Đồ án chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động cơ khí
Bạn đang xem bản rút gọn của tài liệu. Xem và tải ngay bản đầy đủ của tài liệu tại đây (229.27 KB, 25 trang )
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
LỜI NÓI ĐẦU
Tính tốn thiết kế dẫn động cơ khí là nội dung quan trọng trong chương trình
đào tạo kỹ sư. Với em là một sinh viên khoa nhiệt, đồ án môn học Chi tiết máy
là môn giúp em học sinh hệ thống hóa lại kiến thức của các mơn học như: Cơ sở
thiết kế máy, sức bền vật liệu, vẽ kĩ thuật….Đồng thời giúp sinh viên có kĩ năng
về làm đồ án hỗ trợ cho việc làm đồ án tốt nghiệp sau này.
Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động cơ khí gồm có: Hộp giảm tốc khai
triển có 2 cặp bánh răng trụ răng thẳng, tính chọn động cơ điện và bộ truyền đai
dẹt. Yêu cầu có bản thuyết minh và bản vẽ lắp hộp giảm tốc được vẽ trên giấy
A0.
Do lần đầu tiên làm quen với thiết kế và phải thực hiện một khối lượng kiến
thức tổng hợp, tuy đã cố gắng tham khảo các sách và tài liệu có liên quan, cùng
bài giảng của các thầy cô và sự nỗ lực của bản thân nhưng em vẫn khơng thể
tránh được những sai sót. Vậy kính mong quý thầy cô giáo giúp đỡ em, chỉ bảo
thêm cho em để em có thể nắm vững hơn kiến thức mà mình học được
Cuối cùng em xin gửi lời cảm ơn chân thành tới các cô thầy giáo bộ môn, đặc
biệt là thầy Nguyễn Văn Yến đã giúp đỡ chỉ bảo tận tình cho em hồn thành đồ
án này.
Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn!
Sinh viên thực hiện đồ án:
Nguyễn Phúc Trải
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
1
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
MỤC LỤC
LỜI NÓI ĐẦU...............................................................................................................................................1
MỤC LỤC.....................................................................................................................................................2
Phần 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN..................................................................2
a. Chọn động cơ điện:.............................................................................................................................2
Hiệu suất chung tồn hệ thống..........................................................................................................2
1.1.1 Xác định sơ bộ số vịng quay:....................................................................................................3
b. Phân phối tỷ số truyền, số vòng quay và momen xoắn:....................................................................3
1.2.2 Tính tốn số vịng quay trên các trục:.......................................................................................3
1.2.3 Momen xoắn và công suất trên trục:........................................................................................3
1.2.4 Bảng số liệu:...............................................................................................................................4
Phần 2: TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN..........................................................................................4
a. Bộ truyền đai dẹt:................................................................................................................................4
Bảng thông số:....................................................................................................................................6
b. Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc:..............................................................................................6
Phần 3: TÍNH THIẾT KẾ TRỤC....................................................................................................................13
3.1 Chọn vật liệu chế tạo trục:..................................................................................................................13
3.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục:..................................................................................................13
3.3 Xác định sơ bộ đường kính các trục và bề rộng ổ lăn:.......................................................................13
3.4 Xác đinh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:....................................................................13
3.5 Tính trục I:...........................................................................................................................................14
3.6 Tính trục II:..........................................................................................................................................17
3.7 Tính trục III:.........................................................................................................................................19
Phần 4: TÍNH CHỌN Ổ LĂN........................................................................................................................21
i. Tính chọn ổ lăn cho trục I:.............................................................................................................21
ii. Tính chọn ổ lăn cho trục II:............................................................................................................22
iii. Tính chọn ổ lăn cho trục III:..........................................................................................................22
iv. Bôi trơn ổ lăn:...............................................................................................................................23
v. Bôi trơn ổ lăn:................................................................................................................................23
Phần 5: THIẾT KẾ THÂN MÁY VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC...............................................................................23
Phần 1:
a.
CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ
TRUYỀN
Chọn động cơ điện:
Hiệu suất chung toàn hệ thống
ηch = ηbr 2 .ηol 3 .η d = 0,972.0,993.0,96 = 0,87 Trong đó:
ηbr - là hiệu suất của một cặp bánh rang trụ ηbr =0,97.
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
2
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
ηol - là hiệu suất của một cặp ổ lăn ηol =0,99.
η d - là hiệu suất của bộ truyền đai dẹt ηd =0.96.
P
7, 2
Pct = 3 =
= 8,3
ηch 0,81
Công suất cần thiết trên trục động cơ:
(kw).
1.1.1
Xác định sơ bộ số vòng quay:
Chọn tỷ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc 2 cấp khai triển uh=14. Bộ truyền
ngoài – bộ truyền đai dẹt: uđ=2.
Uch=uh.ud=14.2=28
Số vòng quay sơ bộ của động cơ:
Nđc=uch.n3=28.44=1232 (vòng /phút).
Chọn động cơ: Tra bảng phụ lục 1. Bảng P.12 sách tính tốn thiết kế dẫn động
cơ khí ta được động cơ sau:
Tên động cơ
Cơng suất (kw)
Số vịng quay
(vịng/phút)
Tmax
Tmin
Hiệu suất
DK-62-4
P=10
1460
2,3
Cosφ =0,88
b. Phân phối tỷ số truyền, số vòng quay và momen xoắn:
1.2.1
Tỷ số truyền chung của hệ thống: ich =
id =
Chọn ih=14,4
Ih=in.ic mà in=1,2ich
1.2.2
ich
33
=
= 2,3
ih 14, 4
nên ich=3,6 và in=4.
Tính tốn số vịng quay trên các trục:
n1 =
ndc 1460
=
= 635(v / p)
id
2,3
n2 =
n1 635
=
= 159(v / p)
in
4
n3 =
n2 159
=
= 44(v / p)
nch 3,6
1.2.3
ndc 1460
=
= 33
n3
44
Momen xoắn và công suất trên trục:
Công suất:
P1=Pđc.ηđ.ηol=8,3.0,96.0,99=7,9 (kw).
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
3
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
P2=P1.ηol.ηbr=7,9.0,97.0,99=7,6 (kw).
P3=P2.ηol. ηbr=7,6.0,97.0,99=7,2 (kw).
Momen xoắn:
9550.N .103
T=
n
95550.8,3.103
Tdc =
= 54291N .mm
1460
9550.7,9.103
T1 =
= 118811N .mm
635
9550.7, 6.103
T2 =
= 456478 N .mm
159
9550.7, 2.103
T3 =
= 1562727 N .mm
44
1.2.4
Bảng số liệu:
Trục
Động cơ
Đại lượng
Tỷ số truyền u
I
ing=2,3
II
in=4
III
ic=3,6
Số vòng quay n (v/p)
1460
635
159
44
Cơng suất P (kw)
8,3
7,9
7,6
7,2
Momen xoắn T (N.mm)
54291
118811
456478
1562727
Phần 2:
TÍNH TỐN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN
a. Bộ truyền đai dẹt:
Số liệu thiết kế:
Cơng suất trên trục P1=8,3kw; số vịng quay n1=1460 vịng/ phút; tỷ số truyền
u=2,3; momen xoắn trên trục: T= 54291N.mm
1. Chọn vật liệu làm dây đai: bộ truyền quay với số vòng quay lớn nên dùng vật
liệu làm dây đai là đai vải cao su vì chúng có các đặc tính sau: bền, dẻo, ít bị
ảnh hưởng của độ ẩm và sự thay đổi nhiệt độ.
2. Đường kính bánh nhỏ:
D1 = 6. 3 T1 = 6 3 54291 = 227mm
chọn d1=250mm.
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
4
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
Đai có 4 lớp và có lớp lót
3. Đường kính bánh lớn:
D2=d1.u.(1-ԑ)=250.2,3.(1-0,015)=566mm
ԑ- là hệ số trượt ԑ=0,015
Tính lại tỷ số truyền thực:
d2
2,3 − 2, 27
= 2, 27 vậy độ sai lệch
.100% = 1,3%
d1 (1 − ε )
2,3
Thỏa mãn điều kiện cho phép.
4. Khoảnh cách trục:
a≥(1,5….2)(d1 + d2) và 15000 ≥ a ≥ 1,75(250+60)=1417,5(mm)
lấy a=1420mm.
5. Chiều dài dây đai:
π ( d1 + d 2 ) ( d 2 − d1 ) 2
π (250 + 560) (560 − 250) 2
l = 2a +
2
+
4a
= 2.1420 +
2
+
4.1420
= 4130mm .
Kiểm tra lmim=v/I với i=5
π .d1.ndc π .250.1460
v=
lmim
=
60000
60000
19,1
=
= 3,82m
5
.
= 19,1(m / s) .
Vậy l > lmim thỏa mãn
Xác định lại khoảng cách trục:
a = (λ + λ 2 − 8.∆ 2 ) / 4
π .( d1 + d2 )
π (250 + 560)
λ =l−
= 4130 −
= 2858
2
2
∆=
d 2 − d1 560 − 250
=
= 155
2
2
a=
(2858 + 28582 − 8.1552 )
= 1420mm
4
6. Góc ơm α1:
α1 = 180 - (d2 - d1) . 57/a = 180 - (560 - 250) .57 / 1420=1680.
Thỏa mãn điều kiện là đai vải cao su có α1≥1500
7. Tiết diện đai:
a = b.δ =
Ft .kd
[σ F ]
Lực vòng:
Ft = 1000.
P1
8,3
= 1000.
= 435( N ) .
v
9,1
Chọn chiều dày dây đai sao cho:
δ δ
1
≤ ÷ =
→ δ max = 6, 25mm chọn δ
d d1 max 40
=6mm.
Theo bảng 4.1 ta được số lớp là 4; đai có lớp lót; kí hiệu đai B800.
Ứng suất có ít cho phép:
[σF]= [σF]o.Cα.Cv.Co
[σF]o=k1-k2 δ /d1
Đối với đai vải cao su, bộ truyền đặt thẳng đứng chọn σo=1,6Mpa
Vậy: k1=2,3; k2=9
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
5
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
[σF]o=2,3 – 9.6/250 = 1,8Mpa.
Cα- hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ơm α1 trên bánh đai nhỏ đến khả năng kéo
của đai: Cα= 1-0,003(180-α)=1-0,003(180-168)=0,964.
Cv-hệ số kể đến ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai
Cv= 1- kv(0,01v2-1)
kv=0,04 _ với đai vải cao su
Cv=1-0,004(0,01.19,1-1)=0,89
C0- hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền trong không gian và phương
pháp căng đai; bảng 4.12 cho ta C0=1.
[σF]=1,8.0,964.0,89.1=1,54Mpa.
Bề rộng đai: chọn kd=1,5 bảng 4.7
b=
Ft .kd
435.1,5
=
= 70, 6(mm)
[ σ F ] δ 1,54.6
chọn b=71mm
Lực tác dụng lên trục: Fr=2F0sin(α1/2) với F0=σ0δb=1,8.6.71=766,8N
→ Fr=2.766,8.sin(168/2)=1525N.
Bảng thông số:
Thông số
Loại đai
Chiều dài dây đai
Đường kính bánh nhỏ
Đường kính bánh lớn
Khoảng cách trục
Góc ôm bánh nhỏ
Tiết diên đai
Lục vòng
Chiều dày dây đai
Bề rộng bánh đai
Bề rộng dây đai
Ký hiệu
B800
l
d1
d2
a
α1
A
Ft
δ
B
b
Giá trị
4130mm
250mm
560mm
1420mm
1680
423,7mm
435N
6mm
85mm
70,6mm
b. Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc:
2.2.1 Chọn vật liệu:
Vật liệu chế tạo bánh nhỏ là thép 45 tơi cải thiện có HB241…285. Giới hạn bền
σb=850MPa. Giới hạn chảy là σch=580MPa.
Vật liệu chế tạo bánh lớn là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240. Giới hạn bền
σb= 750MPa. Giới hạn chảy là σch=450MPa.
Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép, ứng suất uốn cho phép và ứng suất khi quá tải.
Ứng tiếp xúc cho phép:
[σH]=σ0Hlim.kHL/Sh.
Ứng suất uốn cho phép:
[σF]=σ0Flim..kFC .kHC/SF.
Ứng suất tiếp xúc khi quá tải:
[σH]qt=2,8.σch.
Ứng suất uốn khi quá tải:
[σF]qt=0,8 σch.
Tra bảng 6.2:
- Bánh nhỏ: σ0Hlim1=2HB+50 (MPa), SH1=1,1; SF1=1,75. σ0Flim1=1,8HB.
- Bánh lớn: σ0Hlim2=2HB+50 (MPa), SH2=1,1; SF2=1,75. σ0Flim2=1,8HB.
σ0Hlim1= 2HB+50 = 2.263+50 = 576(MPa).
σ0Flim1=1,8HB = 1,8.263 = 473(MPa).
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
6
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
-
-
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
σ0Hlim2= 2HB+50 = 2.235+50= 520(MPa).
σ0Flim2=1,8HB=1,8.235=423(MPa).
Chọn kFC=0,75- bộ truyền làm việc hai chiều và HB<350.
KHL, kFL- hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải
trọng của bộ truyền:
k HL = mH
N HO
N HE
k FL = mF
N FO
N FE
Với mH=6
mF=6.
N HO = 30 HB
2,4
N HO1 = 30.2632,4 = 19275917(chu ki).
N HO 2 = 30.2352,4 = 14712420(chu ki).
-
-
NFO1=NFO2=4.106.
NHE1=60.c.n1.tz=60.1.159.8700=83.106(chu kì).
NHE2=60.c.n2.tz=60.1.44.8700=23.106(chu kì).
NFE1=NHE1=83.106 chu kì.
NFE2=NHE2=23.106 chu kì.
Ta thấy:
NHE > NHE
kHL=1
NFE > NFO.
kFL= 1.
Vậy ta có:
[σH]1= σ0Hlim1.kHL1/SH1=576.1/1,1=524(MPa).
[σH]2= σ0Hlim2.kHL2/SH2=520.1/1,1=472(MPa).
[σF]1=σ0Flim.1.kFC1 .kHC1/SF1=473.0,75.1/1,75=202,7(MPa).
[σF]2=σ0Flim2..kFC2 .kHC2/SF2=423.0,75.1/1,75=181(MPa).
Ứng suất tiếp xúc cho phép trung bình:
[σ ] + [σ H 2 ] 524 + 472
[σ H ] = H 1
=
= 498(MPa) .
2
-
2
Ứng suất này thỏa mãn:
[σ H ] < 1,25 [σ H min ] =1,25.472=590(MPa).
Ứng suất uốn cho phép trung bình:
[σ ] + [σ F 2 ] 202, 7 + 181
[σ F ] = F 1
=
= 194,35(MPa) .
2
2
-
Ứng suất tiếp xúc khi quá tải:
[σH1]qt=2,8σch1=2,8.580=1624(MPa).
[σH2]qt=2,8σch2=2,8.450=1260(MPa).
Ứng suất tiếp xúc khi quá tải trung bình:
[σH]=1442(MPa)
- Ứng suất uốn khi quá tải:
[σ F 1 ] qt=0,8σch=0,8.580=464(MPa).
[σ F 2 ] qt=0,8σch=0,8.450=360(MPa).
Ứng suất uốn khi quá tải trung bình:
[σ]qt=412(MPa).
2.2.2 tính thiết kế bộ truyền cấp chậm:
2.2.2.1các thông số cơ bản:
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
7
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
-
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
Khoảng cách trục:
aw = K a (u + 1) 3
T1k HB
[σH ]
2
.u.ϕba
.
Với: ka=49,5 MPa1/3, tỷ số truyền u=3,6. Momen xoắn T1=456478Nmm.
KHB=1,07. φba=0,4.
-
φbd=0,53.φba.(u+1)=0,53.0,4.(3,6+1)=0,975.
Vậy aw=252mm.
Chọn a=225mm.
Modun: m=0,0012.aw=225.0,0111=2,5.
Số răng và hệ số dịch chỉnh:
z1 =
2aw
2.225
=
= 39 . Lấy z1=39
m(u + 1) 2,5.(3, 6 + 1)
z2=u.z1=39.3,6=140 răng
tính lại khoảng cách trục: aw =
m( z1 + z2 )
(39 + 140)
= 2,5.
= 223, 75mm.
2
2
Cần dùng dịch chỉnh: hệ số dịch tâm:
Y= aw/m – (z1+z2)/2=225/2,5 – (39+140)/2=0,5
Hệ số ky=1000.y/zt=1000.0,5/(39+140) = 2,3.
Kx=0,032 (tra bảng 6.10).
Y=kxzt/1000=0,032.179/1000=0,0057.
Tổng hệ số dịch chỉnh:
Xt=y+ y= 0,5+0,0057=0,5057.
Hế số dịch chỉnh bánh nhỏ và bánh lớn:
X1=0,5[xt – (z1-z2).y/zt]=0,5[0,5057-(140-39).0,5/179]=0,11.
X2=xt-x1=0,5057-0,11=0,3957.
- Góc ăn khớp:
Cosαtw=zt.m.cosα/2aw=179.2,5 cos20/(2.225)=0,934.
αtw=20,850.
2.2.2.2 kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
Ứng suất tiếp xúc thỏa mãn:
σ H = zm .z H .zε .
2T1k H (u + 1)
≤ [σH ] .
bw .u.d w12
Zm- tra bảng 6.5 zm=274MPa1/3
Z H = 2 cos βb / sin 2α tw
Bánh răng trụ răng thẳng nên βb=0.
4 − εα
ZH=1,74; zε =
.
3
Ԑα=[1,88-3,2(1/z1+1/z2)cosβ=[1,88-3,2(1/36+1/130)]=1,766.
Vậy zԐ=0,86.
KH=kHBkHαkHV=1,07.1.1=1,07.
KHB,kHα tra bảng kHB=1,07; kHα=1.
KHV=1+vHbwdw1/(2T1kHBkHα)
VH=δH .g0.v.(aw/u)1/2
δH=0,004(tra bảng 6.15); g0=73(tra bảng 6.16);
Vận tốc vòng:
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
8
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
V=0,816m/s; dw1=98mm
Cấp chính xác 9.
VH=0.0175.
Chiều rộng vành răng bw=φba.aw= 0,4.225=90mm.
σ H = zm .z H .zε .
2T1k H (u + 1)
2.456478.1, 07.(3, 6 + 1)
= 274.1, 74.0,86
= 492 MPa.
2
bw .u.d w1
90.982.3, 6
Vậy ta thấy [σH]=498(MPa)>σH=492MPa. Vậy liệu dảm bảo điều kiện bền tiếp xúc.
2.2.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:
σ F1 =
2T1.k F Yε .YB .YF 1
;
bw .d w .m
σF2=σF1.YF2/YF1.
YԐ=1/Ԑα=1/1,766=0,566.
Yβ=1-β/140=1 (răng thẳng nên β=0).
YF1,YF2 - tra bảng 6.18
Zv1=z1=39; x1=0,11 nên tra ra YF1=3,53.
Zv2=z2=140; x2=0,3957 nên tra ra YF2=3,53.
KF=kFβ.kFα.kFv tra bảng 6.7 ta có kFβ=1,16. kFα=1(bánh rang trụ rang thẳng)
VF=δF.g0.v.(aw/u)1/2 trong đó: δF=0,011
VF=0,011.73.0,774.(225/3,6)1/2=4,91.
KFv=1+(vF.bw.aw)/(2T1.kFβ.kFα)=1+(4,91.90.98)/(2.456478.1,16.1)=1,04.
KF=1,16.1.1,04=1,2064.
Vậy: σ F 1 =
2.456478.1, 2064.0,566.1.3,53
= 176,32( MPa ) .
90.98.2,5
Ta thấy: σF1<[σF2]=202,7(MPa)
σF2= 176,32.1/1=176,32(MPa)<[σF2]=181(MPa).
Nên bộ truyền thỏa bản điều kiện bền uốn.
2.2.2.4 Kiểm nghiệm răng về quá tải:
Kqt=Tmax/TT=2,3.
σHmax=σH.kqt1/2=492.2,31/2=746,15(MPa).
Ta thấy: [σH]=1442(MPa)> σHmax nên bộ truyền thỏa mãn điều kiện ứng suất tiếp xúc
khi quá tải.
σFmax1=σF1 .kqt1/2=176,32.2,31/2=267,4(MPa)< [σFmax1] = 464(MPa).
σFmax2=σF2 .kqt1/2=176,32.2,31/2=267,4(MPa)< [σFmax2]=360(MPa).
Vậy bộ truyền thỏa mãn về điều kiện bền uốn khi quá tải.
2.2.2.5 bảng thơng số các bộ truyền cấp chậm:
Thơng số
Kí hiệu
Cơng thức tính
m( z1 + z2 ) 2,5(39 + 140)
Khoảng cách trục
a=
=
= 223, 75mm
a
chia
2
2
Khoảng cách trục
aw
aw=225mm
Đường kính vịng
d1 =mz1=2,5.39=97,5mm
d
chia
d2=mz2=2,5.140=350mm.
Đường kính vịng
dw1=2aw/(u+1)=2.225/(3,6+1)=98mm
dw
lăn
dw2=dw1.u=98.3,6=352,8mm
da1=d1+2(1+x1-Δy)=97,5+2.(1+0,11-0,0057) =100 mm
Đường kính đỉnh
da
da2=d2+2(1+x1-Δy)m; da2=350+2(1+0,3957-0,0057) .2,5
răng
=357mm
Đường kính chân
df1=d1-(2,5-2.x1)m=97,5-(2,5-2.0,11)2,5=92mm
df
răng
df2=d2-(2,5-2.x2)m=350-(2,5-2.0,3957)2,5=346mm
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
9
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
Đường kính cơ sở
db
Gốc prifin gốc
Gốc profin răng
Gốc ăn khớp
Tổng hệ số dịch
chỉnh
Hệ số trùng khớp
ngang
Bề rộng bánh răng
α
αt
αtw
db1=d1cosα=97,5.cos20=92mm
db2=d2cosα=350.cos20=329mm
α=200
αt=20
αtw=20,850
xt
xt=0,5027
Ԑα
Ԑα=1,766
bw
bw=90mm
2.2.3 tính thiết kế bộ truyền cấp nhanh
2.2.3.1 các thông số ăn khớp.
3.1 Khoảng cách trục:
aw = ka .(u + 1) 3
T1.k H β
ϕba .[ σ H ] u2
2
.
Ka-tra bảng 6.5 được ka=49,5
T1=118811Nmm
KHβ-tra bảng 6,5 được kHβ=1,16.
φba=0,4
Vậy aw = 49,5.(4 + 1) 3
118811.1,16
0, 4.[ 498] .4
2
= 174mm
Chọn lại là: aw= 180mm
3.2 Xác định modun:
(0,01÷0,02)aw=(1,5÷3) chọn m=2,5.
3.3 Số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh:
Z1=2aw/m(u+1)=2.180/2,5(4+1)=28,8 →chọn z1= 29 răng.
Z2=z1.u=29.4=116 răng.
Góc nghiêng β=0.
Xác định lại khoảng cách trục: aw=m(z1+z2)/2cosβ=2,5.145/2=181mm.
Vậy chọn khoảng cách trục là aw=185mm và cần dùng dịch chỉnh.
Hệ số dịch tâm:
Y= aw/m – (z1+z2)/2=185/2,5 – (29+116)/2=1,5
Hệ số ky=1000.y/zt=1000.0,5/(29+116) = 3,44.
Kx=0,032 (tra bảng 6.10).
Y=kxzt/1000=0,032.145/1000=0,00464.
Tổng hệ số dịch chỉnh:
Xt=y+ y= 1,5+0,00464=1,50464.
Hế số dịch chỉnh bánh nhỏ và bánh lớn:
X1=0,5[xt – (z1-z2).y/zt]=0,5[1,50464 - (116-29).1,5/145]=0,5.
X2=xt-x1=1,50464-0,55=1.
3.4 Góc ăn khớp:
Cosαtw=(zt.m.cosα)/2aw=145.2,5.cos20/(2.185)=0,94.
Suy ra: αtw=20.
2.2.3.2 kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
10
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
σH=zM. zH.zԐ.[2T1.kH.(u+1)]/(bw.u.dw12)]1/2.
ZM- tra bảng 6.5 được zM=274MPa1/3.
ZH-tra bảng 6.12 được zH=1,67.
zԐ=[(4-Ԑα)/3]1/2 với Ԑα=[1,88-3,2(1/z1+1/z2)]cosβ=[1,88-3,2(1/24+1/96)]=1,71.
Nên zԐ=0,87.
KH=kHBkHαkHV.
KHB,kHα tra bảng 6.7 kHB=1,05; bánh răng thẳng nên kHα=1.
KHV=1+vHbwdw1/(2T1kHBkHα)
VH=δH .g0.v.(aw/u)1/2
δH=0,004(tra bảng 6.15); g0=73(tra bảng 6.16);
xác định đường kính vịng lăn: dw1=2aw/(u+1)=2.185/5=74mm.
Vận tốc vịng:
V=πdw1n1/60000=π.74.635/60000=2,5m/s.
Cấp chính xác 9.
VH=0,004.73.2.(185/4)1/2=4(m/s).
Chiều rộng vành bánh răng:
bw=φba.aw=0,4.185=74mm.
k Hv = 1 +
3.74.74
= 1, 07 .
2.118811.1, 05.1
KH=1,07.1.1,04.=1,1.
σH=274.1,67.0,87.[2.118811.1,1.(4+1)/(74.742.4)]1/2=357,5(MPa).
Ta thấy: σH<[σH]=498(Mpa). Vậy bộ truyền đảm bảo điều kiền bền tiếp xúc.
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
11
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
2.2.3.3 thông số bộ truyền cấp nhanh:
Thơng số
Kí hiệu
Cơng thức tính
Khoảng cách trục chia
a
a=0,5m(29+116)/cosβ=0,5.2,5.145=181mm
Khoảng cách trục
aw
aw=a+ym=181+1,5.2,5=185mm
d1=mz1/cosβ=2,5.29=72,5mm
Đường kính chia
d
d2=mz2/cosβ=2,5.116=290mm
dw1=2aw1/(u+1)=2.185/5=74mm
Đường kính lăn
dw
dw2=dw1 .u=74.4=296mm
da1=d1+2(1+x1-Δy)m=72,5+2.(1+0,5-0).2,5=80mm
Đường kính đỉnh răng
da
da2=d2+2(1+x2- Δy)m=290+2(1+1-0).2,5=300mm.
df1=d1-(2,5-2x1)m=72,5-(2,5-2.0,5).2,5=66mm
Đường kính đáy răng
df
df2=d2-(2,5-2x2)m=290-(2,5-2.1).2,5=288mm
db1=d1cosα=72,5.cos0=72,5mm
Đường kính cơ sở
db
db2=d2cosα=290.cos0=290mm
Gốc profin gốc
α
α=200
Góc profin răng
αt
αt=20
Góc ăn khớp
αtw
αtw=200
Bề rộng bánh răng
bw
bw=74mm
Kiểm tra điều kiện bôi trơn:
o
o'
A
B
A'
B'
c
-
Mức dầu thấp nhất phải đủ ngập đoạn BC. Đường mức dầu min là đường AA’.
Mức dầu cao nhất ngập khơng q 1/3 bán kính bánh răng.
Khoảng cách giữa mứa dầu max và min là khoảng 10÷15mm.
Lấy A’B’=AB=15mm.
OA=O’A’=129mm
Đường mức dầu max là đường AA’.
Đường mức dầu min là đường BB’. Thỏa mãn 3 điều kiện trên.
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
12
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
Phần 3:
TÍNH THIẾT KẾ TRỤC
3.1 Chọn vật liệu chế tạo trục:
Vật liệu chế tạo trục là thép 45 tơi cải thiện có giới hạn bền là σb= 750MPa,
giới hạn cháy σch=450MPa, ứng suất cho phép là [σ]=63MPa. Ứng suất xoắn
cho phép [τ]=20÷25MPa.
3.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục:
-
-
Với bộ truyền bánh răng trụ nên ta có:
Trục 1:+ Ft11=2T1/dw11=2.118811/60=3960N.
Fr11=Ft11.tgαtw/cosβ=Fr21=3960.tg200/cos00=1441N.
Fa11=Ft11.tgβ=Fa21=3960.tg00=0N.
Trục II: + Ft22=2T2/dw22=2.456478/240=3804N
Fr22=Ft22.tgαtw/cosβ=3804.tg20/cos0=1384N
Fa=0.
+ Ft23=2T2/dw23=2.456478/98=9316N
Fr23=Ft23.tgαtw/cosβ=9316.tg20/cos0=3390N
Fa=0.
Trục III: + Ft32=2T3/dw31=2.1562727/352,8=8859N
Fr32=Ft32.tgαtw/cosβ=8859.tg20/cos0=3224N
Fa=0.
3.3 Xác định sơ bộ đường kính các trục và bề rộng ổ lăn:
-
Trục I: d1 ≥ 3 T1 / 0, 2[τ ] = 3 118811/ 0, 2.22 = 30mm . Chọn d1=30mm, b1=19mm.
-
Trục II:
b2=25mm
Trục III:
b3=33mm.
-
d 2 ≥ 3 T2 / 0, 2[τ ] = 3 456478 / 0, 2.26 = 44mm Chọn d2=45mm,
d3 ≥ 3 T3 / 0, 2[τ ] = 3 1562727 / 0, 2.30 = 64mm. Chọn d3=65mm,
3.4 Xác đinh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:
+ K1= 10mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay dến thành trong của vỏ
hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay.
+ K2 = 8mm : khoảng cách từ mặt mút ổ dến thành trong của hộp.
+ K3 = 15mm : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay dến nắp ổ.
+ h = 20mm : khoảng cách của nắp ổ và bulông .
TRỤC I:
- Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng: lm13=(1,2…1,5)d1=(36…45)mm
- Chiều dài mayo tối thiểu bằng chiều rộng vành răng: theo phần tính tốn bánh
răng bw=60mm. vậy chọn lm12=60mm.
- Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh đai: lm12=(1,2…1,5)d1=(36…45)mm lấy
lm12=40mm.
l12=lc12=0,5(lm11+b0)+k3+hn=0,5(40+19)+15+20=64,5mm.
l13=0,5(lm13+b0)+k1 + k2=0,5(60+19)+10+8=87,5mm
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
13
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
l11=l21=221mm
TRỤC II:
- Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng: lm22=(1,2…1,5)d2=(54…67,5)mm, chiều
dài mayo bánh răng tối thiểu bằng bề rộng bánh răng: theo tính tốn ở trên ta
chọn lm22=60mm và lm23=90mm.
l21=lm22+lm23+3k1+2k2+b0=90+60+3.10+2.8+25=221mm.
l22=0,5(lm22+b0)+k1+k2=0,5(60+25)+10+8=60,5mm.
l23=l22+0,5(lm22+lm23)+k1=60,5+0,5(90+60)+10=145,5mm
TRỤC III:
- Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng: lm32=90mm
- Chọn sơ bộ chiều dài mayo của chiết quay nằm ở trục ra là lm33= 50mm.
- Khoảng côngxôn trên trục 3:
lc33=0,5(lm33+b0)+k3+hn=0,5(50+33)+15+20=76,5mm
l32=l23=145,5mm
l31=l21=221mm
l33=l31+lc33=221+76,5=297,5mm.
- Sơ đồ của hộp giảm tốc:
Fr
Ft
Ft
Fr
Ft
Fr
Fk
Fr
Ft
Fr
Ft
Fr
Ft
Ft
Fk
Fr
Ft
Fr
Ft
Tải trọng tác dụng lên các trục gồm có lực Fr và Ft.
Ft
3.5 Tính trục I:
3.5.1 Thay trục bằng dầm sức bền:
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
14
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
l13
l11
l12
l13
l11
l12
x
x
RAY
RAX
RAY
RAX
A
Fr11
Ft11
Fr11
Ft11
A
192373,5Nmm
RBY
RBX B
Fk
C
RBY
RBX70950Nmm
B
FkM
y
C
My
Mx
70950Nmm
192373,5Nmm
Mx
Mz
607860Nmm
607860Nmm
Mz
118811Nmm
118811Nmm
3.5.2 Tính phản lực tại các gối tựa:
Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng đứng tại gối A:
uuuur
∑ MY A = 0
→RBY.l11+Fr11.(l11-l13)=Fr.(l11+l12)
→RBY=[Fr.(l11+l12)-Fr11.(l11-l13)]/l11
→RBY=[1525.(221+64,5)-1441.(221-87,5)]/221=1100N.
Theo phương Y: ta có: RBY+RAY=Fr11→RAY=Fr11+RBY-Fk
→RAY=1441+1100-1525=1016N.
Phương
uuuuu
r trính cân bằng momen trong mặt phẳng ngang tại gối A:
∑ M X = 0 → Ft11.( l11-l13)=RBXl11+Fk.(l11+l12)
→RBX=Ft11(l11-l13)/l11
→RBX=3960.(221-87,5)/221=2392N
Theo phương X ta có:RAX+RBX=Ft11.
→RAX=Ft11-RBX=3960-2392=1568N
3.5.3 Tính đường kính các đoạn trục:
Tại vị trí lắp bánh răng:
A
M = M 2 x + M y 2 = 6078602 + 192373,52 = 637574 Nmm
M td = M 2 + 0, 75T 2 = 6375742 + 0, 75.1188112 = 637657 Nmm
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
15
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
d13 = 3 M td / (0,1.[σ ]) = 3 637657 / (0,1.63) = 46mm.
Tại vị trí lắp bánh răng có rãnh then nên tăng đường kính trục lên
5%. d=48mm. chọn d=50mm.
Tại vị trí lắp ổ đỡ:
M = M 2 x + M y 2 = 709502 = 70950 Nmm
M td = M 2 + 0, 75T 2 = 709502 + 0, 75.1188112 = 124983 Nmm
d = 3 M td / (0,1.[σ ]) = 3 124983 / (0,1.63) = 27 mm.
Chọn d=45mm.
Tại các vị trí khác lấy d=40mm.
Tại vị trí lắp bánh đai có rãnh then nên tiết diện tăng lên 5%. Lấy
d=45mm.
3.5.4 Tính chọn then bằng:
Chọn vật liệu là thép 45 có ứng suất dập là [σd]=100MPa và ứng suất cắt
là [τ]=75MPa.
Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng là:
d13=50mm; b=14mm; h=12; t1=7mm; t2=4,9;
l=0,85lm=0,85.60=51mm.
Kiểm tra điều kiện bền dập:
σd=2T/[dlt(h-t1)]=2.637657/[50.51.(12-7)]=100MPa=[σ].
→Thỏa mãn điều kiên bền dập
Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt:
τc=2T/(dltb)=2.637657/(50.51.14)=36MPa<[τ]
→ thỏa mãn điều kiện bền cắt.
Tương tự ta chọn then bằng tại vị trí lắp bánh đai tiết diện 1-1:
d13=45mm; b=14mm; h=12; t1=7mm; t2=4,9;
l=0,85lm=0,85.60=56mm.
Kiểm nghiệm then theo ứng suất bền dập và ứng suất bền uốn ta thấy
đều thỏa mãn.
3.5.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:
Hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn:
Tại vị trí lắp bánh rang có tiết diện nguy hiểm nhất nên ta kiểm tra bền
cho vị trí này. Mặt cắt 1-3.
sj =
sσ j .sτ j
sσ j + sτ j
2
2
≥ [ s]
[s]-hệ số an toàn cho phép, thường lấy [s]=1,5…2,5.
sσ j =
σ −1
Kσ dj .σ aj + ψ σ .σ mj
sτ j =
τ −1
Kτ dj .τ aj + ψ τ .τ mj
σ-1 và τ-1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với
chu kỳ đối xứng.
σ-1=0,436σb=0,436.750=327MPa ; τ-1=0,58.σ-1=0,58.327=190MPa.
Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó:
σmj=0; σaj=σmaxj=Mj/Wj
Trục quay 2 chiều nên τmj=0; τaj=τmaxj=Tj/Woj.
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
16
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
Trong đó Mj là momen tương đương tại tiết diện nguy hiểm và Wj và
Woj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện nguy hiểm.
π d j 3 bt1 (d j − t1 ) 2 π 503 7.14.(50 − 7) 2
2
Wj =
32
−
2d j
=
32
−
2.50
= 10459mm
π d j 3 bt1 (d j − t1 ) 2 π .503 7.14.(50 − 7) 2
Woj =
−
=
−
= 22731mm 2
16
2.d j
16
2.50
ψσ và ψσ – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ
bền mỏi.
ψσ=0,05 và ψσ=0
Kσdj và Kτdj là hệ số xác định theo công thức sau:
Kσdj=(Kσ/Ԑσ+Kx-1)/Ky với các giá trị tra trong bảng 10.8, 10.9, 10.10 và
10.11: Kx=1; Ky=1,6; Ԑσ=0,81; Ԑτ=0,76; Kσ/Ԑσ=2,35 →Kσ=1,9.
Kσdj=(2,35+1-1)/1,6=1,5.
Kτdj=(Kτ/Ԑτ+Kx-1)/Ky với các giá trị tra trong bảng 10.8, 10.9, 10.10 và
10.11. Kτ/Ԑτ=1,7
Kτdj=1,7/1,6=1,1.
σaj=637657/10459=61; τaj=118811/22731=5,2.
327
sσ j =
= 3, 6
1, 5.61 + 0, 05.0
190
sτ j =
= 33, 2
1,1.5, 2 + 0.0
3, 6.33, 2
= 3, 6 ≥[s]
→ sj =
3, 62 + 33, 2 2
Vậy thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc.
3.5.6Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh:
σ td = σ 2 + 3τ 2 ≤ [σ ] . Trong đó:
σ=Mmax/(0,1d3)=637657/(0,1.503)=51MPa.
τ=Tmax/(0,2d3)=118811/(0,2.503)=4,75MPa.
[σ]=0,8σch=0,8.450=360MPa.
σ td = 512 + 3.4, 752 = 52 MPa ≤ [σ ] = 360 MPa.
Vậy trục đảm bảo điều kiện bền tĩnh.
3.6 Tính trục II:
3.6.1 Thay trục bằng dầm sức bền:
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
17
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
l23
l21
l21
x
x
RAY
RAX
RAY
RAX
Fr23
A
Fr23
l22
l23
l22
x
x
Fr22
Ft23
Fr22
Ft23
222132Nmm
A
222132Nmm
703358Nmm
703358Nmm
456478Nmm
Ft22
RBY
Ft22 R
B
BX
255945Nmm
RBY
My
RBX B
My
Mx
255945Nmm
610542Nmm
610542Nmm
Mz
456478Nmm
3.6.2 Tính phản lực tại các gối tựa:
Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng đứng tại gối A:
uuuur
∑ MY A = 0
→RBY.l21=Fr23.(l21-l23) +Fr22.(l21- l22)
→RBY = [Fr23.(l21-l23) +Fr22.(l21- l22)]/l21
→RBY = [(1384.(221-145,5)+3390.(221-60,5)]/221=2163N.
Theo phương Y: ta có: RBY+RAY=Fr23+Fr22
→RAY=Fr22+Fr23-RBY.
→RAY=1384+3390-2163=2611N.
Phương
uuuuu
r trính cân bằng momen trong mặt phẳng ngang tại gối A:
∑ M X = 0 →Ft22.( l21-l22) +Ft23.(l21-l23)=RBX .l21
→RBX=[Ft22(l21-l22)+ Ft23.(l21-l23)]/l21
→RBX=[3804.(221-60,5)+9316.(221-145,5)]/221
→RBX=5945N.
Theo phương X ta có:RAX+RBX=Ft22 +Ft23.
→RAX= Ft22 +Ft23-RBX= 3804+9316-5945=7175N.
3.6.3 Tính đường kính các đoạn trục:
Tại vị trí lắp bánh răng:
A
M = M 2 x + M y 2 = 2221322 + 7133582 = 747142 Nmm
M td = M 2 + 0, 75T 2 = 7471422 + 0, 75.4564782 = 845281Nmm
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
18
Mx
Mz
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
d = 3 M td / (0,1.[σ ]) = 3 845281/ (0,1.63) = 51mm.
Tại vị trí lắp bánh răng có rãnh then nên tăng đường kính trục lên
5%. d23 =54mm. chọn d23 =55mm.
M = M x 2 + M y 2 = 2559452 + 6105422 = 662019 Nmm
M td = M 2 + 0, 75T 2 = 6620192 + 0, 75.4564782 = 771069 Nmm
d 22 = 3 M td / (0,1.[σ ]) = 3 771069 / (0,1.63) = 50 Nmm
Tại vị trí lắp bánh răng có rãnh then nên đường kính trục tăng
thêm 5%. d22=55mm.
Tại vị trí lắp ổ đỡ:
Chọn đường kính tại vị trí hai ổ đỡ theo tiêu chuẩn:
d2A=50mm. d2B=50mm.
3.6.4 Tính chọn then bằng:
Chọn vật liệu là thép 45 có ứng suất dập là [σd]=100MPa và ứng suất
cắt là [τ]=75MPa.
Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng – vị trí 2-3:
d23=55mm; b=16mm; h=10; t1=6mm; t2=4,3mm;
l23 =0,85.lm=0,85.90=76,5mm.
Kiểm tra điều kiện bền dập:
σd=2T/[dlt(h-t1)]=2.845281/[55.76,5.(10-6)]=100MPa=[σ].
→Thỏa mãn điều kiên bền dập
Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt:
τc=2T/(dltb)=2.845281/(55.76,5.16)=16MPa<[τ]
→ thỏa mãn điều kiện bền cắt.
Tương tự ta chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng tiết diện 2-2:
d13=55mm; b=16mm; h=10; t1=6mm; t2=4,3;
l=0,85lm=0,85.60=51mm.
Kiểm nghiệm then theo ứng suất bền dập và ứng suất bền uốn ta thấy
đều thỏa mãn.
3.7 Tính trục III:
3.7.1 Thay trục bằng dầm sức bền:
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
19
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
l33
l33
l31
l31
x
l32
l32
x
RAY
RAX
Ft32
Fr32
Ft32
A
RBY
RBX B
RBY
RAY
RAX
Fr32
243412 Nmm
243412 Nmm
A
RBX B
668854 Nmm
668854 Nmm
My
My
Mx
Mx
Mz
Mz
1562727 Nmm
1562727 Nmm
3.7.2 Tính phản lực tại các gối tựa:
Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng đứng tại gối A:
uuuur
∑M
A
Y
=0
→RBY.l31=Fr32.(l31-l32)
→RBY = Fr32.(l31-l32)/l21
→RBY = 3224.(221-145,5)/221=1101N.
Theo phương Y: ta có: RBY+RAY=Fr32
→RAY=Fr32-RBY.
→RAY=3224-1101=2123N.
Phương
uuuuu
r trính cân bằng momen trong mặt phẳng ngang tại gối A:
∑ M X = 0 →Ft32.( l31-l32)=RBX .l31
→RBX=Ft32(l31-l32)/l21
→RBX=8859.(221-145,5)/221=3030N
Theo phương X ta có:RAX+RBX=Ft32.
→RAX= Ft32-RBX= 38859-3030=5829N.
3.7.3 Tính đường kính các đoạn trục:
Tại vị trí lắp bánh răng:
A
M 32 = M 2 x + M y 2 = 2434212 + 6688542 = 711772 Nmm
M td 32 = M 2 + 0, 75T 2 = 7117722 + 0, 75.1562727 2 = 1529119 Nmm
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
20
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
d = 3 M td / (0,1.[σ ]) = 3 771069 / (0,1.63) = 51mm.
Tại vị trí lắp bánh răng có rãnh then nên tăng đường kính trục lên
5%. d32 =54mm. chọn d32 =55mm.
Tại vị trí lắp ổ đỡ:
Chọn đường kính tại vị trí hai ổ đỡ theo tiêu chuẩn:
d3A=50mm. d3B=50mm.
3.7.4 Tính chọn then bằng:
Chọn vật liệu là thép 45 có ứng suất dập là [σd]=100MPa và ứng suất
cắt là [τ]=75MPa.
Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng – vị trí 2-3:
d32=55mm; b=20mm; h=18; t1=11mm; t2=7,4mm;
l32 =0,85.lm=0,85.90=76,5mm. Chọn l32=80 (then bằng cao).
Kiểm tra điều kiện bền dập:
σd=2T/[dlt(h-t1)]=2.1562727/[55.80.(18-11)]=101MPa>[σ] khoảng 1%.
→Thỏa mãn điều kiên bền dập
Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt:
τc=2T/(dltb)=2.1562727/(55.80.20)=35.3MPa<[τ]
→ thỏa mãn điều kiện bền cắt.
Phần 4:
TÍNH CHỌN Ổ LĂN
i. Tính chọn ổ lăn cho trục I:
4.1.1 Chọn ổ lăn theo khả năng tải động:
- Tải trọng tác dụng lên ổ A:
FrA = RA = RAX 2 + RAY 2 = 15682 + 1016 2 = 1868 N
-
Tải trọng tác dụng lên ổ B:
FRB = RB = RBX 2 + RBY 2 = 23922 + 11002 = 2632 N
Ta thấy: RA
Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ B:
QB=(X.V.RB+Y.∑RaB).Kđ.Kt
Với: X=1; Y=0; Kđ=1,4; Kt=1; V=1 (bảng 11.3)
→ QB=1.1.2632.1,4=3685N=3,7kN.
Tuổi thọ ổ:
L=60.n1.Lh/106=60.635.8700/106=331,47(triệu vòng)
Hệ số khả năng tải động:
Cd = QB . 3 L = 3, 7. 3 331, 47 = 25, 6kN
Từ đó ta chọn được thơng số của ổ (theo bảng P2.7).
Đường
Kí
d,mm D,mm B,mm r,mm
kính
hiệu ổ
bi,mm
208
45
85
19
2,0
12,7
C,kN
C0,kN
25,7
18,1
4.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
21
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
Theo bảng 11.6 ta có: X0=0,6; Y0=0,5.
Qt=FrB=RB=2632N.
Ta thấy Qt
ii.
Tính chọn ổ lăn cho trục II:
4.2.1 Chọn ổ lăn theo khả năng tải động:
- Tải trọng tác dụng lên ổ A:
FrA = RA = RAX 2 + RAY 2 = 71752 + 26112 = 7635 N
-
Tải trọng tác dụng lên ổ B:
FRB = RB = RBX 2 + RBY 2 = 59452 + 21632 = 6326 N
Ta thấy: RA>RB nên ta tính cho ổ A:
Lực dọc trục Fa=0 nên ta chỉ chọn ổ bi đỡ.
Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ A:
QA=(X.V.RA+Y.∑RaA).Kđ.Kt
Với: X=1; Y=0; Kđ=1,4; Kt=1; V=1 (bảng 11.3)
→ QB=1.1.7635.1,4=10,7kN.
Tuổi thọ ổ:
L=60.n1.Lh/106=60.159.8700/106=83(triệu vòng)
Hệ số khả năng tải động:
Cd = QB . 3 L = 10, 7. 3 83 = 46, 7kN
Từ đó ta chọn được thơng số của ổ (theo bảng P2.7).
Đường
Kí
d,mm D,mm B,mm r,mm
kính
hiệu ổ
bi,mm
310
50
110
27
3,0
19,05
C,kN
C0,kN
48,5
36,3
4.2.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:
Theo bảng 11.6 ta có: X0=0,6; Y0=0,5.
Qt=FrB=RB=7635N=7,6kN
Ta thấy Qt
iii.
Tính chọn ổ lăn cho trục III:
4.3.1 Chọn ổ lăn theo khả năng tải động:
- Tải trọng tác dụng lên ổ A:
FrA = RA = RAX 2 + RAY 2 = 5829 2 + 21232 = 6204 N
-
Tải trọng tác dụng lên ổ B:
FRB = RB = RBX 2 + RBY 2 = 30302 + 11012 = 3224 N
Ta thấy: RA>RB nên ta tính cho ổ A:
Lực dọc trục Fa=0 nên ta chỉ chọn ổ bi đỡ.
Tải trọng tương đương tác dụng lên ổ A:
QA=(X.V.RA+Y.∑RaA).Kđ.Kt
Với: X=1; Y=0; Kđ=1,4; Kt=1; V=1 (bảng 11.3)
→ QB=1.1.6204.1,4=8,7kN.
Tuổi thọ ổ:
L=60.n1.Lh/106=60.44.8700/106=23(triệu vòng)
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
22
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
Hệ số khả năng tải động:
Cd = QB . 3 L = 8, 7. 3 23 = 24, 7 kN
Từ đó ta chọn được thơng số của ổ (theo bảng P2.7).
Đường
Kí
d,mm D,mm B,mm r,mm
kính
hiệu ổ
bi,mm
212
50
110
22
2,5
15,88
C,kN
C0,kN
41,1
31,5
4.3.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:
Theo bảng 11.6 ta có: X0=0,6; Y0=0,5.
Qt=FrB=RB=6204N=6,2kN
Ta thấy Qt
iv.
-
Bơi trơn ổ lăn:
Vì vận tốc vịng của cấp nhanh chỉ là 2m/s nên ta chọn bôi trơn ổ bằng mỡ.
Chọn mỡ là mỡ π, mỡ lấp đầy 2/3 thể tích phần rỗng của bộ phận ổ.(theo bảng
8-28, sách thiết kế chi tiết máy_Nguyễn Trọng Hiệp).
v. Bôi trơn ổ lăn:
- Vì vận tốc vịng thấp nên chọn dầu có độ nhớt vừa phải: theo bảng 18-12
và bảng 18-13 ta chọn dầu dầu công nghiệp Engle 50. Độ nhớt từ 5.6-7.6.
- Khối lượng đưa vào sao cho mức dầu nằm giữ 2 đường mức dầu max và
mức dầu min.
Phần 5:
THIẾT KẾ THÂN MÁY VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC
Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và
các bộ phận của máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền
đến, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi bẩn bám vào
- Vật liệu là gang xám GX15-32
- Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua các trục để lắp các
chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn.
- Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài, dể lắp sít, khi lắp có một
lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt.
- Mặt đáy lỗ dốc về phía lỗ tháo dầu với độ dốc từ 10...30, và ngay tại chỗ
tháo dầu lõm xuống
- Kết cấu hộp giảm tốc đúc.
5.1 Kích thước vỏ hộp.
Tên gọi
Biểu thức tính tốn
Chiều dày: Thân hộp,δ
δ=0,03a+3=0,03.225+3=9,75mm→δ=10mm
Nắp hộp, δ1
δ1=0,9δ=0,9.10=9mm→δ1=9mm
Gân tăng cứng
Chiều dày ,e
e=(0,8…1)δ=(8…10)mm→chọn e=9mm
- Chiều cao,h
h<58mm
- Độ dốc
khoảng 20
Đường kính:
-
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
23
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
- Bulông nền, d1
- Bulông cạnh ổ, d2
- Bulơng ghép nắp bích và
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
d1>0,04δ+10=19mm→chọn d1=19mm
d2=(0,7…0,8)d1=(14…16)→chọn d2=15mm
d3=(0,8…0,9)d2=(12…13,5); chọn d3=13mm
thân, d3
- Vít ghép nắp ổ,d4
d4=(0,6…0,7)d3=(7,8…9,1); chọn d4=8mm
- Vít ghép cửa thăm,d5
d5=(0,5…0,6)d4=(4…4,8) chọn d5=4mm
Mắt bích ghép nắp và thân:
- Chiều dày bích thân
hộp,S3
S3=(1,4…1,8)d3=(18,2…23,4), → chọn
- Chiều dày bích nắp
S3=20mm
hộp,S4
S4=(0,9…1,0)S3=(18…20),→ chọn S4=18mm
- Bề rộng mặt ghép
K2=E2+R2+4=1,6d2+1,3d2+4=47,5 → chọn
bulơng cạnh ổ, K2
K2=48.
- Bề rộng bích nắp và
K3=K2+4=48+4=52mm.
thân, K3
Khe hở giữa các chi tiết:
- Giữa bánh răng với
Δ≥(1…1,2)δ=(10…12)→ chọn Δ=12mm
thành trong hộp
- Giữa đỉnh bánh răng
Δ1≥(3..5)δ=(30…50)→ chọn δ=40mm.
lớn và đáy hộp
- Giữa mặt bên các bánh Δ≥δ→ chọn Δ=12mm
răng với nhau
Số lượng bulông nền Z
Z=(L+B)/(200…300); lấy Z=4
5.2Một số chi tiết khác:
a. Cửa thăm:
Dùng để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp
ghép và để đổ dầu vào hộp. Cửa thăm được đậy bằng nắp. trên
nắp có gắn nút thơng hơi. Kích thước của thăm như sau:
Số
A
B
A1
B1
C
C1 K
R
Vít
lượng
100 75 150 100 125
87 12 M8x22
4
b. Nút thơng hơi:
Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên. Để giảm áp suất và
điều hịa khơng khí bên trong và bên ngồi hộp, ta dùng nút
thơng hơi. Nút thơng hơi được lắp trên cửa thăm. Theo bảng
18.6 ta có được các thông số
A
B
C
D
E
G
H
I
K
M27x2
15
30
15
45
36
32
6
4
L
M
N
O
P
Q
R
S
10
8
22
6
32
18
36
32
c. Nút tháo dầu
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
24
Lớp: 11N
Đồ án chi tiết máy
GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến
Sau một thời gian làm việc, dồi bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn
(do bụi bặm và do hạt mài), hoặc bị biến mất, do đó cần phải
thay đổi dầu mới. Để tháo dầu cũ người ta dùng lỗ tháo dầu.
Chọn theo bảng 18.7 ta được:
d
b
m
f
L
c
q
D
S
D0
M20x2 15
9
3
28 2,5 17,8 30
22 25,4
d. Kiểm tra mức dầu:
Dùng que thăm dầu có kết cấu kích thước như hình vẽ để kiểm
tra mức dầu.
6
30
12
l
Ø5
Ø18 Ø12
Ø6
3
e. Chốt định vị
d
c
l
6
1
39
f. Cốc lót:
- Dùng để đỡ cặp ổ kép, tạo thuận lợi cho việc lắp ghép và
điều chỉnh bộ phận lót ổ cũng như điều chỉnh sự ăn khớp
của trục vít.
- Chiều dày: δ=8mm
- Chiều dày vai: δ1=8mm
- Chiều dày bích: δ2=7mm
SVTH: Nguyễn Phúc Trải
25
Lớp: 11N
