Đồ án Chi Tiết Máy: Tính Toán & Thiết Kế Hộp Giảm Tốc đồng Trục Hai ...

Trang chủ Tìm kiếm Trang chủ Tìm kiếm Đồ án Chi tiết máy: Tính toán & Thiết kế hộp giảm tốc đồng trục hai cấp docx 57 2 MB 107 681 4.6 ( 18 lượt) Xem tài liệu Nhấn vào bên dưới để tải tài liệu Tải về Đang chuẩn bị: 60 Bắt đầu tải xuống Để tải xuống xem đầy đủ hãy nhấn vào bên trên Chủ đề liên quan Đồ án chi tiết máy Hộp giảm tốc đồng trục hai cấp Thiết kế hộp giảm tốc Tính toán các chi tiết máy bộ truyền bánh răng

Nội dung

BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ  ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ TÀI: TÍNH TOÁN & THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC ĐỒNG TRỤC HAI CẤP GVHD: Nguyễn Minh Huy SVTH: Nguyễn Thế Dân MSSV: 2003130078 LỚP:04DHCK2 NĂM HỌC: 2015-2016 TP. HỒ CHÍ MINH, THÁNG 12 NĂM 2015 Đồ án chi tiết máy CÔNG TRÌNH ĐƯỢC HOÀN THÀNH TẠI TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM Cán bộ hướng dẫn 1: (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký) Cán bộ hướng dẫn 2: (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký) Cán bộ hướng dẫn 3: (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký) Cán bộ chấm nhận xét 1 : (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký) Cán bộ chấm nhận xét 2 : (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký) Cán bộ chấm nhận xét 3 : (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký) Thực tập tốt nghiệp được bảo vệ tại HỘI ĐỒNG CHẤM BẢO VỆ THỰC TẬP TỐT NGHIỆP, TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM Ngày . . . . . tháng . . . . năm . . . . . Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 2 Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 3 Đồ án chi tiết máy LỜI CẢM ƠN Không có sự thành công nào mà không gắn liền với những sự hỗ trợ, giúp đỡ dù ít hay nhiều, dù trực tiếp hay gián tiếp của người khác. Trong suốt thời gian từ khi bắt đầu học tập ở giảng đường đại học đến nay, em đã nhận được rất nhiều sự quan tâm, giúp đỡ của quý Thầy Cô, gia đình và bạn bè. Với lòng biết ơn sâu sắc nhất, em xin gửi đến quý Thầy Cô ở Khoa Công Nghệ Cơ Khí – Trường Đại Học Công Nghiệp Thực Phẩm TP.HCM đã cùng với tri thức và tâm huyết của mình để truyền đạt vốn kiến thức quý báu cho chúng em trong suốt thời gian học tập tại trường. Và đặc biệt, trong học kỳ này, Khoa đã tổ chức cho chúng em được tiếp cận với môn học mà theo em là rất hữu ích đối với sinh viên ngành Chế Tạo Máy chúng em. Đó là môn học "Đồ Án Chi Tiết Máy”. Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Minh Huy đã tận tâm hướng dẫn em trong quá trình làm đồ án. Nếu không có những lời hướng dẫn, dạy bảo của thầy thì em nghĩ bài thu hoạch này của em rất khó có thể hoàn thiện được. Một lần nữa, em xin chân thành cảm ơn thầy. Đồ án được thực hiện trong khoảng thời gian ngắn. Và đây chỉ là những bước đầu đi vào thực tế, tìm hiểu về lĩnh vực cơ khí chế tạo, kiến thức của em còn hạn chế và còn nhiều bỡ ngỡ. Do vậy, không tránh khỏi những thiếu, em mong nhận được những ý kiến đóng góp quý báu của quý Thầy Cô và các bạn học cùng lớp để kiến thức của em trong lĩnh vực này được hoàn thiện hơn. Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 4 Đồ án chi tiết máy Nhận xét của GVHD Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 5 Đồ án chi tiết máy MỤC LỤC CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN....................7 1.1. XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ...............................................................7 1.1.1. Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ:.......................................................8 1.1.2. Chọn động cơ theo điều kiện:.....................................................................8 1.2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN...........................................................................9 1.3. LẬP BẢNG THÔNG SỐ KỸ THUẬT................................................................9 1.3.1. Phân phối công suất trên các trục:.............................................................9 1.3.2. Tính số vòng quay trên các trục................................................................10 1.3.3. Tính momen xoắn trên các trục:...............................................................10 CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN................................11 2.1 2.2 2.3 2.4 CHỌN LOẠI ĐAI VÀ TIẾT DIỆN ĐAI :.............................................................11 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN :...............................................11 LỰC CĂNG ĐAI BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC :..............................14 THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAI :``.............................................................15 CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.....................................16 3.1 CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP CHẬM.......................................16 3.1.1 CHỌN VẬT LIỆU..........................................................................................16 3.1.2 Xác định ứng suất cho phép........................................................................16 3.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục...............................................................18 3.1.4 Xác định các thông số ăn khớp...................................................................19 3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.........................................................19 3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:..............................................................22 3.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải...................................................................................23 3.2 CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH.....................................24 3.2.1 Chọn vật liệu..............................................................................................24 3.2.2 Xác định ứng suất cho phép........................................................................24 2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục...............................................................26 3.2.4 Xác định các thông số ăn khớp...................................................................26 3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.........................................................27 3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:..............................................................29 3.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải......................................................................30 CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT MÁY................................................32 4.1 TÍNH TOÁN TRỤC, THEN..................................................................................32 4.1.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục:......................................32 4.1.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:...........................33 4.1.3 Lực bánh răng tác dụng lên trục (công thức 10.1, trang 184, [1])............34 4.1.4 Lực tác dụng...............................................................................................35 4.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục........................36 4.1.6 Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi của then.......................................................45 4.1.7 Tính kiểm nghiệm độ bền trục.....................................................................46 4.2 TÍNH TOÁN Ổ LĂN.....................................................................................49 Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 6 Đồ án chi tiết máy CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC...........................................................55 5.1 THIẾT KẾ VỎ HỘP.........................................................................................55 5.2 CÁC PHỤ KIỆN KHÁC.....................................................................................57 5.2.1 Vòng móc....................................................................................................57 5.2.2 Chốt định vị:...............................................................................................57 5.2.3 Cửa thăm....................................................................................................58 5.2.4 Nút thông hơi..............................................................................................58 5.2.5 Nút tháo dầu...............................................................................................59 5.2.6 Que thăm dầu.............................................................................................59 5.2.7 Vòng phớt...................................................................................................60 5.2.8 Vòng chắn dầu............................................................................................60 5.3 DUNG SAI VÀ YÊU CẦU KĨ THUẬT.................................................................60 5.3.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng trên trục:.................................................60 5.3.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn:............................................................................61 5.3.3 Dung sai lắp vòng chắn dầu trên trục:.......................................................61 5.3.4 Dung sai lắp ghép nắp ổ và thân hộp.........................................................61 5.3.5 Dung sai lắp ghép chốt định vị...................................................................61 5.3.6 Dung sai lắp ghép then lên trục:................................................................61 TÀI LIỆU THAM KHẢO........................................................................................64 Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 7 Đồ án chi tiết máy THÔNG SỐ ĐỀ CHO P = 27,5 (kW) n = 75 (vg/ph) Thời gian làm việc Lh=16000h, làm việc 3 ca. T T 0.9T 0.7 T 0.2t Hình 1.1 Sơ đồ động của hệ thống băng tải 0.5t 0.3t Hình 1.2 Sơ đồ phân bố tải trọng 1. Động cơ - 2. Bộ truyền đai, 3. Ổ lăn - 4. Trục - 5. Bánh răng nghiêng CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.1. Xác định công suất động cơ Theo công thức (2.8), trang 19,[1], công suất trên trục động cơ điện được xác định như sau: Pct  Pt  Trong đó: Pct : công suất cần thiết trên trục động cơ (kW) Pt : cống suất tính toán trên trục máy công tác (kW)  : hiệu suất truyền động Tính hiệu suất:  được tính theo công thức:  d . br2 . ol3 0,95.0,97 2.0,993 0,86 Với: Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 8 Đồ án chi tiết máy ηd : hiệu suất của bộ truyền đai : 0,95 br :hiệu suất bánh răng: 0,97 ol :hiệu suất một cặp ổ lăn: 0,99 Tính công suất tính toán: 2 Pt Ptd Pmax 2 2 2 = 23,85 (kW) Công suất cần thiết của động cơ: Pct  Pt 23,85  27,7  0,86 1.1.1. Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ: Tỉ số truyền toàn bộ ut của hệ thống dẫn động được tính theo công thức ut= uh. ud Theo bảng 2.4 trang 21 [1], ta chọn các thông số như sau: usbh: tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc 2 cấp; uh= 12 (chọn từ 8÷40) usbd: tỉ số truyền sơ bộ đai ; ud = 3,15 (chọn từ 2÷5)  ut 12.3,15 37,8 Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay): nlv= 75 vg/ph Số vòng quay sơ bộ của động cơ: nsb nlv .ut 75.37,8 2835 vg/ph 1.1.2. Chọn động cơ theo điều kiện: Chọn động cơ thoả mản các điều kiện sau:  Pdc Pct 27,7 (kW )   ndc nsb 2835 (vg / ph) Tra bảng P1.3 trang 235 [1], ta chọn động cơ: 4A180M2Y3 Nguyễn Thế Dân 2003130078 2 2  T3   T1   T2  T   0,9T   0,7T    t1    t2    t3   0, 2t    0,5t    0,3t T T  T  T  T  T     27,5 t1  t2  t3 0, 2t  0,3t  0,5t Page 9 Đồ án chi tiết máy Động cơ có các thông số kỹ thuật sau:  Pdc = 30 kW  ndb = 2943 vg/ph (với tần số dòng điện tại Việt Nam: 50Hz)  Hệ số công suất cos  0,92  T TK 1, 4  mm 1 Tdn T 1.2. Phân phối tỉ số truyền Theo công thức 3.23 [1], trang 48 ta có công thức tính tỉ số truyền toàn bộ hệ: ut  ndc 2943  39, 24 nlv 75 Phân uh cho các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc: uh =12 u1 u2  uh  12 3, 46 Tính sơ bộ ud (tỉ số truyền của bộ truyền đai) : ud  ut 39, 24  3, 26 uh 12 Tính lại ud theo u1 và u2: ud  ut 39, 24  3, 27 u1.u2 3, 46.3, 46 Kiểm nghiệm ud: ud 1%  4% Nên sai lệch tỉ số truyền của bộ truyền đai không đáng kể. 1.3. Lập bảng thông số kỹ thuật 1.3.1. Phân phối công suất trên các trục: P 27,5 P3  lv  29, 239 ol . d 0,99.0,95 (kW) P 29,239 P2  3  30, 447 ol .br 0,99.0,97 (kW) P 30, 447 P1  2  31,705 ol .br 0,99.0,97 (kW) Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 10 Đồ án chi tiết máy P 31,705 Pdctt  1  32 kn 0,99 (kW) 1.3.2. Tính số vòng quay trên các trục n 2943 n1  dc  902,7 ud 3, 26 vg/ph n2  n1 902,7  261 u1 3, 46 vg/ph n3  n2 261  75 u2 3, 46 vg/ph 1.3.3. Tính momen xoắn trên các trục: Tdc 9,55.106. Pdctt 32 9,55.106. 103839,6194 ndc 2943 (Nmm) T1 9,55.106. P1 31,705 9,55.106. 335419,0207 n1 902,7 (Nmm) T2 9,55.106. P2 30, 447 9,55.106. 1114056,897 n2 261 (Nmm) T3 9,55.106. P3 29,239 9,55.106. 3723099,333 n3 75 (Nmm) Bảng 1.1: Thông số kĩ thuật Trục Động cơ I II III Thông số Công suất P (kW) 32 Tỷ số truyền u 3,26 Số vòng quay n (vòng/phút) 2943 Nguyễn Thế Dân 2003130078 31,705 30,447 3,46 902,7 Page 11 29,239 3,46 261 75 Đồ án chi tiết máy Momen xoắn T (Nmm) 103839,6194 335419,0207 1114056,897 3723099,333 CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai : Do điều kiện làm việc, các thông số như công suất, vận tốc, môi trường làm việc, khả năng kéo và tuổi thọ khi làm việc, tính phổ biến, .... mà ta có thể chọn các loại đai như đai dẹt, đai thang, đai răng,..... với các thông số đã cho ta lựa chọn đai thang. Ta có các thông số: P = 30 kW n = 2943 vòng/phút u = 3,26 Hình 2.1. Chọn tiết diện đai hình thang Theo hình 3,ta chọn đai thang loại Ƃ. Theo bảng 4.13 trang 59 [1] cho đai loại Ƃ với: - bt = 14 mm 2.2 2.3.2 - b = 17 mm - h = 10,5 mm - y0 = 4 mm - A = 138mm2 - d1= 140÷280mm. Xác định các thông số của bộ truyền : Đường kính bánh đai nhỏ : Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta chọn d1=160 mm. Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 12 Đồ án chi tiết máy 2.3.3 Vận tốc đai nhỏ : v1   .d1.n  .160.2943  24,65m / s 60000 60000 Vì v1 < 25 m/s nên ta chọn đai là đai thang thường. 2.3.4 Đường kính bánh đai lớn : - Giả sử ta chọn hệ số trượt :  = 0,02 - Theo công thức 4.2[1] trang 53, ta có : - d2 = u.d1(1-  ) = 3,26.160/(1-0,02) = 532,24 mm Theo tiêu chuẩn bảng 4.21 [1] trang 63 ta chọn : - d2 = 500 mm Tỉ số truyền thực tế : u'  d2 500  3,188 d1 (1   ) 160(1  0,02) Sai lệch với giá trị ban đầu ≈ 2,2 %. 2.3.5 Khoảng cách trục sơ bộ : Theo công thức 4.14 [1] trang 60, ta có : 0,55(d1  d 2 )  h a 2(d1  d 2 )  0,55(160  500)  10,5 a 2(160  500)  373,5 a 1320 Khi u = 3,26 Theo bảng 4.14 [1] trang 60, ta có thể chọn sơ bộ a = d2 = 500mm khi u = 3 2.3.6 Chiều dài tính toán của đai : Theo công thức 4.4[1] trang 54, ta có :  (d1  d 2 ) (d 2  d1 ) 2 L 2a   2 4.a  (160  500) (500  160) 2 2.500   2 4.500 2094,52mm Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta chọn đai có chiều dài L= 2240 mm = 2,24 m. 2.3.7 Số vòng chạy của đai trong một giây : v 24,56 i  10,96s  1  10s  1 imax L 2, 24 ta chọn đai có chiều dài L= 2500 mm = 2,5 m. Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 13 Đồ án chi tiết máy v 24,56 i  9.824s  1  10 s  1 imax L 2,5 Khi đó điều kiện được thoả 2.3.8 Tính chính xác khoảng cách trục : - Theo công thức 4.6[1] trang 54, ta có : k  k 2  8 2 4 (d  d ) 160  500 k L   1 2 2500   1463, 27mm 2 2 Trong đó : d  d 500  160  2 1  170mm 2 2 a - 1463, 27  1463, 27 2  8(170) 2 a 711,3mm 4 Do đó : - Ta thấy giá trị a thỏa mãn trong khoảng cho phép. Vậy ta lấy chiều dài đai : L = 2500mm Theo bảng 4.13[1] trang 59, ta lấy : a = 710mm 2.3.9 Góc ôm bánh đai nhỏ : Theo công thức 4.7[1] trang 53, ta có : d d 500  160 1 1800  57 2 1 1800  57 152,750 a 711,3 0 1 150 nên chọn đai vải cao su 2.3.10 Xác định số dây đai : Theo công thức 4.16[1] trang 60, ta có : P.K d z [P0 ].C .Cl .Cu .C z Trong đó : - Công suất trên bánh chủ động: P = 30 kW [Po] : công suất cho phép, tra bảng 4.20 [1] trang 62, ta chọn : [P0] = 5,93 - Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm : Tra bảng 4.15 [1] trang 61, ta lấy : Cα = 0,92 - Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền :Tra bảng 4.17[1] trang 61, ta lấy : Cu=1,14 Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 14 Đồ án chi tiết máy Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai :Tra bảng 4.16 [1] - trang 61, ta lấy : Cl = 1,0 - Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai, chọn sơ bộ : Cz = 1 - Hệ số tải động Kđ, tra bảng 4.7[1] trang 55, ta chọn Kđ = 1,0 Do đó : 2.3.11 2.3.12 2.3 P.K d 30.1,0 z  4,82 [P0 ].C .Cl .Cu .C z 5,93.0,92.1,0.1,14.1 Vậy ta chọn : z = 5 Chiều rộng bánh đai B : Tra bảng 4.21[1] trang 63, ta có : t = 19; e = 12,5; ho = 4,2; Theo công thức 4.17[1] trang 63, ta có : B = (z -1) t + 2e = (5 -1)19 + 2.12,5 = 101 mm Đường kính ngoài của bánh đai : da1 = d + 2h0 = 160 + 2.4,2 = 168,4mm da2 = d + 2h0 = 500+ 2.4,2 = 508,4 mm Lực căng đai ban đầu và lực tác dụng lên trục : 2.3.1 Lực căng đai ban đầu : 2.3.2 Theo công thức 4.19[1] trang 63, ta có ; 780.P.K d F0   v.C .z   Fv Tính lực li tâm : Theo công thức 4.20[1] trang 63,ta có : Fv qm .v 2 Trong đó : - qm : khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22[1] trang 63 ta có : qm = 0,178 - v = 24,65 m/s. 2 Suy ra : Fv 0,178.(24,65) 108,156 N Vậy : 780.30.1,0 F0  105,621N  24,65.0,92.5  108,156 2.3.3 Lực tác dụng lên trục : Theo công thức 4.21[1] trang 63, ta có : Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 15 Đồ án chi tiết máy Fr 2.F0 .z.sin( Nguyễn Thế Dân 2003130078 1 152,75 ) 2.105,651.5.sin( ) 1026,778 N 2 2 Page 16 Đồ án chi tiết máy 2.4 Thông số của bộ truyền đai : Bảng 2.1. Thông số của bộ truyền đai STT 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 Nguyễn Thế Dân 2003130078 Thông số Bánh đai nhỏ Bánh đai lớn Vận tốc Khoảng cách trục Chiều dài đai Góc ôm Số dây đai Chiều rộng bánh đai Đường kính ngoài của bánh đai Lực căng đai ban đầu Lực li tâm Lực tác dụng lên trục Page 17 Giá trị d1 = 160 mm d2 = 500 mm v = 24,65m/s a = 710 mm L = 2500mm α1 = 152,750 z =5 B = 101mm da = 168,4mm F0 = 105,621N Fv = 108,156N Fr = 1026,778N Đồ án chi tiết máy CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Các thông số kĩ thuật Tổng thời gian làm việc Lh 16000h , làm việc 3 ca Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng) Tỷ số truyền u1 3, 46 Số vòng quay trục n1 902,7 (vòng / phút ) Momen xoắn T T1 335419,0207( Nmm) Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng) Tỷ số truyền u2 3, 46 Số vòng quay trục n2 261 (vòng / phút ) Momen xoắn T T2 1114056,879( Nmm) 3.1 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm 3.1.1 Chọn vật liệu  Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau  Theo bảng 6.1, trang 92, [1] ta chọn  Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có  b3 850 MPa ,  ch 3 580 MPa , ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB = 245HB 3  Bánh lớn (bánh bị động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có  b 4 750 MPa ,  ch 4 450 MPa , ta chọn độ rắn của bánh lớn là HB = 230HB 4 3.1.2 Xác định ứng suất cho phép  Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở N HO3 30 HB32,4 30.2452,4 1,63.107  chu kì  N HO4 30 HB42,4 30.230 2,4 1, 40.10 7  chu kì  N FO3  N FO4 4.106  chu kì  Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 18 Đồ án chi tiết máy  Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi 3 N HE3  T  60c   i  ni ti  Tmax  3 3   T 3   0,9T   0,7  60.1    0, 2    0,5    0,3 .261.16000  T   T    T   167223744 (chu kì) N HE 4  N HE3 167223744  48330561,85  chu kì  3, 46 u 6  T  N FE3 60c   i  niti  Tmax  6 6   T 6   0,9T   0,7T  60.1    0, 2   0,5  0,3  .261.16000     T   T    T   125534368,5  chu kì  N FE4  N FE3 u 125534368,5  36281609, 4  chu kì  3, 46  N HE3   N HE4   N FE3 N Ta thấy  FE4  Suy ra  N HO3  N HO4  N FO3  N FO4 nên chọn N HE  N HO để tính toán K HL3  K HL4 K FL3 K FL4 1 Ứng suất cho phép  Theo bảng 6.2, trang 94, [1] với thép C45 được tôi cải thiện ta có ( S H =1,1) Giới hạn mỏi tiếp xúc Bánh chủ động Bánh bị động Giới hạn mỏi uốn Bánh chủ động Nguyễn Thế Dân 2003130078 0  Hlim 2 HB  70 0  Hlim 2 HB3  70 2.245  70 560 MPa 3 0  Hlim 2 HB4  70 2.230  70 530 MPa 4 0  Flim 1,8HB 0  Flim 1,8HB3 1,8.245 441 MPa 3 Page 19 Đồ án chi tiết máy 0  Flim 1,8HB4 1,8.230 414 MPa 4 Bánh bị động Ứng suất tiếp cho phép  Tính toán sơ bộ 0   H   Hlim 0,9 K HL SH K 1   H3   o H lim HL 3 560  MPa SH 1,1   H 4  530 H  1  MPa 1,1   H3     H 4  509,09  481,82   495, 45 MPa 2 2 Ứng suất uốn cho phép  Tra bảng 6.2, trang 94, [1] ta có K FC 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều); sF 1,75 ) 0  Flim .K FC K FL sF F   441.1 414.1   F3   252 MPa ;   F4   236,57 MPa 1,75 1,75 Ứng suất quá tải cho phép   H  max 2,8 ch 4 2,8.450 1260 MPa   F3  0,8 ch3 0,8.580 464 MPa max   F4  0,8.450 360 MPa max 3.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục  Theo công thức 6.15a, trang 96, [1] aw K a  u2  1 3 T2 K H  2  ba   H  u2 43  3, 46  1 3 316, 47 mm Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 20 .1,11 0,4.445,905 2 .3, 46 Đồ án chi tiết máy  Với K a 43 - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5, trang 96, [1] T 2=¿- Momen xoắn trên trục bánh chủ động  ba 0, 4 ;  bd 0,53 ba  u2 1 0,53.0, 4  3, 46  1 0,95 K H  1,11 - Trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, với  bd 1 bảng 6.7, trang 98, [1] => Chọn aw 315 mm 3.1.4 Xác định các thông số ăn khớp Xác định môđun: mn  0,01 0,02  aw 3,15 6,3  mm   Theo bảng 6.8, trang 99, [1] chọn mn 4 mm  Công thức 6.31, trang 103, [1] số bánh răng nhỏ nằm trong khoảng 2a .cos  2.315.cos 20 2.315.cos8  z3  w  4  3, 46  1 mn  u  1 4  3, 46  1  34,97  z3 33,18 Ta chọn z3= 34 răng  Số bánh răng lớn z4 u2 z3 34.3, 46 117,64 răng , chọn z4 = 118 răng  Do đó tỷ số truyền thực um  z4 118  3, 47 u1 u2 z3 34  arccos  Góc nghiêng răng: mn  u  1 z3 4  3, 47  1 34 arccos 15, 21o 2 aw 2.315 o 𝛽 thoả mãn điều kiện 8  20 3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc  Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền H  Nguyễn Thế Dân 2003130078 Z M Z H Z d w1 2T2 K H  um  1 bwum Page 21 Đồ án chi tiết máy  Trong đó 1 Z M 274 ( Mpa ) 3 Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng 6.5, trang 96, [1]) Z H Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (công thức 6.34, trang 105, [1]) 2cos b 2cos14, 27 0 ZH   1,71 sin 2 tw sin  2.20,66o   Với β b Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở  b acrtg  cos   t  .tg   acrtg  cos  20,66  .tg15, 21 14, 27 o  Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh  tg   tg 20   t  tw acrtg  acrtg  20,660    cos15, 21   cos   Với α t là góc profin răng và α tw là góc ăn khớp Z ε Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng  Hệ số trùng khớp dọc   bw sin  aw ba sin  315.0, 4.sin15, 21     m m  .4  Hệ số trùng khớp ngang    1,88  3, 2( 1 z  1 z )  cos 1,7  3 4  Z   Áp dụng công thức 6.36c, trang 105, [1] 1 1    1,7  Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc K H K H K H  K Hv  K H  1,11 (công thức 6.39, trang 106, [1]) Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng 6.7, trang 98, [1])  Áp dụng công thức 6.40, trang 106, [1] vận tốc vòng của bánh chủ động v  d w3n3  .140,93.261  1,92 m / s 60 000 60 000 Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 22 Đồ án chi tiết máy  Với d w3  2 aw 2.315  140,93 um  1 3, 47  1 mm : Đường kính vòng lăn bánh chủ động v 1,92 m / s theo bảng 6.13, trang 106, [1], dùng cấp chính xác 9 ta chọn K H 1,13  Công thức 6.42, trang 107, [1], ta có vH  H g 0v aw 315 0,002.82.1,92 3 um 3, 47  Với  H 0,002 Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang 107, [1]) g 0 82 Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16, trang 107, [1]) K Hv 1  vH bw d w3 2T2 K H K H  1  3.126.140,93 1,01 2.1114056,897.1,13.1,11 K H  K H K H  K Hv 1,13.1,11.1, 01 1, 26  Đường kính vòng lăn bánh nhỏ d w3  2 aw 2.315  140,93 um  1 3, 47  1 mm  Bề rộng vành răng bw aw . ba 315.0, 4 126 mm H  Z M Z H Z d w1 2T2 K H  um  1 274.1,71.0,76 2.1114056,897.1, 26  3, 47  1  bwum 140,93 126.3, 47 428 MPa  Với v = 1,92 (m/s) < 5 (m/s) thì Z v 1 , với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mặt tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công với độ nhám là Ra 1, 250,63  m do đó Z R 1 , với vòng đỉnh răng là d a  700mm , K xH 1 , do đó theo công thức 6.1 và 6.1a, trang 91 và 93, [1]   H  cx   H  ZV Z R K xH  Như vậy Nguyễn Thế Dân 2003130078 H H  495, 45.1.1.1 495, 45 MPa => cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc Page 23 Đồ án chi tiết máy 3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: F   Điều kiện bền uốn 2T2YF3 K F Y Y bw d w3 mn   F   Xác định số răng tương đương zv3  z3 34  3 37,8 răng 3 cos  cos 15, 21 zv4  z4 118  131,32 răng cos 3  cos 315, 21  Theo bảng 6.7, trang 98, [1], K F  1, 23 .  Theo bảng 6.14, trang 107, [1] với v = 1,92 m/s và cấp chính xác 9 K F 1,37  Áp dụng công thức 6.47, trang 109, [1] vF  F g 0v aw 315 0,006.82.1,92 9 um 3, 47  Với  F 0,006 Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang 107, [1]) g 0 82 Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16, trang 107, [1]) K Fv 1  vF bw d w3 2T2 K F K F  1  9.126.140,93 1,04 2.1114056,897.1,37.1, 23 K F K F K F  K Fv 1,37.1, 23.1,04 1,75  Hệ số dạng răng YF theo bảng 6.18, trang 109, [1]  Đối với bánh dẫn: YF3 3,80  Đối với bánh bị dẫn: Y  YF4 3,6 1 1     1,7 hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 24 Đồ án chi tiết máy Y 1  o 15, 21  0,89 140 140 hệ số kể đến độ nghiêng của răng Y 1 bánh răng phay   Với mn 4 , YS 1,00 , R , K xF 1 ( d a 400 mm)  Áp dụng công thức 6.2 và 6.2a, trang 91 và 93, [1]   F3  [ F3 ]YRYS K xF 252.1.1.1 252 MPa   F4  [ F4 ]YRYS K xF 236,5.1.1.1 236,5 MPa  Độ bền uốn tại chân răng  F3  2T2YF3 K F Y Y bw d w3 mn  2.1114056,897.3,8.1,75.0,588.0,89 109,167 MPa    F3  126.140,93.4 3.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải T K qt  max 2, 2 T  Hệ số quá tải động cơ  Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp quá tải  H max   H  K qt 734,87 MPa   H  max 1260 MPa  Áp dụng công thức 6.49, trang 110, [1]  F 3max  F3 . K qt 240,16    F3  464 MPa max  F 4max  F4 . K qt 227,52    F4  max 360 MPa Bảng 3.1: Thông số và kích thước bộ truyền Thông số Khoảng cách trục Modul pháp Chiều rộng vành răng Tỷ số truyền Góc nghiêng răng Giá trị aw 315 mm mn 4 bw3 bw  5 131mm um 3, 47  15, 21o Số răng bánh răng z3 34 Hệ số dịch chỉnh x3 0 Nguyễn Thế Dân 2003130078 bw 4 126 mm Page 25 z4 1 18 x4 0 Đồ án chi tiết máy Đường kính vòng d3 m chia Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng z3 140,93 cos  d 4 m z4 489,13 cos  d a3 d 3  2m 148,93 d a4 d 4  2m 497,13 d f3 d3  2.5m 130,93 d f4 d 4  2.5m 479,13  t 20,66  w 20,66 Góc profin răng Góc ăn khớp 3.2 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh 3.2.1 Chọn vật liệu  Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau  Theo bảng 6.1, trang 92, [1] ta chọn  Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có  b1 850 MPa ,  ch1 580 MPa , ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB = 245HB 1  Bánh lớn (bánh bị động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có  b 2 750 MPa ,  ch 2 450 MPa , ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB = 230HB 2 3.2.2 Xác định ứng suất cho phép  Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở N HO1 30 HB12,4 30.2452,4 1,63.10 7  chu kì  N HO2 30 HB22,4 30.230 2,4 1, 40.10 7  chu kì  N FO1  N FO2 4.107  chu kì   Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi 3 N HE1  T  60c  i  ni ti  Tmax  3 3   T 3   0,9T   0,7  60.1    0,2    0,5    0,3 .902,7.16000  T   T    T     chu kì  Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 26 Đồ án chi tiết máy N HE2  N HE1 u  89172350,67 25772355,68  chu kì  3, 46 6 N FE1  T  60c   i  niti  Tmax  6 6   T 6   0,9T   0,7T  60.1    0, 2   0,5  0,3  .902,7.16000     T   T    T     (chu k×) N FE2  N FE1 u  N HE1   N HE2   N FE1 N Ta thấy  FE2  Suy ra  434175764, 2  (chu k×) 3, 46  N HO1  N HO2  N FO1  N FO2 nên chọn N HE  N HO để tính toán K HL1 K HL2 K FL1 K FL1 1 Ứng suất cho phép  Theo bảng 6.2, trang 94, [1] với thép C45 được tôi cải thiện ta có ( S H =1,1) Giới hạn mỏi tiếp xúc Bánh chủ động Bánh bị động Giới hạn mỏi uốn Bánh chủ động Bánh bị động 0  Hlim 2 HB  70 0  Hlim 2 HB1  70 2.245  70 560 MPa 1 0  Hlim 2 HB2  70 2.230  70 530 MPa 2 0  Flim 1,8HB 0  Flim 1,8HB1 1,8.245 441 MPa 1 0  Flim 1,8HB2 1,8.230 414 MPa 2 Ứng suất tiếp cho phép  Tính toán sơ bộ 0   H   Hlim 0,9 K HL SH K HL1 1 1 0   H1   Hlim 560 509,09 MPa ;   H 2  530 481,82 MPa SH 1,1 1,1 Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 27 Đồ án chi tiết máy   H1     H 2  509,09  481,82  495, 45 MPa 2 2   H   Ứng suất uốn cho phép  Tra bảng 6.2, trang 94, [1] ta có K FC 1 (do quay 1chiều); sF 1,75 ) F  0  Flim  K FC  K FL sF 441.1 414.1   F1   252 MPa ;   F2   236,57 MPa 1,75 1,75 Ứng suất quá tải cho phép   H  max 2,8 ch 2 2,8.450 1260 MPa   F1  0,8 ch1 0,8.580 464 MPa ;   F2  0,8.450 360 MPa max max 2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục  Vì đây là HGT đồng trục 2 cấp nên aw1 aw2 315 mm  0,53 ba  u2 1 0,53.0, 4  3, 46  1 0,95  Với  ba 0, 4 ; bd K H  1,07 Trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng 6.7, trang 98, [1]) 3.2.4 Xác định các thông số ăn khớp mn  0,01 0,02  aw 3,15 6,3  mm   Theo bảng 6.8, trang 99, [1] chọn mn 4 mm 0  Chọn sơ bộ góc nghiêng răng  15, 21  Công thức 6.31, trang 103, [1] số bánh răng nhỏ 2aw .cos 2.315.cos15, 21  34,07 mn  u  1 4.(3, 46  1) , chọn z1 =34 răng  Số bánh răng lớn z2 u1 z2 30.3, 46 117,64 răng , lấy z2 118  Do đó tỷ số truyền thực Nguyễn Thế Dân 2003130078 um  z2 118  3, 47 u2 z1 34 Page 28 Đồ án chi tiết máy  arccos  Góc nghiêng răng mn  u  1 z1 4  3, 47  1 34 arccos 15, 21o 2aw 2.315 3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc  Công thức 6.33, trang 105, [1] ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền H  Z M Z H Z d w1 2T1 K H  um  1 bwum  Trong đó 1 Z M 274 Mpa 3 Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng 6.5, trang 96, [1]) Z H Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (công thức 6.34, trang 105, [1]) 2cos b 2cos14, 27 0 ZH   1,71 sin 2 tw sin  2.20,66   Với  b Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở  b acrtg  cos   t  .tg   acrtg  cos  20,66  .tg15, 21 14, 27 o  Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh  tg   tg 20   t  tw acrtg  acrtg  20,660    cos15, 21   cos   Với α t là góc profin răng và α tw là góc ăn khớp Z ε Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng  Hệ số trùng khớp dọc    bw sin  aw ba sin  315.0, 4.sin15, 21     m m  .4  Hệ số trùng khớp ngang    1,88  3, 2( 1 z  1 z )  cos 1,7  1 2  Z   Áp dụng công thức 6.36c, trang 105, [1] Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 29 1 1    1,7 Đồ án chi tiết máy  K H Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc K H K H K H  K Hv  K H  1,07 (công thức 6.39, trang 106, [1]) Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng 6.7, trang 98, [1])  Áp dụng công thức 6.40, trang 106, [1] vận tốc vòng của bánh chủ động v  d w1n1  .140,93.902,7  6,67 m / s 60 000 60 000  Với d w1  2 aw 2.315  140,93 um  1 3, 47  1 : Đường kính vòng lăn bánh chủ động v 6, 67 m / s theo bảng 6.13, trang 106, [1], dùng cấp chính xác 8 ta chọn K H 1,13  Công thức 6.42, trang 107, [1], ta có vH  H g 0v aw 315 0,002.61.6,67 7,7 um 3, 47  Với  H 0,002 Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, [1]) g 0 61 Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16, trang 107, [1]) K Hv 1  vH bw d w3 2T2 K H K H  1  7,7.126.140,93 1,168 2.335419,0207.1,13.1,07 K H K H K H  K Hv 1, 41  Bề rộng vành răng bw aw . ba 0, 4.315 126 mm H  Z M Z H Z d w1 2T1K H  um  1 274.1,71.0,76 2.335419,0207.1, 41 3, 47  1  bwum 140,93 126.3, 47 248, 47 MPa Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 30 Đồ án chi tiết máy 0,1  Với v = 6,67 (m/s) > 5 (m/s) thì Z v 0,85v 1,027 , với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mặt tiếp xúc là 7, khi đó cần gia công với độ nhám là Ra 1, 25  m do đó Z R 1 , với vòng đỉnh răng là d a  700mm , K xH 1 , do đó theo công thức 6.1 và 6.1a, trang 91 và 93, [1]   H  cx   H  ZV Z R K xH  Như vậy 495, 45.1,027.1.1 508,82 MPa H H  => cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc 3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: F   Điều kiện bền uốn 2T2YF3 K F Y Y bw d w1 mn   F   Xác định số răng tương đương zv1  z1 34  3 37,8 răng 3 cos  cos 15, 21 zv2  z2 118  131, 2 răng cos 3  cos 315, 21  Theo bảng 6.7, trang 98, [1], K F  1,16 ,  theo bảng 6.14, trang 107, [1] với v = 6,67 m/s và cấp chính xác 8,  K F 1,37  Áp dụng công thức 6.47, trang 109, [1] vF  F g 0 v aw 315 0,006.61.6,67 23, 25 um 3, 47  Với  H 0,006 Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang 107, [1]) g 0 61 Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16, trang107, [1]) K Fv 1  vF bwd w1 2T1K F K F  Nguyễn Thế Dân 2003130078 1,38 Page 31 Đồ án chi tiết máy K F K F K F  K Fv 2,19  Hệ số dạng răng Y F theo bảng 6.18, trang 109, [1]  Đối với bánh dẫn: YF1 3,8  Đối với bánh bị dẫn: Y  YF2 3,6 1 1     1,7 hệ số kể đến sự trùng khớp của răng o 15, 21 Y 1   0,89 140 140 hệ số kể đến độ nghiêng của răng  Với mn 4, YS 1, YR 1 bánh răng phay  , K xF 1, d a  400 mm)  Áp dụng công thức 6.2 và 6.2a, trang 91 và 93, [1]   F1  [ F1 ]YRYS K xF 252.1.1.1 252,92 MPa   F2  [ F2 ]YRYS K xF 236,57.1.1.1 236,57 MPa  Độ bền uốn tại chân răng  F1  2T1YF1 K F Y Y bw d w1 mn  2.335419,0207.3,8.2,19.0,588.0,89 41,13 MPa    F3  126.140,93.4  F .YF  F2  1 2 38,96 MPa    F2  YF1 3.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải  Hệ số quá tải K qt  Tmax , 2 T  Áp dụng công thức 6.48, trang 110, [1] ứng suất tiếp quá tải  H max  H K qt 248, 47 . 2, 2 368,54 MPa    H  max 1260 MPa  Áp dụng công thức 6.49, trang 110, [1]  F 1max  F1 . K qt 41,13.2, 2 90, 486    F1  max  F 2max  F2 . K qt 38,96.2,2 85,712    F2  Nguyễn Thế Dân 2003130078 464 MPa max Page 32 360 MPa Đồ án chi tiết máy Bảng 3.2 : Thông số và kích thước bộ truyền Thông số Giá trị đã tính aw 315 mm Khoảng cách trục mn 4 mm Modul pháp Chiều rộng vành răng bw1 bw 2  5 131 mm bw 2 126 mm Tỷ số truyền um 3, 47 Góc nghiêng răng  15, 21 Số răng bánh răng z1 34 z2 118 Hệ số dịch chỉnh x1 0 x2 0 z1 140,9 cos 3 Đường kính vòng chia d1 m Đường kính đỉnh răng d a1 d1  2m 148,9 Đường kính đáy răng d f1 d1  2.5m 130,93 3 d 2 m d a2 d 2  2m 497,13 d f2 d 2  2.5m 479,13 Góc profin răng  t 20,66 Góc ăn khớp  w 20, 66 Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 33 z2 489,13 cos  Đồ án chi tiết máy CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT MÁY 4.1 Tính toán trục, then  Thông số thiết kế: Momen xoắn trên các trục: Trục I: T1 335419,0207 Nmm Trục II: T2 1114056,897 Nmm Trục III: T3 3723099,333 Nmm  Qui ước các kí hiệu: k : số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc i : STT của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ i = 2..s : với s là số chi tiết quay l k : khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k l ki : khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k l mki: chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k l cki: khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ. b ki: chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k 4.1.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục:  Dựa vào bảng 6.1 trang 92 [1] chọn vật liệu để chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 241..285,  b 850 MPa và  ch 580 Mpa ứng suất xoắn cho phép: [τ]=15..30 MPa (tr.188 [1]) dk  3  Xác định sơ bộ đường kính trục thứ k : Tk 0, 2    d1  3 T1 335419,0207 3  38, 23 48,17  mm 0, 2    0, 2  15 30  d2  3 T2 1114056,897 3  57,04 71,87  mm 0,2    0, 2  15 30  Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 34 Đồ án chi tiết máy d3  3 T3 3723099,333 3  85, 29 107, 46  mm 0, 2    0, 2  15 30   Tra bảng 10.2, trang 189, [1] ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn : (Tra bảng 1.7, trang 243, [1] ta chọn d dc 48 mm)  Vì trục I nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ của trục 1 là d1  0,8 1, 2  d dc  0,8 1, 2  .48  38, 4 57,6  mm  Chọn d1 40 mm Trục I: d1 40 mm ; b1 23 mm Trục II: d 2 60 mm; b2 31 mm Trục III: d3 90 mm; b3 43 mm 4.1.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: k 1 =15 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k 2=10 mm: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k 3 =20 mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ hn =20 mm: chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông Dựa vào bảng 10.3[1] và 10.4[1] ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực như sau: Từ công thức 10.10[1],10.11[1], trang 198, ta có:  Chiều dài mayơ bánh răng: lm12  1, 2 1,5  d1  1, 2 1,5  .40  48 60  mm . Chọn lm12 = 50 mm lm13 = (1,2÷1,5)d1 = (1,2÷1,5).40 = (48 ÷ 60). Chọn lm13 = 55 mm lm 22  1, 2 1,5  d 2  1, 2 1,5  60  72 90  lm 23  (1, 21,5) d 2  (1, 21,5)60  72 90  lm32  1, 2 1,5  d 3  1, 2 1,5  90 . Chọn lm22 = 80 mm .. Chọn lm23 = 85 mm = (108 ÷ 135). Chọn lm32 = 115 mm lm33  1, 2 1,5 d3  1, 2 1,5  .90  108 135  . Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 35 Chọn lm33 = 120 mm Đồ án chi tiết máy 4.1.2.1. Trục I: l12  lc12 0,5  lm12  b1   k3  hn 0,5  50  23  20  20 76,5 mm l13 0,5  lm13  b1   k1  k2 0,5  55  23   15  10 64 mm l11 2l13 2.64 128 mm 4.1.2.2. Trục III: l32 0,5  lm32  b3   k1  k2 0,5  115  43  15  10 104 mm l31 2l32 2.104 208 mm l33 l31  lc 33 208  121,5 329,5 mm lc33 = 0,5(lm33 + b3)+ k3 +hn = 0,5(120 + 43) + 20 + 20 =121,5mm 4.1.2.3. Trục II: l22 0,5  lm 22  b2   k1  k2 0,5  80  31  15  10 80,5 mm l23 l11  l32  k1  b1 b3 23 43  128  104  15   280 mm 2 2 2 2 l21 l23  l32 280  104 384 mm 4.1.3 Lực bánh răng tác dụng lên trục (công thức 10.1, trang 184, [1])  Cặp bánh răng cấp nhanh: 2T 2.335419,0207 Ft1 Ft 2  1  4760,079  N  d 140,93 w1 Lực vòng: Lực hướng tâm: Fr1 Fr 2 Ft1 tg tw tg 20,66 4760,079. 1860,04  N  cos  cos15, 21 Fa1 Fa 2 Ft1tg  4760,079.tg15, 21 1294,177  N  Lực dọc trục:  Cặp bánh răng cấp chậm: 2T 2.1114056,897 Ft 3 Ft 4  2  15810,07  N  d 140,93 w 3 Lực vòng: Lực hướng tâm: Lực dọc trục: Fr 3 Fr 4 Ft 3 tg tw tg 20,66 15810,07. 6177,92  N  cos  cos15, 21 Fa 3 Fa 4 Ft 3tg  15810,07.tg15, 21 4298, 46  N  Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 36 Đồ án chi tiết máy 4.1.4 Lực tác dụng Lực bộ truyền đai: Fr 1026,778 N Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 37 Đồ án chi tiết máy I II Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 38 III Đồ án chi tiết máy Hình 4.1 Sợ đồ phân bố lực trên các trục: 4.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục 4.1.5.1 Trục I l11 l12 k3 lm12 l13 kh k1 lm13 k2 b0 Sơ đồ tính khoảng cách trục 1  Tìm phản lực tại các gối đỡ (với M1 = Fa1 . dw1/2 =1294,177 . 140,93/2 = 91194,18 (N) ) Tính phản lực tại 2 ổ lăn Xét mặt phẳng oyz, ta có phương trình sau: Fa1d1  Fy11.l11 0 2 1294,177.40  .76,5     Fy11.128 0 2  Fy11 518,57 N M X0 Fr .l12  Fr1.l13  Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 39 Đồ án chi tiết máy d1  Fr .  l11  l13  0 2 40  1026,778.(76,5  128)  Fy10 .128  1294,177.  1026,778.(128  64) 0 2  Fy10 1951,61 N M X1 Fr .(l12  l11 )  Fy10 .l11  Fa1 . Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 40 Đồ án chi tiết máy Xét mặt phẳng oxz, ta có phương trình sau: M Y0  Ft1.l13  Fx11.l11 0     Fx11.128 0  Fx11 2380,0395 N M Y1 Fx10 .l11  Ft1 (l11  l13 ) 0  Fx10 .128    64) 0  Fx10 2380,0395 N  FX 11 2380,0395 N  F 2380,0395 N  X 10   FY 11 518,57 N  FY 10 1951,61N  Xác định moment tương đương tại các tiết diện Mômen uốn tương đương tại các tiết diện trục 1 là: Theo công thức 10.15[1], 10.16[1] ta có: M tđ 10  M x10 2  M y10 2  0,75.T12  02  02  0,75.335419,0207 2 290481,3928( Nmm) M tđ 11  M x112  M y112  0, 75.T12  78548,517 2  0  0,75.335419, 0207 2 ( Nmm) M tđ 12  M x12 2  M y12 2  0,75.T12  ( 33188, 48)2  152322,5282  0,75.335419,02072 ( Nmm) M tđ 13  M x132  M y132  0,75.T12  02   2  0, 75.335419, 0207 2 290481,3928( Nmm) Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 41 Đồ án chi tiết máy l11 l13 l12 Flx10 Fr Fly10 Fr1 Ft1 Fa1 Y Flx11 Fly11 Fr1 Z Fr M1 Fly10 Fly11 33188,48 Nmm Mx 124903,04Nmm 78548,517 Nmm X Ft1 Z Flx11 Flx10 My 152322,528 Nmm 335419,0207 Nmm T1 12 11 13 Hình 4.2 Biểu đồ nội lực trục I Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 42 45 50 45 40 10 Đồ án chi tiết máy  Đường kính tại các tiết diện: Từ công thức 10.17, trang 194,[1] ta có: d j 3 M tdj 0,1 σ  Vật liệu là thép 45 có σb = 850 MPa, đường kính trục sơ bộ là d 1 = 40 mm, theo bảng 10.5, trang 195,[1] có [σ] = 61 MPa d10  3 290481,3928    mm 0,1.61 d11  3   mm 0,1.61 d12  3    mm 0,1.61 d13 d10  36, 24mm  Chọn đường kính tiêu chuẩn: d10 = 40 (mm) ; d11 45  mm  d12 50  mm  d13 45  mm  ; ; 4.1.5.2 Trục II l21 l23 l22 lm22 l23 Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 43 Đồ án chi tiết máy Sơ đồ tính khoảng cách trục 2  Tìm phản lực tại các gối đỡ M2 = Fa2 . dw2/2 = 1294,177. 489,13/2 = 316510,398 N M3 = Fa3 . dw3/2 = 4298,46. 140,93/2 = 302890,9839 N M M M M X0  M 2  Fr 2 .l22  M 3  Fr 3 .l33  Fly 21.l21 0 X1 Fly 20 .l21  M 2  Fr 2 (l21  l22 )  M 3  Fr 3 (l21  l23 ) 0 Y0 Ft 2 .l22  Ft 3 .l23  Flx 21.l21 0 Y1  Flx 20 .l21  Ft 2 .(l21  l22 )  Ft 3 (l21  l23 ) 0  Fly 21 5655,56 N  F 3178,76 N    ly 20  Flx 21 10530, 2949 N  Flx 20 519,69 N  Xác định moment tương đương tại các tiết diện Mômen uốn tương đương tại các tiết diện trục 1 là: Theo công thức 10.15[1], 10.16[1], trang 209, ta có: M td 20  M x220  M y220  0,75 T202  0  0  0,75.1114056,897 2 964801,5741( Nmm) M tđ 21  M x 212  M y 212  0,75 T212  255890,182  41835,0452  0,75.1114056,897 2 999035,5512( Nmm) M tđ 22  M x 22 2  M y 22 2  0,75 T22 2  588178, 242  1095150,67 2  0,75.1114056,897 2 1573578,949( Nmm) M td 23  M x223  M y223  0,75 T232  0  0  0,75.114056,897 2 964801,5741( Nmm) Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 44 Đồ án chi tiết máy l21 l23 y l22 Fa2 x Fly20 Ft3 Ft2 Fr2 Fr3 M2 M3 Fly21 Fa3 Flx20 Fly20 Y Flx21 Fly21 Z Fr2 Fa3 Mx 255890,118 Nmm 588178,24 Nmm Ft3 X Z Flx20 Ft2 Flx21 My 41835,045 Nmm 1114056,897 Nmm 1095150,67 Nmm T2 22 23 Hình 4.3 Biểu đồ nội lực trục II Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 45 60 70 60 21 70 20 Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 46 Đồ án chi tiết máy Tính đường kính trục tại các tiết diện j: Từ công thức 10.17, trang 194,[1] ta có: d j 3 M tdj 0,1 σ  Vật liệu là thép 45 có σ b 850 MPa, đường kính trục sơ bộ là d 2 = 60 mm, theo bảng 10.5, trang 195,[1] có [σ] = 54 MPa Do đó ta có: d 20  3 964801,57415  mm 0,1.54 d 21  3 999035,5512  56,9mm 0,1.54 d 23  3 ; d 22  3 ; 964801,5741  mm 0,1.54 1573578,949   mm 0,1.54  Chọn đường kính tiêu chuẩn: d20 = d23=60 (mm) ; d 21 d 22 70  mm  ; 4.1.5.3 Trục III l 33 l 31 l K 32 hn 1 K k 3 2 l l Nguyễn Thế Dân 2003130078 m32 Page 47 m33 Đồ án chi tiết máy Sơ đồ tính khoảng cách trục 3 Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 48 Đồ án chi tiết máy  Tìm phản lực tại các gối đỡ M4 = Fa4 . dw4/2 = 4298,46. 489,13/2 = 1051252,87 N M M M M X0  Fr 4 .l32  Fly 31l31  M 4 0 X1  Fly 30 .l31  Fr 4 .(l31  l32 )  M 4 0 Y0  Flx31.l31  Ft 4 .l32 0 Y1  Flx30 .l31  Ft 4 (l31  l32 ) 0  Fly 31 1965,14 N  F 8143,06 N    ly 30  Flx30 7905,035 N  Flx31 7905,035 N  Xác định moment tương đương tại các tiết diện Mômen uốn tương đương tại các tiết diện trục 1 là: Theo công thức 10.15[1], 10.16[1], trang 194, ta có: M td 30  M x 30 2  M y 30 2  0,75.T30 2  0  0  0,75.3723099,3332 3224298,603( Nmm) M tđ 31  M x 312  M y 312  0,75 T312   846878, 242  822123,642  0,75.3723099,3332 3433539, 211( Nmm) M tđ 32  M x 32 2  M y 32 2  0,75 T32 2  ( 204374)2  02  0,75.3723099,3332 3230769, 291( Nmm) M tđ 33  M x 33 2  M y 33 2  0,75 T33 2  0  0  0,75.3723099,3332 3224298, 603( Nmm) Tính đường kính trục tại các tiết diện j: Từ công thức 10.17, trang 194,[1] ta có: d j 3 M tdj 0,1 σ  Vật liệu là thép 45 có σ b = 850 MPa, đường kính trục sơ bộ là d 3 = 90 mm, theo bảng 10.5, trang 195,[1] có [σ] = 51MPa Do đó ta có: d 30  3 3224298,603  mm 0,1.51 Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 49 Đồ án chi tiết máy d 31  3 3433539, 211   mm 0,1.51 d 32  3 3230769, 291  mm 0,1.51 d 33  3 3224298,603   mm 0,1.51  Chọn đường kính tiêu chuẩn: d30 = d32=90(mm) ; d31= 95 (mm) ; d33=85 (mm) l33 l31 l32 y Fly31 Flx30 z Fly30 x Flx33 Fr4 Fa4 Ft4 Y Flx31 Fly31 Fr4 Z Fly30 M4 866878,24 Nmm 204374 Nmm 135652,2 Nmm Mx X Flx31 Flx30 Z Ft4 My Nguyễn Thế Dân 2003130078 Hình 4.4 Biểu đồ nội lực trục III Page 50 33 85 32 31 90 90 30 3723099,333 Nmm 95 Tz 822123,64 Nmm Đồ án chi tiết máy 4.1.6 Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi của then  Then chọn phải thoả mãn điều kiện cắt và dập theo công thức 9.1, trang 173[1] và 9.2, trang 173[1]: σd  τc  2T  σ d  dl t  h  t1  2T  τ c  dl t b (Khi σ d và τ c không thỏa mãn điều kiện trên thì ta tăng chiều dài mayơ lm, nếu không được có thể sử dụng 2 then đặt cách nhau 180o, khi đó mỗi then có thể tiếp nhân 0,75T.) Với lt = (0,8÷0,9)lm, llv = lt – b Trong đó: σ d ,τ c : ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa d: đường kính trục, mm, xác định được khi tính trục T: mômen xoắn trên trục, Nmm lt: chiều dài then b,h,t: các kích thước của then [d]: ứng suất dập cho phép, MPa [c]: ứng suất cắt cho phép  Tính và chọn theo tiêu chuẩn ta có chiều dài then được cho trong bảng 9.1a[1] Ta có bảng kiểm nghiệm then như sau: Với tải trọng tĩnh, dạng lắp cố định: [σd] = 150 (MPa) Bảng 9.5 trang 178, [1] [τc] = 60 ÷90 (MPa) Trang 174, [1] Khi đó tất cả các mối ghép then đều đảm bảo yêu cầu về độ bền dập và độ bền cắt Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 51 Đồ án chi tiết máy Bảng 4.1 : Các thông số của then bằng Tiết T (Nmm) diện 10 3354419,020 7 d b h t1 t2 40 12 8 5 3,3 12 335419,0207 50 16 10 6 4,3 21 1114056,897 70 20 12 7,5 4,9 22 1114056,897 70 20 12 7,5 4,9 31 33 3723099,333 3723099,333 95 28 16 10 6,4 85 25 14 9 5,4 lt 45 45 70 70 100 100 d c 124,22 31,0 74,53 5 18,6 101 3 22,7 101 3 22,7 49 65,7 3 10,5 13,1 4 Các mặt cắt trên đều thỏa mản điều kiện bền dập và cắt. 4.1.7 Tính kiểm nghiệm độ bền trục Kiểm nghiệm trục về độ bền mõi:  Với thép C45 tôi cải thiện  b 50 MPa : →б-1 = 0,436.  b =0,436.850 = 370,6 (MPa) τ-1 = 0,58.б-1 = 214,9 (MPa)  Theo bảng 10.7 trang 197[1] ψσ = 0,1 , ψτ = 0,05 Các trục của HGT đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó: бaj бmax j  Mj Wj , бmj 0  Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó:  T  mj  aj  max j  j 2 2Woj  Điều kiện thỏa bền mỏi là: Sj  S j .S j S j 2  S j 2 Nguyễn Thế Dân 2003130078  S  Page 52 Đồ án chi tiết máy  S  1,5 2,5 : hệ số an toàn cho phép S j : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp Sσ j  S j б 1 K σdjб aj  ψσ б mj : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp Sτ j  1 K τdj aj  τ mj  Xác định các hệ số Kσdj và Kτdj đối với các tiết diện nguy hiểm: công thức 10.25, 10.26[1]: K dj Kσ  Kx  1   ; Ky K  dj K  Kx  1   Ky  Các trục được gia công bằng máy tiện,tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt độ nhám Ra = 2,5÷0,63μm. Theo bảng 10.8 trang 197 [1] ta có hệ số tập trung ứng suất Kx = 1,1.  Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên Ky = 1 Ta dùng dao phay ngón để gia công rãnh then nên từ bảng 10.12 trang 199, [1] Ta có: Kσ = 2,01, Kτ = 1,88 Độ bền tĩnh  Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo do ứng suất dẻo quá lớn hoặc gãy khi bị quá tải đột ngột, ta cần phải kiệm nghiệm trục theo điều kiện bền tĩnh  Công thức thực nghiệm có dạng :  td   2  3. 2    Trong đó : M max 0,1d 3 T   max 3 0, 2d     0,8 ch 0,8.580 464  MPa  Tra các bảng 10.10 và 10.11, trang 198, [1] và tính toán các công thức trên ta đươc bảng sau Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 53 Đồ án chi tiết máy Bảng 4.2 Các thông số về độ bền mỏi Tiết diện d Tỉ số K /   Tỉ số K /   do Rãnh Lắp do Rãnh Lắp then 2,36 then 2,41 căng 1,92 căng 2,535 K d K d s s s 2,635 2,635 2,51 2,02 15,98 5,83 11,0 9,08 5,6 5 11,2 5 10 40 11 45 12 50 21 22 70 70 3,085 3,085 2,35 2,35 3,185 3,185 2,45 2,45 13,23 2,76 7,82 7,82 6,73 2,6 31 32 33 90 95 85 3,085 3,085 3,085 2,35 2,35 2,35 3,185 3,185 3,185 2,45 2,77 2,77 6,24 42 - 6,23 6,45 4,62 4,4 6,37 - 2,535 2,48 2,84 2,84 3,085 1,92 2,47 2,67 2,67 2,35 3,185 2,57 6 Ta thấy s [s ] =1,5…2,5 nên các tiết diện trục thỏa mãn điều kiện về độ bền mỏi. Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 54 Đồ án chi tiết máy 4.2 TÍNH TOÁN Ổ LĂN Thời gian làm việc: Lh = 16000 (giờ)  Trục I: Số vòng quay n1 = 902,7 (vòng/phút) Phản lực tại các ổ:  Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A: 2 2 FRA  FAX  FAY  2380,0395 2 1951,612 3077,88  N   Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B: 2 FRB  FBX  FBY2  2380,03952  518,57 2 2435,87  N  Lực dọc trục: Do α = 120 Fa1 1294,177  N  và Fa/Fr = 0,42…0,53 nên ta chọn ổ bi đỡ chặn Tra bảng P2.12 trang 263, [1] ta có bảng sau Bảng 4.4 Kích thước cơ bàn của ổ bi đỡ chặn cỡ nặng hẹp Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) b (mm) 66409 45 120 29  Hệ số e (theo bảng 11.4, trang 216, [1]) C (kN) Fa 1294,177  0,026  C0 48, 2.103 chọn e = 0,34  Hệ số X, Y (chọn V =1 ứng với vòng trong quay) Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm gây ra FSA e.FRA 0,34.3077,88 1046, 47 N FSB e.FRB 0,34.2435,87 828,19 N Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ Fta1  FSB  Fa1 828,19  1294,177  466,177 N Fta 2 FSA  Fa1 1046, 47  1294,177 2340,647 N  Ta có Fta1  466,177   0,15  e V .FRA 1.3077,88 (nên ta chọn X=1, Y=0) Fta 2 2340,647  0,96  e V .FRB 1.2435,87 (nên ta chọn X=0,45, Y=1,62) Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 55 64 C0 (kN) 48,2 Đồ án chi tiết máy  Tải trọng động qui ước: công thức 11.3, trang 214, [1] Q = (XVFR + YFa)ktkd  Với Vòng trong quay nên : V= 1 Tải va đập nhẹ : kd = 1,2 Hệ số ảnh hưởng nhiệt độ (to