(kN)Vậy ổ III thỏa mãn yêu cầu tải tĩnh của ổ:
(b) Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n<1 vg/ph, tiến
hành chọn ổ theo theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư theo điều kiện: Q ≤C (6.9) t 0 Với C −¿ 0
khả năng tải tĩnh , cho trong các bảng tiêu chuẩn ổ lăn, phụ thuộc vào loại ổ và cỡ ổ ;
Tải trọng tĩnh quy ước được xác định như sau: Q =X .F +Y .F t 0 r 0 a (6.10) ⇒ Q (
t =0,5 . 4081,1+0,22 cotg 14,25∘ .554=2520,4 N ) =2,52(kN) Q =2,52 (kN)t 0
Vậy ổ III thỏa mãn yêu cầu tải trọng tĩnh. Kiểu d D D d r α C l l B C T r l C 0 ổ
(mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (độ) (mm) (mm) 750 45 80 70 58,5 23 19 24,7 2,0 0,8 14,2 53,9 44,80 8 5 5 0
4 – Kiểm tra va chạm trục
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 92
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU Kiểm tra chạm trục d d d d sb
¿ Điềukiện: X = e2 −b . cos δ − a3 vàx =a −[ ae2 + III ] 1 2 w 1 2 e w 2 2
Đường kính sơ bộ trục I, II , III
Từ phần tính trục ta đã có dsb=45,31(mm) III Vậy kế quả : d d 212,5 70,73 x = 2 −b−cos δ − a3 = −27. cos 16,39∘− =44,98(mm) 1 2 1 2 2 2 d d sb 45,31
x =a − ae2 − III =130− [213,4+ ]=0,645 (mm) 2 w 2 2 2 2
Thỏa mãn điều kiện chạm trục , nghĩa là khi làm việc các trục không bị kích
chạm vào các moay ơ lắp trên chúng.
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 93
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Phần VII: Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục
I) BÔI TRƠN Ổ TRỤC
Vì vận tốc bánh răng v<12(m/s) nên ta chọn bôi trơn bằng phương pháp ngam dầu .
Với điều kiện bôi trơn trong hộp giảm tốc. phương pháp bôi trơn ngâm trong
dầu có nghĩa là hai bánh răng lớn z vàz đều được ngâm trong dầu có chứa trong 2 4
hộp giảm tốc , ta chọn loại dầu AK10 hoặc AK15 dầu có độ nhớt 186 ở 16 50 % và 0,25 .p{{x k−0,5 +z −0,5
+ ¿]2−2 [z2−z1 ]2} ở 100%. c (z2 1)+√[xc (z z 2 1 π
Gọix2minlà khoảng các từ tâm trục 2 tới mức dầu thấp nhất ngập bánh răng z2 x
là khoảng cách từ tâm trục 2 tới mức dầu cao nhất dối với bánh răngz 2 max 2 x
là khoảng cách từ tâm trục 3 tới mức dầu thấp nhất đối với bánh răng z 4 min 4
x là khoảng cách từ tâm trục 3 đến mức dầu cao nhất đối với bánh răng z max 4
¿Với bánh răng côn cấp nhanh có v = 4,136 (m/s) >1,5(m/s) nên có kết quả:
Chiều sâu ngâm dầu H=(0,75 … 2)h Với h=b . sinδ2
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 94
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
b- chiều rộng vàng răng bánh z2 ,b=27(mm) δ
2− góccôn chiabánhrăng z2 ,δ2=73,61∘ ;
Thay vào có kết quả : h = 27 . sin73,61∘= 25,87(mm)
Vậy chiều sâu ngâm dầu H sẽ là:
H=(0,75 … 2). 25,87=(19,35 … 51,6) Lấy H=20(mm) Vậy có kết quả: d x ¿ ac2 −H 2 min 2 x ¿ x −10 2 max 2 min
Với d =213,4 (mm)là đườngkínhđỉnh răngngoài bánhrăng z ; ae2 2 213,4 x = −22=86,7 (mm) 2 min ⇒ 2 ¿ ¿
x2max=x2max−10=86,7−10=76,7 (mm)
Với bánh răng trụ cấp chậm có v = 1,4885 (m/s) > 1,5 (m/s) nên có kết quả:
Chiều sâu ngâm dầu: H = (0,75 … 2) . h Với: + h là chiều cao răng;
h= (f '+f ' ).m= (1+1,5) .2=5(mm)
H = (0,75 … 2) . 5 = (3,75 … 10); Chọn H = 10 (mm) d 3 d x = a4 −H ;x = . a4 4 min 2 4 max 4 2
Với d là đường kính đỉnh răng z , d a 4 4 a 4 =184,17( mm) d 184,17 x = a4 −H = −10=82,09(mm) 4 min 2 2 3 d 3 .184,17 x = . a 4 = =69,06 (mm) 4 max 4 2 8
Nên thay dầu định kì 6 tháng một lần
- Để hộp giảm tốc đảm bảo bôi trơn thì phải thỏa mãn điều kiện :
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 95
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Ta phải dùng mỡ để bôi trơn : loại mỡ M.
∆x=min (x )−max (x )>5 ÷ 10(mm) min max
So sánh kết quả tính được có: min(x )=min(x ;x
¿=min ( 86,7 ;82,09)=82,09(mm) min 2 min 4 min max(x =max ¿ max
Vậy Δx =82,09- 76,7= 5,39(mm) > 5 ÷ 10(mm)
Hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện bôi trơn.
1. Kiểm tra sai số vận tốc vòng quay trục công tác: n nthực dc = LV uthực Σ Trong đó: uthực=u Σ x .u1 .u2 Với u ,u ,u x 1
2 lần lượt là tỉ số truyền của bộ truyền xích , cặp bánh răng
côn cấp nhanh và cặp bánh răng trụ cấp chậm. z z z nthực= 2 . 4 . 6 Σ z1 z3 z5
Với z ,z là số răng của cặp bánh răng côn ( cấp nhanh); 1 2
z ,z là số răng của cặp bánh răng trụ (cấp chậm); 3 4
z ,z là số răng của cặp đĩa xích; 5 6 z =25 ;z =85 ;z =34 ; 1 2 3 z =94 ;z =25 ;z =50 4 5 6 . 94 50 uthực 85 = . . =18,8 Σ 25 34 25 n nthực dc = 1445 = =76,86 ¿vg/ph) LV uthuc 18,8 Σ
Sai số vòng quay trên trục làm việc:
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 96
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU thực−n −
% ∆n=100 % . |nLV ct |=100 % .|76,86 76,4 |=0,598<4 % nthực 76,86 LV
¿ Kết luận :Qua các bộ truyền vừa tính toán thì số vòng quay trên trục công tác vẫn đảm bảo.
VII.II. BÔI TRƠN Ổ LĂN
Tất cả các ổ lăn đều bôi trơn bằng mỡ
Định kì 3 tháng điều chỉnh độ dơ của ổ và thay mỡ một lần.
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 97
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Phần VIII: Thiết kế vỏ hộp giảm tốc
VIII.I. THIẾT KẾ VỎ HỘP
1. Chiều dày thân hộp:
δ=0,03 .a+3=0,03 . 130+3=6,9 ( mm);Lấy δ=7 ( mm)
2. Chiều dày nắp bình:
δ =0,9 .δ=0,9 .7=6,3 ;Lấy δ =6 ( mm) 1 1 3. Gân tăng cứng:
+ Chiều dày e = (0,8 … 1) . δ= (0,8 .1) .7= (5,6 …8) mm; lấye=7 (mm) +Chiều cao h < 58(mm) +Độ dốc : 2°
4. Đường kính bu lông: + Bu lông nền:d =¿ 1
0,04. a+10=0,04. 130 + 10= 15,2(mm)>12(mm) + Bu lông cạch ổ:d = ( 2 0,7 … 0,8)d1
¿( 0,7 … 0,8). 15,2=¿ (10,64 … 12,16); lấy d2=12(mm)
+Bu lông lắp ghép bính và thân:d = ( 3 0,8 … 0,9)d2
¿( 0,8 …0,9). 12= (9,6 …10,8); Lấy d =10 ( 3 mm); + Bu lông lắp ổ: d = ( ).d = ( ).12= ( ) 4 0,6 … 0,7 2 0,6 …0,7 7,2 … 8.4; lấyd4=8(mm) ;
+ Bu lông lắp ghép nắp cửa thăm: d = ( ) = ( ).12= ( =7 ( 5 0,5 .0,6d2 0,5 … 0,6 6 … 7,2);lấyd5 mm)
5. Mặt bích ghép nắp và thân:
- Chiều dày bích thân hộp:
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 98
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU s = ( ) .d = ( ) .10= ( ) 3 1,4 … 1,8 3 1,4 … 1,8 14 … 18mm Lấy s =18 ( 3 mm )
- Chiều day bích nắp hộp:S = (0,9 …1).S = (16,2…18) mm; 4 3 Lấy S =18(mm) 4
- Bề rộng bích nắp và thân: k =k − ( 3 2 3 …5)mm
6. Kích thước gối trục bảng 18.2 [2, tr.88]:
- Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ; k =E +R + (3 …5)mm 2 2 2
Với E2=1,6.d2=1,6. 12=19,2(mm) R =1,3. d =1,3. 12=15,6 ( 2 2 mm)
k =19,2+15,6+ (3 … 5)= ( 37,8 … 39,8); 2 lấyk =39 ( 2 mm) k =k − ( 3 2
3 …5)mm=39− (3 …5)=( 36 …34 )mm lấyk =34(mm) 3
Có kết quả bảng số liệu sau: Trục D D2 D3 D4 h d4 z I 62 75 90 52 8 M6 4 II 72 90 115 65 10 M8 6 III 80 100 125 75 10 M8 6 7. Mặt đế hộp:
- Chiều dày khi không có phần lồi: S = ( = ( =22(mm) 1
1,4 …1,7).d1 1,4 …1,7) .15,2= (19,76 …22,8);Lấy S1
- Chiềudày khi có phầnlồi : S = ( ).d = ( =25(mm) 1 1,4 …1,7 1 21,28 …25,84);LấyS1 vàS = ( = ( 2 1 …1,1) .d1
1 … 1,1).15,2= (15,2 … 16,72); LấyS2=16(mm)
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 99
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU k ≈3. d =3. 15,2=45,6 ( 1 mm); k −¿ 1
bề rộng mặt đế hộp;
và q≥k1+2. δ=45,6 +2.7=59,6(mm)
8. Khe hở giữa các chi tiết:
- Giữa bánh răng với thành trong hộp:
∆≥ (1 … 1,2).δ= (1. .1,2).7= (7 … 8,4)mm; Lấy∆=8(mm)
- Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp:
∆ ≥ (3 … 5) .δ = (3 …5).7= (21 …35); 1 Lấy∆=35 (mm)
- Giữa hai bánh răng với nhau: ∆2≥ 0,4. δ=0,4.7=2,8(mm) 9. Bu lông vòng:
Bu lông vòng dùng để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc khi gia công hay lắp ghép.
- Theo bảng 18.3b [2, tr.89] có kết quả khối lượng gần đúng của hộp giảm tốc là: Với Rc=110,75(mm) a = 130 (mm) ⇒ Q = 180 (kG)
- Theo bảng (18.3a) Tập 2 có kết quả kích thước bu lông vòng như sau: Ren d d 1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l ≥ f b c x r r1 r2 1 M10 45 25 10 25 15 22 8 6 21 2 1,5 3 2 5 4 2
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 100
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
10. Chốt định vị:
Để đảm vị trí tương đối của nắp và thân trước, thân sau. Khi gia công cũng
như lắp ghép, theo bảng 18.4a [2, tr.90] có kết quả kích thước chốt định vị như sau: d = 8 (mm) ; c=1,2 (mm) ; l=50 (mm) 11. Cửa thăm
Để đổi dầu vào hộp và quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép.
Theo bảng 18-5 [2, tr.92] có kết quả kích thước cửa thăm. Số A B A1 B1 C C1 K R Vít lượng 150 100 190 140 175 - 120 12 M8× 22 4 12. Nút thông hơi
Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa
không khí bên trong và bên ngoài hộp nên ta dùng nút thông hơi, kích
thước nút theo bảng 18.6 [2, tr.93]: A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27x 1 3 1 4 3 3 1 2 3 1 3 3 6 4 8 6 2 5 0 5 5 6 2 0 2 2 8 6 2 13. Nút tháo dầu
- Tháo dầu bị bẩn, biến chất để thay dầu mới, Theo bảng (18-7) Tập 2
có kết quả kích thước như sau: D b m f L C q D S Do M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 32 25,4
14. Chọn que thăm dầu và dầu bôi trơn:
Để kiểm tra mức dầu trong hộp, đảm bảo tốt công việc bôi trơn cho bộ
truyền của hộp giảm tốc với vận tốc vòng 2,5 – 5 m/s. Dùng dầu nhớt ở
to = 50°C có độ nhớt là 80: bảng (18.11).
Theo bảng (18.13) Tập 2 với loại dầu Công Nghiệp 45 có:
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 101
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU - Độ nhớt là 38-52;
- Khối lượng riêng g/cm3 ở 20°C là 0,886 – 0,926.
15. Chọn các thông số kích thước còn lại: Có thể tham khảo chỉ dẫn
và các công thức kinh nghiệm trong các tài liệu.
VIII.II. CÁC ĐẶC TÍNH KĨ THUẬT CHỦ YẾU CỦA HỘP GIẢM TỐC
1. Momen xoắn vào trục vào: 32311 Nmm; (32,311 Nm)
2. Momen xoắn trục ra: 508192 Nmm; (508,192 Nm)
3. Tốc độ trục vào: 1500 vg/ph 4. Tỷ số truyền: 9,45 5. Trọng lượng: 180 KG
6. Kích thước LxWxH: (Đo trực tiếp trên bản vẽ lắp với TL 1:1)
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 102
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Phần IX: Bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép
IX. I. VẼ BẢN VẼ LẮP
1. Việc trình bày bản vẽ lắp ( Bản vẽ A0).
2. Với đề số 1: xem phụ lục trình bày ở phần cuối sách ( phần thứ 4).
IX. II. CHỌN CÁC KIỂU LẮP CHỦ YẾU
1. Chỉ dẫn chung việc chọn kiểu lắp:
Theo yêu cầu của từng bộ phận ta chọn có loại mối ghép như sau:
- Trục quay vòng trong , chịu tải thay đổi theo chu kì , các ổ đã quy chuẩn ,
do đó chọn lắp ghép giũa trục và vòng trong của ổ là lắp ghép theo hệ
thống lỗ, kiểu lắp H7/k6.
- Vòng ngoài không quay , chịu tải dao động, để thuận lợi cho lắp ghép ,
tháo lắp khi bảo dưỡng , thay thế ta chọn lắp ghép giữa vòng ngoài của ổ
với vỏ hộp là lắp ghép theo hệ thống trục , kiểu lắp H7/k6.
- Vòng chắn mỡ quay cùng trục trong quá trình bộ truyền làm việc , để tháo
lắp dễ dàng khi lắp ghép, sữa chữa , không làm bong tróc bề mặt trục, ta
chọn lắp có độ hở , kiểu K7/h6.
- Bánh răng quay cùng trục , chịu mô men xoắn, lực dọc trục , lực hướng
kính , để đảm bảo độ chính xác tincaajy và bền của mối ghép, dễ gia công
chi thiết lỗ, chọn lắp ghép có độ dôi, kiểu H7/k6.
1. Lắp ghép giữa trục bánh răng với ổ bị: H7/K6
2. Lắp ghép giữa thân bánh răng với trục: H7/K6
3. Lắp ghép giữa khớp nối với trục: H7/K6
4. Lắp ghếp giữa vòng chắn mỡ với trục: H7/K6
5. Mối ghép then: then cố định trên trục theo kiểu lắp có đọ dôi, thường
lắp theo hệ thống lỗ với sai lệch của then là k6.
2. Áp dụng cho từng trường hợp kích thước danh nghĩa cụ thể: xin xem ví dụ mẫu đề số 2.
- các sai lệch trên và dưới cũng giống như phương pháp tính miền dung sai, xem tài liệu.
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 103
ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY
GVHD: TS. NGUYỄN VĂN TỰU
Phần X: Bản vẽ chế tạo
X. I. VẼ BẢN VẼ CHẾ TẠO.
1. Bản vẽ chế tạo trục III, ( bản vẽ A3) , được thực hện theo tài liệu.
2. xem phụ lục cuối sách ( phần 4).
X. II. YÊU CẦU KĨ THUẬT BẢN VẼ CHẾ TẠO
1. Các yêu cầu kỹ thuật chính cần phải thể hiện trên bản vẽ chế tạo là:
- Độ rắn bề mặt theo thang HB … hoặc HRC;
- Các kích thước và sai lệch của các kích thước ;
- Các sai lêch về hình dáng bề mặt (độ song song , độ vuông góc , độ ô van, độ đảo bề mặt …);
- Độ nhám các bề mặt;
- Sai lệch các góc , độ côn…
- Các kích thước tham khảo ( dùng cho kiểm tra , điều chỉnh …)
2. Các yêu cầu đặc biệt sau khi lắp rắp: ( cắt mài nhẵn , đóng chốt, …)
3. Chỉ dẫn phương pháp kiểm tra và dụng cụ kiểm tra nếu cần thiết.
SVTH: Đặng Hữu Thiện MSV: 2041060541 104