Đồ án Thiết kế hệ dẫn động xích tải

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ SỐ 1: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI PHẦN 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN Bảng thông số đầu vào: Thiết kế hệ dẫn động xích tải Lực kéo băng tải: F = 5770 (N) Vận tốc băng tải: v = 1.90 (m/s) Số răng đĩa xích tải: Z = 12 Bước xích tải: p = 75 (mm) Thời gian phục vụ: Lh = 18500 (h) Số ca làm việc: soca = 2 (ca) Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @ = 00 Đặc tính làm việc: êm 1.1 Công suất làm việc (KW) 1.2 Hiệu suất hệ dẫn động Trong đó tra bảng ta được: Hiệu suất bộ truyền bánh răng: = 0,98 Hiệu suất bộ truyền xích: = 0,92 Hiệu suất ổ lăn: = 0,99 Hiệu suất khớp nối: = 1 = 0,98.0,993.0,92.1= 0,875 1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ = 12.53 (KW) 1.4 Số vòng quay trên trục công tác (v/ph) 1.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ Theo bảng chọn sơ bộ: Tỷ số truyền bộ truyền xích: =3 Tỷ số truyền bộ truyền bánh răng = 4 = 3.4 = 12 1.6 Số vòng quay trên trục động cơ =126,67. 12 = 1520 (v/ph) 1.7 Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ Chọn = 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 Vậy ta có: 1.10 Tính các thông số trên trục Công suất trên trục công tác: Pct=Plv=10,96(KW) Công suất trên trục II: = 12,03 (KW) Công suất trên trục I: = 12,40 (KW) Công suất trên trục động cơ: = 12,52 (KW) Số vòng quay trên trục động cơ: ndc= 1460 (v/ph) Số vòng quay trên trục I: = 1460 (v/ph) Số vòng quay trên trục II: =365 (v/ph) Số vòng quay trên trục công tác: = 126,74 (v/ph) Môment xoắn trên trục động cơ: = 81894.52 (N.mm) Môment xoắn trên trục I: (N.mm) Môment xoắn trên trục II: (N.mm) Môment xoắn trên trục công tác: (N.mm) 1.11 Lập bảng thông số Thông số/ trục Động cơ I II Công tác ukn=1 ubr=4 ux=2,88 P(KW) 15 12,40 12,03 10,96 n(v/ph) 1460 1460 365 126,74 T(N.mm) 81894,52 81109 314757 826108,9 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 Ta có: Chọn bộ truyền xích thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và vận tốc vòng đĩa xích nhỏ nhất là: 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 bảngvới điều kiện ta được: Bước xích: p = 31,75 (mm) Đường kính chốt: dc = 9,55 (mm) Chiều dài ống: B = 27,46 (mm) 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: Bánh răng chủ động: SH1= 1,1; SF1= 1,75 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 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: <4% thoả mãn. c. Xác định góc nghiêng răng d. Xác định góc ăn khớp αtw Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở βb: 3.5 Xác định các hệ số vầ một số thông số động học Tỷ số truyền thực tế: ut= 4 Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng: Vận tốc trung bình của bánh răng: Tra bảng với bánh răng trụ răng nghiêng và v = 3,98 (m/s) ta được cấp chính xác của bộ truyền là: CCX= 9 Tra phụ lục với: CCX= 9 HB < 350 Răng thẳng V =3,98 (m/s) Nội suy tuyến tính ta được: Hệ số tập trung tải trọng: KHα , KFα – Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng suất tiếp xúc, uốn: Tra bảng với nội suy ta được: 3.6 Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng a. Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc - Ứng suất tiếp xúc cho phép: ZM – Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng ăn khớp: Tra bảng => 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: TrụcI 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=(1,21,5)dsb lm1 =(1,21,5)d1=(1,21,5)40=(4860 ) mm Chọn lm13= 60 mm lm2=1,2÷1,5d2=1,2÷1,545=54÷67,5 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=(0,80,9) lm22= (48,454,45) 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: Mj=Myj2+Mxj2 Mtđj=Mj2+0,75Tj2 M20=0 Mtđ20=0,75.T22=0,75.3147572=272587,56 (Nmm) M21=02+204137,62=204137,6 (Nmm) Mtđ21=204137,62+0,75.3147572=340552,7 (Nmm) M22=110643,12+95927,092=146437,31 (Nmm) Mtđ22=146437,312+0,75.3147572=309431,5 (Nmm) M23= 0 Mtđ23=0,75.02=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 d20=3Mtđ220,1.σ=3272587,560,1.50=37,91mm -Tại tiết diện lắp ổ lăn: d21=3Mtđ210,1.σ=3340552,690,1.50=40,84 mm -Tại tiết diện bánh răng: d22=3Mtđ220,1.σ=3309431,510,1.50=39,55 mm -Tại tiết diện lắp ổ lăn: d23=3Mtđ230,1.σ=300,1.50=0 mm Ta chọn đường kính theo tiêu chuẩn và đảm bảo điều kiện lắp ghép: d20<d23= d21 < d22 Suy ra ta chọn được: d22=45 mm d23= d21 = 40 mm d20= 35mm Sơ đồ trục 2 tại các tiết diện : Chọn then: +Do các trục nằm trong hộp giảm tốc nên ta chọn loại then bằng. Để đảm bảo tính công nghệ ta chọn loại then giống nhau trên cùng một trục. Khi đó, theo TCVN 2261- 77 ta có thông số của các loại then được sử dụng như sau: Tiết diện Đường kính trục Kích thước tiết diện Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 2-0 35 10 8 5 3,3 0.25 0.4 2-2 45 14 9 5,5 3,8 0,25 0,4 +Kiểm nghiệm độ bền của then: a. Tại tiết diện 2-2 (tiết diện lắp bánh răng) -Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then. Chọn lt=(0,80,9)lm12= (0,80,9)67,5 = 56 mm. Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được Công thức (9.1) ta có: σd=2Tdlt(h-t1)=2.31475745.56.(9-5,5)=71,37 MPa<100 MPa Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2): τc=2Tdltb=2.31475745.56.14=17,84 MPa<[τc] => thỏa mãn b. Tại tiết diện 2-0 (tiết diện lắp bộ truyền ngoài) -Kiểm tra độ bền dập trên mặt tiếp xúc giữa trục và then. Chọn lt=(0,80,9)lm10=(0,80,9)67,5 = 63 mm. Với then làm bằng thép, tải va đập nhẹ ta chọn được Công thức (9.1) ta có: σd=2Tdlt(h-t1)=2.31475738.63.(8-5)=87,65 MPa<100MPa => thỏa mãn Kiểm nghiệm độ bền cắt: công thức (9.2): τc=2Tdltb=2.31475738.63.10=26,3<[τc] => 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: Trong đó :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 a. Phản lực hướng tâm lên các ổ là : + phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên trái bánh răng Fr0=Fx102+Fy102=292,362+1559,792=1586,95 N + phản lực hướng tâm tác dụng lên ổ lăn bên phải bánh răng Fr1=Fx112+Fy112=4385,322+1559,792=4654,46 N Lực dọc trục: Fa1 =890,99 N Xét tỷ số :Fa1 / Fr1 = 890,99/1586,95 = 0,56 > 0,3 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 = 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 = 4654,46.3405,15=34440,90 N= 34,44 kN < C = 39,2 kN Thoả mãn điều kiện tải động. 5.2.8.Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh Tra bảng 11.6 ta được < Co=30,7kN Như vậy, ổ bi đỡ chặn có kí hiệu là 46308 thoả mãn khả năng tải động và tải tĩnh 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. Các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc  Tên gọi Tính toán Chiều dày: Thân hộp, δ Nắp hộp, δ1 δ = 0,03a + 3 = 0,03.130 + 3 = 7 (mm) Chọn δ = 8 (mm) δ1 = 0,9.7 = 0,9.8 = 7,2 (mm) chọn Gân tăng cứng: Chiều dày, e Chiều cao, h Độ dốc e = (0,8÷1)δ = 5,6÷ 7 mm Chọn e = 8 (mm) h < 58 mm = 5.=5.7=35 khoảng 20 Đường kính: Bulông nền, d1 Bulông cạnh ổ, d2 Bulông ghép bích nắp và thân, d3 Vít ghép nắp ổ, d4 Vít ghép nắp của thăm, d5 d1 > 0,04a + 10 = 0,04.130 + 10 = 15,2 (mm) Chọn d1 = 16 (mm) d2 = (0,7÷0,8)d1 = 11,2÷12,8 mm chọn d2 = 12(mm) d3 = (0,8÷0,9)d2 = 9,6÷10,8 mm chọn d3 = 10 (mm) d2 = (0,6÷0,7)d2 = 7,2÷8,4 chọn d4 = 8 (mm) d2 = (0,5÷0,6)d2 = 6÷7,2 chọn d2 = 6 (mm) Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp, S3 Chiều dày bích nắp hộp, S4 Chiều rộng bích nắp và thân, K3 S3 = (1,4÷1,8)d3 = 14÷18 mm chọn S3 = 16(mm) S4 = (0,9÷1)S3 = 15,3÷17 mm chọn S4 = 16 (mm) K3 = K2 - (3÷5) = 38- (3÷5)= 34÷36 mm chọn K3 = 35 (mm) Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít, D3, D2 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ, K2 Tâm lỗ bulông cạnh ổ, E2 và C (k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ) Chiều cao, h Trục I: D2 = 78 (mm), D3 = 97(mm) Trục II: D2 = 110(mm), D3 = 135 (mm) K2 = E2+R2+(3÷5)=19+16+3=38 (mm) E2 = 1,6d2 = 1,6.12=19,2(mm) chọn E2 = 19 (mm) R2 = 1,3d2 =1,3.12=15,6 (mm) chọn R2 = 16 (mm) Chọn h = 45 (mm) Mặt đế hộp: Chiều dày: khi không có phần lồi S1 khi có phần lồi: Dd, S1 và S2 Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q Chọn S1 = (1,31,8)d1 =(20,824) chọn =S1 =24(mm) S2=(1,01,1)d2=(1617,6) chọn S2=17 (mm) K1 = 3d1 = 3.16=48 (mm), q ≥ K1 + 2δ =48+2.7= 62 (mm) Khe hở giữa các chi tiết: Giữa bánh răng với thành trong hộp Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Giữa mặt bên của các bánh răng với Nhau Δ ≥ (1÷1,2)δ = (11,2).7=(7÷8,4) chọn Δ = 8 (mm) Δ1 ≥ (3÷5)δ = (35).7=(21÷35) chọn Δ = 30 (mm) Δ2 =7 chọn 2=8 (mm) Số lượng bulông nền, Z L: chiều dài vở hộp B:chiều rộng vỏ hộp Z=4 6.2.2 .Kết cấu nắp ổ và cốc lót 6.2.2.1 Nắp ổ Đường kính nắp ổ được xác định theo công thức : Trong đó D là đường kính lắp ổ lăn Căn cứ vào bảng ta có: Vị trí h Trục I 62 78 100 52 M8 4 8 Trục II 90 110 135 85 M8 4 10 6.2.2.2 Cốc lót Dùng cho ổ bố trí hình chữ “ O “ 6.2.3.Cửa thăm Để kiểm tra qua sát các chi tiết máy trong khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm.Dựa vào bảng ta chọn được kích thước cửa thăm như hình vẽ sau. A (mm) B (mm) (mm) (mm) C (mm) (mm) K (mm) R (mm) Vít (mm) Số lượng 100 75 150 100 125 - 87 12 M8×22 4 6.2.4.Nút thông hơi Khi làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên.Để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và ngoài hộp, người ta dùng nút thông hơi.Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm. Tra bảng ta có kích thước nút thông hơi A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27×2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 6.2.5.Nút tháo dầu Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp, bị bẩn (do bụi bặm và do hạt mài), hoặc bị biết chất, do đó cần phải thay dầu mới.Để thay dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu.Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu. Dựa vào bảng ta có kích thước nút tháo dầu D b m f L c q D S M20×2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4 6.2.6.Kiểm tra mức dầu 30 F18 F12 F6 6 12 Để kiểm tra mức dầu trong hộp ta dùng que thăm dầu có kết cấu kích thước như hình vẽ. 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 6.2.8.Ống lót và lắp ổ Ống lót được dùng để đỡ ổ lăn, để thuận tiện khi lắp và điều chỉnh bộ phận ổ đồng thời trái cho ổ khỏi bụi băm, chất bẩn ống lót được làm bằng vật liệu GX15-32 ta chọn kích thước của ống lót như sau. Chiều dày: , ta chọn Chiều dày vai và chiều dày bích Đường kính lỗ lắp ống lót 6.2.9.Bulông vòng Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc trên nắp và thân thường lắp thêm bulong vòng. Kích thước bulong vòng được chọn theo khối lượng hộp giảm tốc. Với a= 105 mm , hộp giảm tốc bánh răng trụ 1 cấp, tra bảng ta có Q = 40(Kg), ta chọn bulông vòng M8. Ren d M8 36 20 8 20 13 18 6 5 Q(Kg) 18 2 10 1,2 2,5 1 4 4 40 6.3. BÔI TRƠN VÀ ĐIỀU CHỈNH ĂN KHỚP 6.3.1.Bôi trơn trong hộp giảm tốc Do bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc đều có nên ta chọn phương pháp bôi trơn ngâm dầu. Với vận tốc vòng của bánh răng nghiêng v = 2,05 m/s < 12 m/s tra bảng ta được độ nhớt của dầu 186/16 ứng với 100oC Tra bảng ta chọn được loại dầu là: AK-15 có độ nhớt là 20 Centistic. 6.3.2.Bôi trơn ngoài hộp Với bộ truyền ngoài hộp khi làm việc sẽ dính bụi bặm do hộp không được che kín nên ta dùng phương pháp bôi trơn định kì bằng mỡ. Bảng thống kê dành cho bôi trơn Tên dầu hoặc mỡ Thiết bị cần bôi trơn Lượng dầu hoặc mỡ Thời giant hay dầu hoặc mỡ Dầu ôtô máy kéo AK-15 Bộ truyền trong 0,6 lít/KW 5 tháng Mỡ T Tất cả các ổ và bộ truyền ngoài 2/3 chỗ hổng bộ phận 1 năm 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. 6.3.4. Bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai: Tại các tiết diện lắp bánh răng không yêu cầu tháo lắp thường xuyên ta chọn kiểu lắp H7/k6, tiết diện lắp trục với ổ lăn, khớp nối, đĩa xích được chọn trong bảng sau : Trục Vị trí lắp Kiểu lắp ES es EI ei I Trục-vòng trong ổ bi ∅25k6 +15 +2 Vỏ-lắp ổ +30 -100 0 -290 Vòng phớt trục I +98 +15 +65 +2 Bạc chặn trục I +98 +15 +65 +2 II Bạc chặn trục II ∅35 +25 +15 0 +2 ổ lăn ∅40k6 +18 +2 Bánh răng ∅45 +25 +50 0 +34 Vỏ và ổ lăn ∅90H7 +35 0 Then bánh răng 14 0 0 -43 -43 Then đĩa xích 0 0 -36 -36 Vỏ và nắp ổ ∅90 +35 -120 0 -340 Mục lục Trang Phần 1: Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền 1 1.1 Công suất làm việc 1 1.2 Hiệu suất hệ dẫn động 1 1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ 1 1.4 Số vòng quay trên trục công tác 1 1.5 Chọn tỷ số truyền sơ bộ 1 1.6 Số vòng quay trên trục động cơ 2 1.7 Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ 2 1.8 Chọn động cơ 2 1.9 Phân phối tỷ số truyền 2 1.10 Tính các thông số trên trục 2 1.11 Lập bảng thông số 3 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: 5 6 6 6 8 9 9 11 11 13 14 16 17 18 18 19 22 23 24 24 26 26 26 27 27 29 30 30 31 32 32 34 34 35 35 41 44 44 45 45 45 45 45 47 47 47 47 47 48 49 49 49 49 51 51 54 52 52 53 53 54 54 54 55 55 56 56 56 57 57 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