ĐỒ ÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI - ĐHBK.

MỤC LỤC

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU       

1.4 Số vòng quay trên trục công tác 

PHẦN1: CHỌN ĐỘNG CƠ AVF TỶ SƠ TRUYỀN

1.1 Công suất làm việc

1.2 Hiệu suất hệ dẫn động

1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ       

PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

2.1 Chọn loại xích

2.2 Chọn số răng đĩa xích

2.3 Xác định bước xích

2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích

2.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền

2.6 Xác định thông số của đĩa xích

2.7 Xác định lực tác dụng lên trục

2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

3.1 Chọn vật liệu bánh răng

3.2 Xác định ứng suất cho phép

3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

3.4 Xác định các thông số ăn khớp

3.5 Xác định các hệ số vầ một số thông số động học

3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng

3.7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng

3.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng

PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

4.1 Tính toán khớp nối

4.1.1 Chọn khớp nối:

4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối

4.1.3 Lực tác dụng lên trục

4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:

4.2. Thiết kế trục

4.2.2 Xác định lực tác dụng

4.2.3 Xác định sơ bộ đường kính trục

4.2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

4.3.1. Với trục I

4.3.2. Với trục II

4.2.5 Xác định các lực tác dụng lên gối đỡ

4.5 Tính thiết kế trục

4.5.1. Tính sơ bộ trục I

4.5.2.Tính chi tiết trục II

4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi.

PHẦN 5. TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN

5.1. Chọn ổ lăn cho trục I

5.2.Chọn ổ lăn cho trục II

5.2.1.Chọn loại ổ lăn

5.2.2.Chọn kích thước ổ lăn

5.2.3.Chọn sơ đồ bố trí ổ lăn

5.2.4.Lực dọc trục hướng tâm sinh ra trên các ổ

5.2.5. Tính tỷ số

5.2.6. Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn.

5.2.7. Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động

5.2.8.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh

PHẦN 6: KẾT CẤU VỎ HỘP

6.1.Vỏ hộp

6.1.1Tính kết cấu của vỏ hộp

6.1.2 Kết cấu nắp hộp

6.2.2 .Kết cấu nắp ổ và cốc lót

6.2.2.1 Nắp ổ

6.2.3.Cửa thăm

6.2.2.2 Cốc lót

6.2.4.Nút thông hơi

6.2.5.Nút tháo dầu

6.2.6.Kiểm tra mức dầu

6.2.7.Chốt định vị.

6.2.8.Ống lót và lắp ổ

6.2.9.Bulông vòng

6.3. Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp

6.3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc

6.3.2.Bôi trơn ngoài hộp

6.3.3. Điều chỉnh sự ăn khớp

 6.3.4. Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai:

KẾT LUẬN

TÀI LIỆU THAM KHẢO

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU

   Thiết Kế Đồ án Chi Tiết Máy là một môn học cơ bản của ngành cơ khí. Môn học này không những giúp cho sinh viên có một cái nhìn cụ thể hơn thực tế hơn đối với các kiến thức đã được học, mà nó còn là cơ sở rất quan trọng của các môn chuyên ngành sẽ được học sau này. Đề tài mà em được giao là “Thiết kế hệ dẫn động xích tải gồm có bộ hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng và bộ truyền xích tải”. Trong quá trình tính toán và thiết kế các chi tiết máy cho hộp giảm tốc em đã sử dụng và tra cứu một số những tài liệu sau:

- Chi tiết máy tập 1 và 2  của GS.TS-Nguyễn Trọng Hiệp.

- Tính toán thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập 1 và 2 của PGS.TS Trịnh Chất và TS Lê Văn Uyển.

   Do là lần đầu làm quen với công việc thiết kế chi tiết máy,cùng với sự hiểu biết còn hạn chế cho nên dù đã rất cố gắng tham khảo các tài liệu và bài giảng của các môn có liên quan song bài làm của sinh viên chúng em không thể tránh khỏi những sai sót. Kính mong được sự hướng dẫn và chỉ bảo nhiệt tình của các thầy cô trong bộ môn giúp cho những sinh viên như chúng em ngày càng tiến bộ trong học tập.

   Cuối cùng em xin chân thành cảm ơn các thầy trong bộ môn, đặc biệt là thầy: ………………,đã trực tiếp hướng dẫn, chỉ bảo tận tình để em có thể hoàn thành tốt nhiệm vụ được giao. Em xin chân  thành cảm ơn!

                                                                                                         ….., ngày…tháng…năm 20….

                                                                                                         Sinh viên thực hiện  

                                                                                                       ………………..

PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1 Công suất làm việc

          Chọn là: 1500 (v/ph)

1.8 Chọn động cơ

          Tra bảng phụ lục tài liệu [1], chọn động cơ thoả mãn:                                        

          Ta được động cơ với các thông số sau: Ký hiệu động cơ:

1.9 Phân phối tỷ số truyền

          Tỷ số truyền của hệ: =11,52

          Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc ubr= 4

          Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: = 2,88

PHẦN 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH

Thông số yêu cầu:

P = PII = 12,03 (KW)

T1 = TII = 314757 (N.mm)

n1 = nII = 365 (v/ph)

u = ux = 2,88

@ = 00

2.1 Chọn loại xích

          Do điều kiện làm việc chịu va đập nhẹ và hiệu suất của bộ truyền xích yêu cầu cao nên chọn loại xích ống con lăn.

2.2 Chọn số răng đĩa xích

          Z1 = 29 – 2u = 29 – 2.2,88=  23,24   Chọn Z1 = 25

          Z2 = u.Z1 = 2,88.25 = 72                             Chọn Z2 = 73

2.3 Xác định bước xích

          Bước xích p được tra bảng với điều kiện Pt ≤[P], trong đó:

          Pt – Công suất tính toán: Pt = P.k.kz.kn

          Do vậy ta tính được:

          kz – Hệ số hở răng:        

          kn – Hệ số vòng quay:   

          k = k0kakđckbtkđ.kc trong đó:

          k0 – Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền: Tra bảng với @ = 00 ta được k0 = 1

          ka – Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích:

          Chọn a = (30 ÷ 50)p => Tra bảng ta được ka = 1

          kđc – Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích:

          Tra bảng => kđc = 1

          kbt – Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn: Tra bảng , ta được kbt = 1,3

          bộ truyền ngoài làm việc trong môi trường có bụi , chất lỏng bôi trơn đạt yêu       cầu

          kđ – Hệ số tải trọng động: Tra bảng , ta được kđ = 1

-  Đặc tính va đập êm

          kc – Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền: Tra bảng với số ca làm việc là 2 ta được kc = 1,25

          k = k0kakđckbtkđkc = 1.1.1.1.1,3.1,25 = 1,63

          Công suất cần truyền P = 12,03 (KW)

          Do vậy ta có:

          Pt = P.k.kz.kn = 12,03.1,63.1,0.1,10 = 21,57 (KW)

          Tra bảng với điều kiện ta được:

Ø Bước xích: p = 31,75 (mm)

Ø Đường kính chốt: dc = 9,55 (mm)

Ø Chiều dài ống: B = 27,46 (mm)

Ø Công suất cho phép: [P] = 32 (KW)

2.4 Xác định khoảng cách trục và số mắt xích

          Chọn sơ bộ:

          a= 40.p = 40.31,75 = 1270 (mm)

          Số mắt xích:

         

          Chọn số mắt xích là chẵn: x = 130

          Chiều dài xích L =x.p =130.31,75 = 4127.5 (mm).

         

         

          Để xích không quá căng cần giảm a một lượng:

         

          Do đó:

         

          Số lần va đập của xích i:

          Tra bảng với loại xích ống con lăn, bước xích p = 31,75 (mm) => Số lần va đập cho phép của xích: [i] = 25

         

2.5 Kiểm nghiệm xích về độ bền

          , với:

          Q – Tải trọng phá hỏng: Tra bảng với p = 31,75 (mm) ta được:

§  Q = 88.5 (KN)

§  Khối lượng 1m xích: q = 3,8 (kg).

          kđ – Hệ số tải trọng động:

                   Do làm việc ở chế độ trung bình => kđ = 1

          Ft – Lực vòng:

                  

                   Với:

          Fv – Lực căng do lực ly tâm sinh ra:

         

          F0 – Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra:

                   , trong đó:

          kf  – Hệ số phụ thuộc độ võng của xích: Do @ =00  => kf = 6

         

          [s] – Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng với p = 31,75 (mm);

n1 = 400 (v/ph) ta được [s] = 10,2

          Do vậy:

2.6 Xác định thông số của đĩa xích

          Đường kính vòng chia:

         

          Đường kính đỉnh răng:

         

          Bán kính đáy: với tra theo bảng ta được:           19,05(mm)

         

          Đường kính chân răng:

         

          Kiểm nghiệm răng đĩa xích về độ bền tiếp xúc:

          , trong đó:

          Kđ – Hệ số tải trọng động: Theo như mục trên ta đã tra được Kđ = 1,0

          A – Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng  với p = 31,75 (mm);

          A = 262 (mm2)

          kr – Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, tra bảng ở trang 87 tài liệu [1] theo số răng Z1 = 25 ta được kr = 0,42

          kđ – Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy

          (nếu sử dụng 1 dãy xích => kđ = 1)

          Fvđ – Lực va đập trên m dãy xích:

         

          E – Môđun đàn hồi:

           do E1 = E2 = 2,1.105 MPa : Cả hai đĩa xích cùng làm bằng thép.

          Do vậy:

      

          Tra bảng  ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, với các đặc tính tôi cải thiện, có

2.7 Xác định lực tác dụng lên trục

           trong đó:

          kx – Hệ số kể đến trọng lượng của xích:

          kx =1,15 vì β ≤ 400.

          =>

2.8 Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích

         

Thông số	Ký hiệu	Giá trị
Loại xích	----	Xích ống con lăn
Bước xích	P	31,75 (mm)
Số mắt xích	X	130
Chiều dài xích	L	1427,5 (mm)
Khoảng cách trục	A	1258,78 (mm)
Số răng đĩa xích nhỏ	Z1	25
Số răng đĩa xích lớn	Z2	73
Vật liệu đĩa xích	Thép 45
Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ	d1	253,32 (mm)
Đường kính vòng chia đĩa xích lớn	d­2	737.99 (mm)
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ	da1	267.2 (mm)
Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn	da2	753.18 (mm)
Bán kính đáy	R	9,62 (mm)
Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ	df1	234,8 (mm)
Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ	df2	719,47 (mm)
Lực tác dụng lên trục	Fr	2865,09 (N)

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

PHẦN 3: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng

Thông số đầu vào:

P=PI= 12,4 (KW)

T1=TI= 81109 (N.mm)

n1=nI= 1460 (v/ph)

u=ubr=4

Lh=18500 (h)

3.1 Chọn vật liệu bánh răng

          Tra bảng , ta chọn:

          Vật liệu bánh răng lớn:

·        Nhãn hiệu thép:  45

·        Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

·        Độ rắn:  Ta chọn HB2=230

·        Giới hạn bền σb2=750 (MPa)

·        Giới hạn chảy σch2=450 (MPa)

Vật liệu bánh răng nhỏ:

·        Nhãn hiệu thép: 45

·        Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

·        Độ rắn: HB=192÷240, ta chọn HB1= 245

·        Giới hạn bền σb1=850 (MPa)

·        Giới hạn chảy σch1=580 (MPa)

3.2 Xác định ứng suất cho phép

   a. Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

                   , trong đó:

          Chọn sơ bộ:

                  

SH, SF – Hệ số an toàn khi tính toán về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: Tra bảng với:

Ø Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75

Ø Bánh răng bị động: SH2= 1,1; SF2= 1,75

          - Ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở:

                        =>

          Bánh chủ động:

          Bánh bị động:

          KHL,KFL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:

                   , trong đó:

mH, mF – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do bánh răng có : HB mH = 6 và mF = 6

          NHO, NFO – Số chu kỳ thay đổi ứng suấtkhi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

           

         

          NHE, NFE – Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải trọng           tĩnh => NHE= NFE= 60c.n.t∑ , trong đó:

          c – Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay: c=1

          n – Vận tốc vòng của bánh răng

          t∑ – tổng số thời gian làm việc của bánh răng

ð

Ta có: NHE1> N­HO1 => lấy NHE1= N­HO1 => KHL1= 1

NHE2> N­HO2 => lấy NHE2= N­HO2 => KHL2= 1

NFE1> N­FO1 => lấy NFE1= N­FO1 => KFL1= 1

NFE2> N­FO2 => lấy NFE2= N­FO2 => KFL2= 1

Do vậy ta có:

         

Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng =>  

=> (MPa)

   b. Ứng suất cho phép khi quá tải

                  

3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục

                    , với:

          Ka – hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng: Tra bảng        => Ka= 43 MPa1/3.

          T1 – Moment xoắn trên trục chủ động: T1 = 81109 (N.mm)

          [σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = 495,46 (MPa)

          u – Tỷ số truyền: u = 4

           – Hệ số chiều rộng vành răng:

          Tra bảng với bộ truyền đối xứng, HB < 350 ta chọn được

         

          KHβ, KFβ – Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng     khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn: Tra bảng  với  và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 ta được:

 

          Do vậy:

 

Chọn:  aw = 130 (mm)

3.4 Xác định các thông số ăn khớp

   a. Mô đun pháp:

          m = (0,01÷0,02)aw = (0,01÷0,02).130 = 1,3÷2,6 (mm)

          Tra bảng  chọn m theo tiêu chuẩn: m = 2 (mm).

   b. Xác định số răng:

          Chọn sơ bộ β = 140 => cosβ = 0,970296

          Ta có:

                   , lấy Z1= 25.

                   Z2= u.Z1= 4.25= 100

          Tỷ số truyền thực tế:

          Sai lệch tỷ số truyền: ZM = 274 MPa1/3

          ZH – Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc:

                  

           – Hệ số sự trùng khớp của răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα và hệ số trùng khớp dọc εβ:

          εα – Hệ số trùng khớp ngang:

                  

          εβ – Hệ số trùng khớp dọc:

                  

                             

KH – Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

                  

          bw – chiều rộng vành răng:

                   lấy bw = 56(mm).

          Thay vào ta được:

         

          Ta có  

=> Thoả mãn

   b. Kiểm nghiệm độ bền uốn:

                  

            - Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:

                  

          KF – Hệ số tải trọng khi tính về uốn

                  

          Yε – Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

                  

          Yβ – Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

          YF1, YF2 – Hệ số dạng răng: Phụ thuộc vào số răng tương đương ZV1 và ZV2:

                  

          Tra bảng với:

§  Zv1 =28,12

§  Zv2 = 112,48

§  x1 = 0

§  x2 =0

Ta được:

         

          Thay vào ta có:

         

   c. Kiểm nghiệm về quá tải:

                  

          Kqt – Hệ số quá tải:

                  

          Do vậy:

                  

3.7 Một vài thông số hình học của cặp bánh răng

          Đường kính vòng chia:

                  

          Khoảng cách trục chia:

                  

          Đường kính đỉnh răng:

                  

          Đường kính đáy răng:

                  

          Đường kính vòng cơ sở:

                  

          Góc prôfin gốc: α = 200.

3.8 Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng

         

Thông số	Ký hiệu	Giá trị
Khoảng cách trục chia	a	130(mm)
Khoảng cách trục	aw	130(mm)
Số răng	Z1	25
	Z2	100
Đường kính vòng chia	d1	52(mm)
	d2	208(mm)
Đường kính vòng lăn	dw1	52(mm)
	dw2	208(mm)
Đường kính đỉnh răng	da1	56(mm)
	da2	212(mm)
Đường kính cơ sở	db1	46,86(mm)
	db2	195,46(mm)
Hệ số dịch chỉnh	x1	0
	x2	0
Góc prôfin gốc	α	200
Góc prôfin răng	αt	20,730
Góc ăn khớp	αtw	20,730
Hệ số trùng khớp ngang	εα	1,654
Hệ số trùng khớp dọc	εβ	2,274
Môđun pháp	m	2
Góc nghiêng của răng	β	15,940

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

 

PHẦN 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

4.1 Tính toán khớp nối

          Thông số đầu vào:

Mô men cần truyền: T = Tđc = 81894,52 (N.mm)

Đường kính trục động cơ: dđc = 48 (mm)

                  

 

 

   4.1.1 Chọn khớp nối

          Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục:

          Ta chọn khớp theo điều kiện:

                  

          Trong đó:

                   dt – Đường kính trục cần nối: dt = dđc =48 (mm)

                   Tt – Mô men xoắn tính toán: Tt = k.T với:

                   k­ – Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Tra bảng                              ta lấy k = 1,7

                   T – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục:

                   T = Tđc = 81894,52(N.mm)

          Do vậy:

                   Tt = k.T = 1,7.81894,52= 139220,68 (N.mm)

          Tra bảng  với điều kiện:

          Ta được các thông số khớp nối như sau:

                  

          Tra bảng  với:  ta được:

                    

   4.1.2 Kiểm nghiệm khớp nối

          a. Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi:

                   , trong đó:

           - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su. Ta lấy ;

          Do vậy, ứng suất dập sinh ra trên vùng đàn hồi:

                  

          b. Điều kiện bền của chốt:

                   , trong đó:

          - Ứng suất cho phép của chốt. Ta lấy

          Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt:

                     

   4.1.3 Lực tác dụng lên trục

          Ta có: ; lấy  trong đó:

                  

                  

4.1.4 Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi

Thông số	Ký hiệu	Giá trị
Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền được		500 (N.m)
Đường kính lớn nhất có thể của trục nối		50 (mm)
Số chốt	Z	8
Đường kính vòng tâm chốt	D0	130 (mm)
Chiều dài phần tử đàn hồi	l3	28 (mm)
Chiều dài đoạn công xôn của chốt	l1	34 (mm)
Đường kính của chốt đàn hồi	d0	14 (mm)

 

4.2. Thiết kế trục

   4.2.1 Chọn vật liệu

          Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có: σb = 600 MPa, ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 12 ÷ 30 Mpa.

   4.2.2 Xác định lực tác dụng

          a, Sơ đồ lực tác dụng lên các trục:

Trục I:

Trục  II:

 

 

          b. Xác định giá trị các lực tác dụng lên trục, bánh răng:

          Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền xích: Fx = 2865,09 (N)

          Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: Fkn = 251,98 (N)

          Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:

          - Lực vòng:  (N)

          - Lực hướng tâm:

                  

          - Lực dọc trục:

                  

   4.2.3 Xác định sơ bộ đường kính trục

          - Với trục I: , trong đó:

          TI – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục I: TI = 81109(N.mm)

          [τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc ta chọn:  [τ] = 15 (MPa)

                   (mm)

          - Với trục II:

          TII – Mô men xoắn danh nghĩa trên trục II: TII = 314757 (N.mm)

          [τ] - Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 (MPa) với trục vào hộp giảm tốc ta chọn: [τ] = 25 (MPa)

                    (mm)

          Ta chọn:

   4.2.4 Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

          a. Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục:

          Tra bảng  với:

          Ta được chiều rộng ổ lăn trên các trục:

          b. Xác định khoảng cách trục:

          Trục I:

          Tra bảng  ta được:

4.3.Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực

Vì hộp giảm tốc 1 cấp, nên ta có:

Chiều dài may ơ của khớp nối

 

                 

          Chọn lmc1 = 60 mm

Chiều dài may ơ bánh răng trụ

 lm=(1,2…1,5)dsb

ð   lm1 =(1,2…1,5)d1=(1,2…1,5)40=(48…60 ) mm

Chọn lm13= 60 mm

 

          Chọn

Chiều dài may ơ đĩa xích:

 

 

Chọn:         

Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục, chọn theo bảng

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1=10 mm;

- Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2=10 mm;

- Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3=5mm;

- Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn=20mm

4.3.1. Với trục I

l1c = 0,5.(lmc1 + b01) + k3 + hn = 0,5.(60 +23)+5+20=66,5 mm

l12= 0,5.(lm1+b01)+k­1 + k2=0,5.( 60 +23)+10+10=61,5  mm

l11 = 2.l12 = 2. 61,5  = 123mm 

4.3.2. Với trục II

L11 = l21 =123 mm ;

l22 = l12 = 61,5 mm ;

l2c= 0,5.(lmc2+b02)+k­3 + hn=0,5.(67,5+25) +5+20= 71,25 mm

 

4.2.5 Xác định các lực tác dụng lên gối đỡ.

Thông số đầu vào:

          - Lực tác dụng lên trục I từ khớp nối:         Fkn = 251,98 (N)

          - Lực tác dụng lên trục II từ bộ truyền xích:         Fx = 2865,09 (N)

          - Lực tác dụng lên bánh răng: Ft = Ft1 = Ft2 = 3119,58 (N)

                                                          Fr = Fr1 = Fr2 = 1227,87 (N)

                                                              Fa = Fa1 = Fa2 =890,99 (N)

          Trục II:

 

 

          Từ hệ phương trình cân bằng lực:

          Trong đó:

          Fi – Lực thành phần

          Mi – Mômen uốn

          li – Cánh tay đòn

          Ta có :

          =0

 

    

 

 

    

    

 

    

4.5 Tính thiết kế trục

4.5.1. Tính sơ bộ trục I

+Với d2sb = 30mm. Ta chọn đường kính các đoạn trục:

-Tại tiết diện lắnp bánh răng: d12 =30 mm

-Tại tiết diện lắp ổ lăn:           d11  = d13=25mm

-Tại tiết diện lắp khớp nối  :    d10  =20 mm

+Chọn then:

Tra bảng 9.1a/173 [I] với d11 = 25 mm ta chọn được then có các thông số sau:

b = 8 (mm)

h =7(mm)

t1=4(mm)

t2=2,5 (mm)

rmin=0,25 (mm)

rmax=0,4 (mm)

Chiều dài then bằng : lt=(0,8 0,9) lm22= (48,4 54,45)  chọn lt=50(mm)

Sơ đồ trục I:

 

4.5.2.Tính chi tiết trục II.

Mômen uốn tổng và mômen tương đương Mj Mtđj  ứng với các tiết diện j đươc tính theo công thức: 

                              

         

         

         

           

         

          )

 0

          0

 

 

 

 

- Đường kính trục tại các tiết diện tương ứng khi tính sơ bộ.

với =63N/mm2     tra bảng 10.5/195

- Tại tiết diện bánh xích:

                            

- Tại tiết diện lắp ổ lăn:

 

- Tại tiết diện bánh răng:

 

- Tại tiết diện lắp ổ lăn:

 

Ta chọn đường kính theo tiêu chuẩn và đảm bảo điều kiện lắp ghép:

d20 Thỏa mãn

Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2):

=> Thỏa mãn

4.6.Kiểm nghiệm trục ( trục II) theo độ bền mỏi.

Với thép 45 có: ,

và theo bảng  10.7 ta có:

,

Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng. ta có :

và  ; với (trục có một rãnh then)

Nên: 

Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu trình mạch động. ta có :

với

nên

Với các thông số của then, kích thước trục tại các vị trí nguy hiểm.Ta có:

Tiết diện	Đường kính trục	b*h	t1	W	W0	sa	ta
2-0	35	10*8	5	4667,87	7771,36	0	20,25
2-1	40	0	0	6280	12560	32,51	12,53
2-2	45	14*9	5,5	7606,76	16548,4	19,25	9,51

 

Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục.

 Dựa vào biểu đồ mômen uốn và mômen xoắn trên trục I ta thấy các tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng 2 và tiết diện lắp ổ lăn 1.Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hế số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm đó thỏa mãn điều kiện sau:

 

  Trong đó:

 [s] – hệ số an toàn cho ,[s] = 1,5...2,5

ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau:

Với : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng   sa, tavà  sm, tm  là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diên xét  .

Chọn sơ bộ kiểu lắp  theo bảng  ta có:   

Ứng suất uốn biên :

Ứng suất xoắn biên

Hệ số an toàn tính riêng về ứng suất uốn là : ;

Hệ số an toàn tính riêng về ứng suất xoắn là 

Trong đó  - hệ số bề mặt

 tra bảng  với

Hệ số an toàn tổng:

Mặt cắt	W	Wo							S
2-0	4667.67	7771,36	0	0	10^6	20,25	20,25	3,65	3,65
2-1	6280	12560	32,51	0	2,93	12,53	12,53	5,91	2,63
2-2	7606,67	16548,4	19,25	0	4,94	9,51	9,51	7,78	4,17

 

PHẦN 5. TÍNH CHỌN VÀ KIỂM NGHIỆM Ổ LĂN

5.1. Chọn ổ lăn cho trục I

Để có kết cấu đơn giản nhất, giá thành thấp nhất. chọn ổ bi đỡ chặn .Chọn kết cấu ổ lăn theo khả năng tải động.Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn : d= 25 mm.

Tra phụ lục 2.12/264 với ổ cỡ trung hẹp ta chọn ổ bi đỡ có kí hiệu 46305, có các thông số sau :

d = 25mm ; D= 62 mm ; b= 17 mm ; r= 2 mm ;

C= 21,10 kN ; C0 =14,90 kN.

5.2.Chọn ổ lăn cho trục II

5.2.1.Chọn loại ổ lăn

Phản lực hướng tâm lên các ổ là:

+ Phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên trái bánh răng

+ Phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên phải bánh răng :

 

Lực dọc trục:  Fa1 =890,99 N

Xét tỷ số :Fa1 / Fr1 = 890,99/1586,95 = 0,56  > 0,3

Þ   Để đảm bảo tính đồng bộ của ổ lăn ta chọn ổ bi đỡ chặn. Vì hệ thống  các ổ lăn trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường và độ đảo hướng tâm 20 micrô mét.

5.2.2.Chọn kích thước ổ lăn

Chọn theo khả năng tải động. Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn :

D21= d23  = 40 mm.

Tra bảng P2.12/264, với loại ổ cỡ trung hẹp, ta chọn được loại ổ bi đỡ chặn có kí hiệu là 46308 có các thông số sau :

d= 40 mm ; D= 90 mm ; b = 23 mm ; r= 2,5mm ;

 C= 39,2 kN ; C0 =30,7 kN.

Tính tỉ số : i.Fa1 / C0  với : +i : số dãy con lăn, i= 1

+C0 =30,7 kN

+ Fa1 =890,99 N

=>

Tra bảng  , nội suy ta được e= 0,34 ; góc tiếp xúc: α= 12 (độ)

5.2.3.Chọn sơ đồ bố trí ổ lăn

Bố trí dạng chữ O 

 

 

 

5.2.4.Lực dọc trục hướng tâm sinh ra trên các ổ

Fs0  =e.Fr0   = 0,3. 1586,95 = 476,09 (N)

Fs1  =e.Fr1   = 0,3.4654,46 =1396,34 (N)

=1396,34+890,99 = 2287,33 (N) > Fs0  nên F0a  =2287,33N

 = 476,09- 890,99 = -414,9 (N) < Fs1  nên  F1a  =1396,34 N

5.2.5. Tính tỷ số

+Xét  F0a / V. Fr0  = 2287,33/ 1.1586,95= 1,44 > e

Suy ra , tra bảng 11.4/216 ta chọn được :      X0  = 0,45

Y0  = 1,62

+Xét F1a / V. Fr1  = 1396,34/1.4654,46 = 0,3  < e

Suy ra ta có : X1  = 1

Y1  = 0

5.2.6. Tính tải trọng quy ước, tải trọng tương đương của ổ bi đỡ chặn

Q0 = ( X0.V.Fr0 + Y0.F0a ) kt .kd  =(0,45.1.1586,95+1,62.2287,33).1.1=4419,6 ( N)

Q1 = ( X1.V.Fr1 + Y1.F1a ) kt .kd  =(1.1.4654,46 + 0.1396,34).1.1=4654,46 (N)

Tải quy ước Q = max(Q0 , Q1 )= 4654,46 N

5.2.7. Kiểm nghiệm ổ lăn theo khả năng tải động

Ta có:

Với :

m: bậc của đường cong mỏi, m=3 do tiếp xuc điểm ;

L: Tuổi thọ của ổ bi đỡ. Với  Lh= 18500  giờ

Tuổi thọ của ổ lăn:

             L = Lh.n1.60.10-6 = 18500. 1460. 60. 10-6 = 405,15 (triệu vòng)

         Q = 4654,46 N

Cd = 4654,46. =34440,90 N= 34,44 kN < C = 39,2 kN

Thoả mãn điều kiện tải động.

PHẦN 6: KẾT CẤU VỎ HỘP

6.1.Vỏ hộp

6.1.1Tính kết cấu của vỏ hộp

Chỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ.Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu là GX15-32.

Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục.

6.1.2 Kết cấu nắp hộp

Dùng phương pháp đúc để chế tạo nắp ổ, vật liệu là GX15-32.

6.2.7.Chốt định vị

Mặt ghép giữa nắp và thân nằm trong mặt phẳng chữa đường tâm các trục.Lỗ trụ lắp ở thân hộp & trên nắp được gia công đồng thời, để đảm bảo vị trí tương đối giữa nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị, nhờ các

chốt định vị khi xiết bulong không làm biến dạng ở vòng ngoài của ổ. 

Thông số kĩ thuật của chốt định vị là :

d=4; c=0,6; l=38       

6.3.3. Điều chỉnh sự ăn khớp

Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then với bánh lớn và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ.Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10% so với chiều rộng bánh răng lớn.

KẾT LUẬN

Qua quá trình làm đồ án đã giúp tôi làm quen với những công việc cụ thể của người kỹ sư cơ khí trong tương lai, phương pháp làm việc độc lập, sáng tạo, khoa học, kỷ luật, đồng thời đồ án đã giúp bản thân em củng cố thêm các kiến thức đã được học cũng như học hỏi được nhiều kiến thức và kinh nghiệm quý báu. Do thời gian có hạn và kiến thức thực tế còn hạn chế nên trong quá trình làm đồ án của em không tránh được những thiếu sót. Kính mong quý thầy cô chỉ bảo để đồ án em được hoàn thiện hơn.

Cuối cùng em xin cám ơn thầy giáo hướng dẫn: ………………, cùng các thầy trong bộ môn đã tận tình hướng dẫn cho em hoàn thành đồ án này.                                      

Em xin chân thành cảm ơn !

TÀI LIỆU THAM KHẢO

1. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (tập 1 + 2) – Trịnh chất, Lê Văn Uyển

2. Chi tiết máy (tập 1 + 2) – Nguyễn Trọng Hiệp

3. Dung sai và lắp ghép – Ninh Đức Tốn.

"TẢI VỀ ĐỂ XEM ĐẦY ĐỦ ĐỒ ÁN"