Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôidulieu.tailieuhoctap.vn/books/khoa-hoc-ky-thuat/co-khi-che-tao-may/... · Thiết kế hộp giảm tốc hai

ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY

ĐỀ TÀI

Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp

nhanh phân đôi

Giáo viên hướng dẫn :

Họ tên sinh viên :

Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B Trang: - 1 -


MỤC LỤC

NỘI DUNG TRANG

PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI

TỈ SỐ TRUYỀN 2

I. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN 2

II. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 3

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 4

PHẦN II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI 4

PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG 8

II.1. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP NHANH 8

II.2. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CẤP CHẬM 13

PHẦN IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN 17

A. THIẾT KẾ TRỤC 17

B. CHỌN VÀ TÍNH THEN 29

PHẦN V: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 32

PHẦN VI: CHỌN NỐI TRỤC 37

PHẦN VII: THIẾT KẾ CẤU TẠO CÁC CHI TIẾT MÁY, BÔI TRƠN

VÀ LẮP GHÉP HỘP GIẢM TỐC 38 PHẦN VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP, CHỌN CÁC KIỂU LẮP TRONG MỐI GHÉP 43 PHẦN IX: TÍNH VÀ CHỌN DUNG SAI CHẾ TẠO TRỤC 44 TÀI LIỆU THAM KHẢO 50



LỜI NÓI ĐẦU

Đối với nhiều ngành trong trường Đại học Kỹ thuật, sau khi học xong phần lý thuyết học sinh sẽ bước qua giai đoạn thiết kế đồ án môn học. Đối với môn học Chi Tiết Máy cũng vậy.

Thiết kế chi tiết máy là một bước ngoặc cho việc nghiên cứu cơ sở tính toán và thiết kế các bộ truyền động cơ khí cũng như các chi tiết máy. Đây là đề tài thiết kế chính xác đầu tiên đối với mỗi sinh viên ngành cơ khí. Nhiệm vụ chung là thiết kế hệ thống dẫn động từ động cơ điện đến cơ cấu chấp hành.

Đề tài:”Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi ” có các ưu điểm là bộ truyền làm việc êm, truyền được công suất lớn, lực dọc trục được triệt tiêu, kết cấu hộp giảm tốc tương đối đơn giản dễ chế tạo, dễ bôi trơn, các bánh răng và ổ bố trí đối xứng, vì vậy trục chịu tải tương đối đồng đều. Nhưng bên cạnh đó hộp giảm tốc có cấp tách đôi có nhược điểm là chiều rộng của hộp lớn ,cấu tạo bộ phận ổ phức tạp , số lượng chi tiết và khối lượng gia công tăng .

Khi thiết kế đồ án Chi Tiết Máy sinh viên lần đầu tiên bắt tay vào một công việc mới mẽ, rèn luyện, vận dụng nhiều kiến thức để giải quyết các vấn đề có liên quan đến thực tế. Đồ án này là sản phẩm thiết kế đầu tay, tuy còn mang nặng tính lý thuyết nhưng có tính chất đào sâu chuyên ngành giúp cho mỗi sinh viên có ý thức sâu sắc về công việc cũng như nghiên cứu và tính toán.

Trong đồ án vấn đề sai sót là không thể tránh khỏi, kính mong quý thầy cô tận tình chỉ bảo để giúp em bổ sung những khuyết điểm, những khúc mắc còn tồn tại và có thêm kiến thức để tiếp tục thực hiện các đề tài sau này.

Xin chân thành cảm ơn quý thầy cô. Đà Nẵng, ngày tháng năm 2008

Sinh viên thực hiện

Phan Thế Đức



PhầnI: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀNI: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN

Động cơ cần làm việc sao cho có thể lợi dụng được toàn bộ công suất động cơ. Khi làm việc nó phải thoả mãn 3 điều kiện:

- Động cơ không phát nóng quá nhiệt cho phép.- Động cơ có khả năng quá tải trong thời gian ngắn.- Động cơ có moment mở máy đủ lớn để thắng moment cản ban đầu của phụ

tải khi mới khởi động.- Do chế độ tải trọng : Rung động nhẹ, quay một chiều . Để chọn động cơ điện ta cần tính công suất cần thiết kế ta dựa vào:Các số liệu đã cho:

- Tải trọng P = 3525N- Vận tốc băng tải V = 1,2 m/s.- Đường kính tang D = 675 mm

Nếu gọi: Nlv _ là công suất làm việc của băng tải η _ là hiệu suất truyền dộng.

Trong đó: Nlv = ==ηη .1000

2,1.3525

.1000

PV(Kw) (1.1)

Ta chọn: 96,01 =η là hiệu suất bộ xích98,02 =η là hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ (ba bộ)995,03 =η là hiệu suất một cặp ổ lăn (bốn cặp)

14 =η là hiệu suất khớp nối.Ta được: 8856,04

43

321 == ηηηηη

⇒ 7764,48856,0.1000

2,1.3525 ==lvN Kw

Công suất cần thiết No= ==8856,0

7764,4

ηlvN

5,3934Kw

Ta cần phải chọn động cơ điện có công suất định mức Nđm > No. Trong tiêu chuẩn động cơ điện có nhiều loại thoả mãn điều kiện này. Theo TK CTM bảng 2P ta chọn sơ bộ động cơ điện che kín có quạt gió A02-42-4 có:

Công suất động cơ Nđm = 5,5 Kw Số vòng quay của động cơ nđc = 1450 vòng/phút Hiệu suất động cơ ηđm = 88% Khối lượng động cơ m = 66,5 Kg.

Động cơ này gọn nhẹ giá thành không đắt lắm và tỷ số truyền chung có thể phân phối hợp lý cho các bộ truyền trong hệ thống dẫn động.

Kiểm tra mômen khởi động của động cơ:

Ta có: 5,1=dm

mm

M

M

Xem như bộ truyền làm việc với mômen định mức của động cơ.

Mà ta có 4.1=M

M qt

⇒ Mmm>Mqt.Vậy bảo đảm động cơ khởi động được để kéo bộ truyền làm việc.



II: PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN.II-1 Tỷ số truyền.

Tý số truyền động chung: i = nđm/nt

Trong đó nt là số vòng quay của tang dẫn động.

1000.60t

t

DnV

π= m/s (1.2)

⇒ nt= 34675

1000.60.2,11000.60. ==ππD

Vt vòng/phút

Vậy i = 647,4234

1450 =

Ta có: i = ing.it = ing.in.ic

Trong đó: ing tỷ số truyền của bộ truyền xích it tỷ số truyền của hộp giảm tốc in tỷ số truyền cấp nhanh ic tỷ số truyền cấp chậm.

Tỷ số truyền là đặc trưng, là chỉ tiêu kỹ thuật có ảnh hưởng đến kích thước, chất lưọng của bộ truyền cơ khí. Việc phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hộp giảm tốc (quan hệ giữa in và it ) theo nguyên tắc:

- Kích thước và trọng lượng cuả hộp giảm tốc là nhỏ nhất- Điều kiện bôi trơn tốt nhấtTrong hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp có cấp nhanh phân đôi để cho các

bánh răng bị dẫn của cấp nhanh và cấp chậm được ngâm trong dầu gần như nhau tức là đường kính của các bánh răng phải xấp xỉ nhau (R2 ≈ R4), chọn in=1,2ic

. Chọn: ix=4 ;

⇒ ing = ix = cccn iiii

i

.2,1

647,42

.= =4 98.2

4*2.1

647.42 ==⇒ ci

⇒ in = 1.2*2.98 = 3.576 II.2.Công suất trên các trục:

KwNN

KwNN

KwNN

IIIII

III

OI

0004,598,0.995,0.1281,5.

1281,5995,0.98,0.3664,5..

3664,51.995,0.3934,5..

3.2

23

22

43

======

===

ηηηη

ηη

II.3. Tính số vòng quay của mỗi trục. n1 = nđc = 1450(vòng/phút).

405576,3

145012 ===

ni

nn (vòng/phút)



13698,2

48,40523 ===

ci

nn (vòng/phút)

II.4.Tính momen xoắn cho mỗi trục:

)(029,351131136

0004,51055,91055,9

)(864,102921405

1281,51055,91055,9

)(220,353441450

3664,51055,91055,9

)(048,355221450

3934,51055,91055,9

6

3

6

6

2

6

6

1

6

66

Nmmn

NM

Nmmn

NM

Nmmn

NM

Nmmn

NM

IIIXIII

IIXII

IXI

ct

ctXâC

=××=××=

=××=××=

=××=××=

=××=××=

Bảng hệ thống các số liệu tính được:

TrụcT.số

Trục động cơ

I II III

I Inh=3,576 Ich=2,98 4

n(v/p) 1450 1450 405 136

N(Kw) 5,5 5,3664 5,1281 5,0004

THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN. ( BỘ TRUYỀN XÍCH).

Truyền động xích thuộc truyền động ăn khớp, được sử dụng rộng rãi trong máy công cụ, máy nông nghiệp, máy dệt máy vận chuyển.

Xích là một chuổi các mắc xích nối với nhau bằng bản lề .Xích truyền chuyển động và tải trọng từ trục dẫn (trục chủ động) sang trục bị dẩn (trục bị động ) nhờ sự ăn khớp các mắc xích với răng đĩa xích.


ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏYƯu nhược điểm của bộ truyền xích.Ưu điểm :

+Có thể truyền chuyển động với khoảng cách lớn mà vẫn đảm bảo tỷ số truyền chính xác.Thông thường khoảng cách giữa hai trục nên dùng nhỏ hơn 8m.

+So với bộ truyền đai thì hiệu suất của bộ truyền xích cao hơn .Lực tác dụng lên trục nhỏ vì lực căng ban đầu không cần lớn;khuôn khổ kích thước nhỏ, gọn hơn khi điều kiện làm việc và công suất như nhau.

+Có thể cùng một lúc truyền chuyển động cho nhiều trục khác nhau.Nhựơc điểm:

+vận tốc tức thời của đĩa xích thay đổi nhất là khi số răng của đĩa xích ít làm cho đĩa xích quay không đều.

+Bộ truyền đòi hỏi chế tạo và lắp ghép chính xác,do đó giá thành cao.+Xích chóng mòn bản lề nhất là điều kiệm bôi trơn không tốt và bộ

truyền không được che kín.+Truyền động xích có tiếng ồn

Bộ truyền xích làm việc có thể xuất hiện các dạng hỏng sau đây:+Mòn bản lề và răng đĩa xích.+Con lăn bị mòn,bị rỗ hoặc vỡ.+Các má xích bị đứt vì mỏi.

Thiết kế bộ truyền xích gồm ba giai đoạn.Giai đoạn 1:Nghiên cứu các yêu cầu của bộ truyền cần thiết kế: P=3525(N), N=4,23(kw), nt=34(vòng /phút), Ix=4Giai đoạn 2:Bước 1:Sơ đồ kết cấu của nguyên lý của bộ truyền và các thông sô hình học của bộ truyền.Bước 2:xác định các thông số lý học(A,D1,D2,X,t).1) Chọn loại xích.

Trong các bộ truyền xích thường dùng xích ống con lăn hoặc xích răng trong đó xích ống con lăn được dùng nhiều nhất.

Theo đầu bài vt=1,2<10 ÷ 15(m/s) nên ta dùng xích ống con lăn ,nó có giá thành rẻ hơn và dễ chế tạo hơn xích răng.2)Tính số răng của đĩa xích.

Số răng của đĩa xích càng ít đĩa bị động quay càng không đều,động năng va đập của mắt xích răng đĩa xích càng tăng và xích làm việc càng ồn.

Do đó cần hạn chế số răng nhỏ nhất của đĩa xích nên chọn số răng đĩa nhỏ Z1 =23, số răng đĩa xích lớn Z2 =4.23 = 923)Định bước xích t:

Bước xích t là thông số cơ bản của bộ truyền xích,xích có bước càng lớn thì khả năng tải càng lớn nhưng tải trọng động va đập,va đập và tiếng ồn càng tăng nhất là khi vận tốc cao.

Bước xích t được chọn theo điều kiện hạn chế áp suất sinh ra trong bản lề và số vòng quay trong một phút của đĩa xích phải nhỏ hơn số vòng quay giới hạn.



Đê tính bước xích t trước hết định hệ số điều kiện sử dụng.k=kđ.kA.ko.kđckb.kc[SI,B6-6,T105]. Trong đó.

kđ-Hệ số xét đến tính chất tải trọng ngoài .Vì tải trọng rung động nhẹ nên ta chọn kđ=1

kA-Hệ số xét đến chiều dài xích,ta chọn A=(30 ÷ 50).t nên ta chọn kA=1.ko-Hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền.

Chọn đường tâm nối hai đĩa xích làm với đường ngang một góc nhỏ hơn một góc 60o nên ta chọn ko=1.

kđc-Hệ số xét đến khả năng điều chỉnh lực căng xích.Trục không điều chỉnh được cũng không có đĩa hoặc con lăn căng xích ta chọn

kđc=1,25.kb-hệ số xét đến điều kiện bôi trơn .Chọn điều kiiện bôi trơn liên tục(xích

nhúng trong dầu hoặc phun liên tục) ta chọn kb=0,8.kc-Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền, ta chọn làm việc 2ca nên

kc=1,25 Thay số vào ta có k=1.1.1,25.0,8.1,25=1,25Công suất tính toán của bộ truyền xích. Nt=N.k.kz.kn. [SI,Ct6-7,T106].

N Công suất danh nghĩa N=1000

2,1.3525=4,23 (kw).

Hệ số răng của đĩa dẫn .

kz=1

01

Z

Z=

2325

=1,08

Hệ số vòng quay của đĩa dẫn.

kn=1

01

n

n=

136

200 =1,47. Tra theo bảng 6-4 với n01=200 p

v

Thay vào công thức ta có. Nt=4,23.1,25.1,08.1,47=8,39(kw). Nt=8,39<11,4=[Nt] nên ta chọn bước xích t=25,4(mm) , tra theo bảng (6-1) ta có dc=7,95(mm),chiều dài ống B=24,13(mm) Diện tích bản lề F= 179,7(mm2),khối lượng một mét xích q =2,57(kg).Số vòng quay giới hạn của đĩa dẫn ngh=1020(vòng/phút) .Số dãy xích con lăn được xác định theo điều kiện.

x≥][N

Nt= 4,11

39,8=0,736 ta chọn xích ống con lăn một dãy nên ta lấy x ≈ 1.

4)Định khoảng cách trục A và số mắc xích.Tính số mắc xích theo công thức.

X=t

A2+

221 ZZ +

+(π.2

12 ZZ −)2.

A

t .

Định sơ bộ khoảng cách trục A. A=40.t=40.25,4=1016(mm).


ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏYVới Z1=23(răng), Z2=92(răng), t=25,4(mm), A=1016(mm), thay số vào ta có.

X= 4,25

1016.2+

2

9223++( 1415,3.2

2392 −)2.

10164,25

= 140,5 . Để tiện cho việc lắp ghép

ta lấy X=140.Kiểm nghiệm số lần va đập trong một giây.

u=X

nZ

.15

. 11 =140.15

136.23= 1,49<25=[u].Thoã mãn về số lần va đập trong một

giây.Tính chính xác khoảng cách trục A theo số mắc xích đã chọn.

π−−

+−++−=

2

12

2

2121

2

ZZ8

2

ZZX

2

ZZX

4

tA

16,100914,3.2

23928

2

9223140

2

9223140

4

4,2522

=

−−

+−++−= (mm)

Để đảm bảo độ võng bình thường tránh cho xích bị căng quá, giảm khoảng cách trục một khoảng : ∆ A = 0,003A=3,027 mm

Cuối cùng là lấy A = 1009,16-3,027=1006(mm)

5. Tính đường kính của đĩa xích : − Đường kính vòng chia của đĩa xích dẫn :

)(5,186

23

180

4,25

180

1

1 mm

SinZ

Sin

td

ooc ===

− Đường kính vòng chia của đĩa xích bị dẫn :

)(744

92

180

4,25

180

2

2 mm

SinZ

Sin

td

ooc ===

6. Tính lực tác dụng lên trục :

n.t.Z

N.k.10.6P.kR t

7

t =≈

Trong đó :kt : hệ số xét đến trọng lượng xích lên trục,ta chọn bộ truyền nằm ngang

hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn o40 với đường nằm ngang kt = 1,15. N-công suất trục dẫn t-Bước xích. n-Số vòng quay của dẫn. Z-số răng của đĩa dẫn

)(635,4342136.4,25.23

0004,5.15,1.10.6

..

..10.6.

77

NntZ

NkPkR t

t ===≈

Các thông số tính được.+ Số răng đĩa xích.


ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY Đĩa dẫn Z1=23(răng). Đĩa bị dẫn Z2=92(răng).+Bước xích t=25,4(mm).+Số mắc xích X=140(mắc xích ).+Khoảng cách trục A=1006(mm).+Đường kính vòng chia. Đĩa dẫn dc1=186,5(mm). Đĩa bị dẫn dc2=744(mm).+Lực tác dụng lên trục. R=4342,635(N).Giai đoạn 3:Bộ truyền đã thiết kế có khả năng đáp ứng các yêu cầu đề ra, thoã mãn các điều kiện bền.



PHẦN III:THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC.

III.1.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH:

• Đối với hộp giảm tốc hai cấp có cấp nhanh phân đôi. Cấp nhanh là bánh răng trụ răng nghiêng , có các đặc điểm sau:

- Do cấp nhanh phân đôi nên khi tính công suất phải chia đôi cho bộ truyền cấp nhanh.

- Bánh răng ở cấp nhanh chịu tải nhỏ hơn bánh răng cấp chậm. Do vậy khi chọn hệ số chiều rộng răng sao cho cần thoã mãn bch≈ 2bnh

- Bánh răng cấp chậm là bánh răng trụ răng thẳng; ăn khớp không tốt, có va đập, vì vậy khi thiết kế ta tính theo cặp bánh răng dịch chỉnh.

III.1.1.Chọn vật liệu làm bánh răng._ Bánh răng nhỏ: chọn thép 45, thường hoá có:

σk1= 600 N/mm2 ; σch1= 300N/mm2 ; HB = 200.Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (60÷ 90) mm._Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:

σb=500 N/mm2 ; σch= 260 N/mm2 ; HB = 170.Phôi rèn, giả thiết đường kính phôi (100÷ 300) mm.

III.1.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:1. Ứng xuất tiếp xúc cho phép:Số chu kỳ tương đương của bánh nhỏ:

Ntđ1= 60 u Σ(Mi/Mmax)3ni.Ti (3.1)Trong đó:_ Mi,ni,Ti là moment xoắn, số vòng quay trong 1 phút và tổng số giờ bánh răng làm việc ở chế độ i._ Mmax là moment xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (không kể mômen quá

tải)_ u là số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay 1 vòng.

⇒Ntđ1=60.1.6,5.330.16.1450.[13.4/8 + (0,5)3.4/8]= 167,95.107 > No

với N0_ số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc.Thường N0=107.

Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:Ntđ2= Ntđ1/in = 167,95.107 / 3,576= 46,97.107> No

Do đó hệ số chu kỳ ứng suất k’N của cả hai bánh răng đều bằng 1.Theo bảng 3-9: [σ]Notx= 2,6.HB

[σ]tx = [σ]Notx. k’N.



[σ]tx1= 520 N/mm2

[σ]tx2= 442 N/mm2

2.Ứng suất uốn cho phép:Số chu kỳ tương đương của bánh răng:

Ntđ = 60 u Σ(Mi/Mmax)mni.Ti (3.2)Các thông số như trên.m_ bậc của đường cong mỏi uốn. Đối với thép thường hoá m= 6.

Vậy số chu kỳ tương đương của bánh lớn là:Ntđ2= 60.1.6,5.16.330.405.[16.4/8 + (0,5)6.4/8]= 42,3.107

⇒ Ntđ1= 3,576.42,3.107= 151,3.107 .Cả Ntđ1 và Ntđ2 > No .Với N0_chu kỳ cơ sỡ của đường cong mỏi uốn. N0=5.106 .Do đó k’’N = 1_hệ số chu kỳ ứng suất uốn

[σ]u=σ

−σk.n

k.5,1 ''N1 (3.3) do răng làm việc một mặt

Giới hạn mỏi uốn của thép 45: σ-1= 0,43. σk = 0,43.600=258 N/mm2.Giới hạn mỏi uốn của thép 35: σ-1= 0,43.500 = 215 N/mm2.Hệ số an toàn: n = 1,5.Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: kσ = 1,8.

Bánh nhỏ: [σ]u1= 8,1.5,1

1.258.5,1= 143,3 N/mm2.

Bánh lớn: [σ]u2= 8,1.5,1

215.5,1 = 119,4N/mm2.

III.1.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k:Do ổ bố trí đối xứngCó thể chọn sơ bộ k = 1,5

III.1.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng:Do bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh răng chử V, phân đôi. Do vậy tải

trọng tác dụng lên một bánh là nhỏ. Vậy chọn ψA= b/A = 0,3

III.1.5.Xác định khoảng cách trục:

3

2

2

2

6

1 .'.

..

.][

10.05,1)1(

n

Nk

iiA

Atx θψσ

+≥ (3.4)

θ’-hệ số phản ánh sự tăng khả năng tải tính theo sức bền tiếp xúc của bánh răng nghiêng so với bánh răng thẳng. Chọn θ’= 1,2.

k_ hệ số tải trọngn2=405(v/p)σtx2=442N/mm2

mmA 66,132405.2,1.3,0

3664,5.5,1.

576,3.442

10.05,1)1576,3( 3

26

1 =

+≥

Chọn A1=135III.1.6.Tinh vận tốc vòng v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh răng:Vận tốc vòng của bánh răng trụ:



smi

nAv /48,4

)1576,3.(1000.60

1450.135..2

)1(1000.60

...2 11 =+

=+

= ππ(3.5)

Với vận tốc này theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác 9.III.1.7.Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A:

Hệ số tải trọng k được tính theo công thức :k = ktt.kđ.(3.6)ktt- hệ số tập trung tải trọngkđ- hệ số tải trọng động.Chiều rộng bánh răng: b = ψA.A = 0,3. 135 = 40,5 mm.Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

mmi

Ad 59

1576,3

135.2

1

.21 =

+=

+=

do đó: ψd= b/d1= 68,059

5,40 =

Tra bảng 3-12 ta tìm được kttbảng = 1,03Hệ số tập trung tải trọng thực tế: ktt= (kttbảng+ 1)/2 = 1,015.

Giả sử: β>

sin

m.5,2b n (3.7) theo bảng 3-14 ta tìm được kđ= 1,4.

Hệ số tải trọng k = ktt.kđ = 1,015.1,4=1,421

ksơbộ=1.5. Vậy sai số εk= %5%5,5421,1

421,15,1 >=−

Như vậy lấy chính xác A = Asơbộ. 1335,1

421,1.135 33 ==

sbk

k mm.(3.8)

Như vậy có thể lấy chính xác A = 133mm.(3.8)b=0,3.133=40mm

III.1.8.Xác định mođun, số răng và góc nghiêng của răng:Modun pháp: mn = (0,01 ÷ 0,02).A = (1,33 ÷ 2,66)mmTheo bảng 3-1 chọn mn= 2mm.Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 10o

Số răng của bánh nhỏ:

28)1576,3(2

10cos.133.2

)1(

cos..21 =

+=

+=

o

n im

AZ

β. (3.8)

Số răng bánh lớn:Z2= Z1.i = 28.3,576 = 100Tính chính xác góc nghiêng β:

cosβ = 984,0130.2

2.128

.2

. ==A

mZ nt (3.10)

Vậy β = 10 o 3 /

Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:b = 40mm

kiểm tra điều kiện (3.7) :b> mmm

on 65,28

310sin

2.5,2

sin

.5,2/

==β thoả


P'1 P 1

P n P'1

P a1

P r

ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏYIII.1.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

Tính số răng tương đương: Ztđ=Z/cos3β.(3.11)Bánh nhỏ: Ztđ1 =28/(0,984)3 =29Bánh lớn: Ztđ2 =100/(0,984)3= 105Hệ số dạng răng theo bảng 3-18:

y1 = 0,451y2 = 0,517

Lấy θ’’=1,5_hệ số phản ánh khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so với bộ truyền bánh răng thẳng.

Đối với bánh răng nhỏ:

22

6

112

1

6

1 /98,345,1.40.1450.28.2.451,0

3664,5.5,1.10.1,19

''.....

..10.1,19mmN

bnZmy

Nk

nu ===

θσ (3.12)

vậy 1uσ < [σ]u1=143,3 N/mm2

Đối với bánh răng lớn:σu2 = σu1.y1/y2 (3.13)⇒σu2 = 34,98.0,451/0,517=30,51N/mm2 < [σ]u2 = 119,4 N/mm2.

III.1.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:Τ ính ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σ]txqt=2,5[σ]Notx.(3.14)

Bánh nhỏ: [σ]txqt1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2.Bánh lớn: [σ]txqt2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2.

Τ ính ưng suất uốn cho phép khi quá tải: [σ]uqt =0,8.σch.(3.15)Bánh nhỏ: [σ]uqt1 = 0,8.300 = 240 N/mm2.Bánh lớn: [σ]uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2.

Kiểm tra sức bền tiếp xúc:

qtI

Itxqt k

nb

Nki

iA.

.'.

..)1(

.

10.05,136

θσ

+= (3.16) ; kqt=1,4.

⇒ 236

1 /2754,11450.40.2,1

3664,5.5,1.576,4

576,3.133

10.05,1mmNtxqt ==σ

⇒σtxqt2= 236

/64,5084,1.405.40.2,1

1281,5.5,1.576,4

576,3.133

10.05,1mmN=

σtxqt1 < 1300 N/mm2 ⇒ thỏa mãn.σtxqt2<1105 N/mm2 ⇒ thỏa mãn

Kiểm tra sức bền uốn : σuqt = kqt.σu.Bánh nhỏ: σuqt1 = 34,98.1,4 = 48,97 N/mm2 < [σ]uqt1

Bánh lớn: σuqt2 = 30,51.1,4 = 42,7 N/mm2 < [σ]uqt2.

III.1.11.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:Modun pháp: mn= 2mmSố răng: Z1 = 28 ; Z2 = 100Góc ăn khớp: αn = 20o



Góc nghiêng: β = 10 o 3 /

Chiều cao răng: h=2,25.mn=2,25.2=4,5mmChiều cao đầu răng : hd=mn=2mmĐộ hở hướng tâm c1=0,25.mn= 0,25.2=0,5mmKhoảng cách trục: A = 133mm.Bề rộng bánh răng: b= 40mm.Đường kính vòng chia: dc1=mn.Z1/cosβ (3.17)⇒ dc1= 2.28/cos10 o 3 / = 57mm ; ⇒ dc2= 2.100/ cos10 o 3 / = 203mmĐường kính vòng đỉnh: de1 = dc1 + 2.mn

⇒ de1= 57+2.2=61 mm.⇒ de2 = 203+ 2.2 = 207 mm.

Đường kính vòng chân: di1 = dc1 - 2.mn-2.c ⇒ di1= 57-4-1=52 mm. di2 = 203 - 4 - 1 = 198 mm.

III.1.12.Tính lực tác dụng lên trục:Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm 3 thành phần: lực vòng P, lực hướng

tâm Pr và lực dọc trục Pa.

Τ ính lực vòng: dn

N

d

MxP

.

.10.55,9.2.2 16

== (3.18)

NP 15,124057.1450

3664,5.10.55,9.2 6

==

Lực hướng tâm: NtgtgPo

n 4,458310cos

20.15,1240

cos

.Pr

/

0

===βα

(3.19)

Lực dọc trục: Pa = P.tgβ = 1240,15.tg10 /3o = 219,79N.

III.2.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM:III.2.1.Chọn vật liệu làm bánh răng.

Bánh răng nhỏ: chọn thép 45 thường hóa có:σbk3 = 600 N/mm2 ; σch3 = 300 N/mm2 ; HB = 200. σNotx3=520N/mm2

Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (60÷ 90) mm.Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có:

σbk4 = 500 N/mm2 ; σch4 = 260 N/mm2 ; HB = 170. σNotx4=442N/mm2

Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (100÷ 300) mm.III.2.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép:

1.Ứng suất tiếp xúc cho phép:Số chu kỳ tương đương của bánh răng:

Ntđ = 60 u Σ(Mi/Mmax)3ni.Ti (3.20)Số chu kỳ tương đương của bánh răng nhỏ:

Ntđ3 = Ntđ2 = 46,97.107 > No



Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn:Ntđ4 = Ntđ2/ic =46,97.10 7 /2,98=15,76.107> No Nên chọn k’N = 1 cho

cả 2 bánh răng⇒ [σ]tx = [σ]Notx. k’ = 2,6.HB

Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: [σ]tx4 = 442 N/mm2

Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:[σ]tx3 = 520N/mm2

Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ : [σ]tx4 = 442 N/mm2

2.Ứng suất uốn cho phép:Số chu kỳ tương đương của bánh lớn:

Ntđ3 = Ntđ2= 42,3.107

⇒ Ntđ4 = Ntđ3/ic = 42,3.107/2,98=14,19.107

Cả Ntđ1 và Ntđ2 > No =5.106 do đó k’’N = 1.Theo công thức (3.3)

[σ]u =σ

−σk.n

k.5,1 ''N1 do răng tải một mặt.

Giới hạn mỏi uốn của thép 45: σ-1 = 0,45.600 = 270 N/mm2.Giới hạn mỏi uốn của thép 35: σ-1 = 0,45.500 = 225 N/mm2.Hệ số an toàn: n = 1,5.Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: kσ = 1,8.

Bánh nhỏ: [σ]u1 = 8,1.5,1

1.270.5,1= 150 N/mm2.

Bánh lớn: [σ]u2 = 8,1.5,1

1.225.5,1= 125 N/mm2.

III.2.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k:Có thể chọn sơ bộ k = 1,5. Do ổ bố trí đối xứng

III.2.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng thẳng.

Vận tốc thấp. Mà theo công thức n

NM x

.10.55,9 6

= (3.21).

Vậy bộ truyền cấp chậm chịu tải lớn hơn bộ truyền cấp nhanh.Chọn ψA = b/A = 0,4

III.2.5.Xác định khoảng cách trục:

3

4

2

4

6

.

..

.][

10.05,1)1(

n

Nk

iiA

Actxc ψσ

+≥ (3.22)

.178136.4,0

1281,5.5,1.

98,2.442

10.05,1)198,2( 3

26

mmA =

+≥

Lấy A = 178mm. Chiều rộng bánh răng: b3 = ψA.A = 0,4.178= 71mm.III.2.6.Tinh vận tốc vòng v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh răng:

Vận tốc vòng của bánh răng trụ:

smi

nAv

c

II /9,1)198,2.(1000.60

405.178..2

)1(1000.60

...2 =+

=+

= ππ(3.23)

Với vận tốc này theo bảng 3-11 ta chọn cấp chính xác chế tạo là 9. Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B Trang: - 16 -

ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏYIII.2.7.Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A:

Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

mmi

Ad

c

90198,2

178.2

1

.23 =

+=

+=

⇒ ψd = b/d1 = 0,8.Tra bảng 3-12 ta tìm được kttbảng = 1,05.Hệ số tập trung tải trọng thực tế: ktt = (kttbảng + 1)/2 = 1,025Giả sử: nmb 5,2> theo bảng 3-14 ta tìm được kđ = 1,2.

⇒ k = ktt.kđ =1,23.

⇒ εk= %5%95,2123,1

23,15,1 >=−

k khác với trị số chọn sơ bộ nên cần tính lại khoảng cách trục A.

mmk

kAA

sbsbcx 167

5,1

23,1.178. 33 ===

Như vậy lấy chính xác A = 167mm. Chiều rộng bánh răng: b3 = ψA.A = 0,4.167 = 67mmIII.2.8.Xác định modun, số răng và góc nghiêng của răng:

Modun pháp: m = 0,02.A = 0,02.167=3,34 mm.Ta chọn mn = 3Số răng của bánh nhỏ

2898,3.3

167.2

)1(

..23 ==

+=

im

AZ .(3..24)

Số răng bánh lớn:Z4 = Z3.i = 2,98.28 = 83

Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện:Bánh nhỏ b3 = 67mm > 5,73.5,2.5,2 ==m

Chọn bánh lớn b4=67mm• Hệ số thay đổi khoảng cách trục A:

m

ZmAa t..5,0−

= (3.25)

với Zt=Z1+Z2=28+83=111_là tổng số răng của cả hai bánh.

⇒ 17,03

111.3.5,0167 =−=a .

⇒ trị số 1000a/Zt=1000.0,17/111=1,53Theo toán đồ (I_56) ⇒1000ψ/Zt=0,02Với ψ_hệ số giảm chiều cao răng.⇒ ψ=0,02.111/1000=0,002⇒ ξt=a+ψ_hệ số dịch dao tổng (3.26)⇒ ξt=0,17+0,002=0,172

⇒ ξ1= ( )

−−− ψξξ t

tt Z

ZZ 125,0 (3.27)

= 0,5.[0,172-55/111(0,172-0,002)]=0,044⇒ ξ2=0.128



⇒ góc ăn khớp của răng

cosα= 93,0167.2

20cos.3.111

.2

cos.. 00 ==

A

mZ t α

⇒α=20028.III.2.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng:

Hệ số dạng răng theo bảng 3-18:Với Z3=28;Z4=83. Suy ra ξ1=0,044; ξ2=0,128.

Vậy y1=0,451;y2=0,511Đối với bánh răng lớn:

22

6

342

1

6

2 /27,3867.136.83.3.451,0

0004,5.23,1.10.1,19

....

..10.1,19mmN

bnZmy

Nku ===σ < [σ]u2 = 125

N/mm2(3.28)Đối với bánh răng nhỏ:

σu1 = σu2.y2/y1 = 38,27.0,511/0,451=43,36< [σ]u1 = 150 N/mm2.III.2.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột:

Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [σ]txqt = 2,5[σ]Notx.

Bánh nhỏ: [σ]txqt1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2.Bánh lớn: [σ]txqt2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2.

Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [σ]uqt = 0,8.σch.

Bánh nhỏ: [σ]uqt1 = 0,8.300 = 240 N/mm2.Bánh lớn: [σ]uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2.

Kiểm tra sức bền tiếp xúc: kqt= 1,4.( )

qtqttxtxqt knb

Nki

iAk .

.

..1.

2sin

64,0.

.

10.05,1. 0

36 +==

ασσ (3.29)

( ) 23

0

6

1 /7,2984,1.405.67

1281,5.23,1.198,2.

2820.2sin

64,0.

98,2.167

10.05,1mmNtxqt =+=σ

σtxqt1 < 1300 N/mm2 ⇒ thỏa mãn.Tương tự σtxqt2=509N/mm2<1105N/mm2⇒ thỏa mãn.Kiểm tra sức bền uốn : σuqt = kqt.σu.(3.30)

Bánh nhỏ: σuqt1 = 43,36.1,4 = 60,7 N/mm2 < [σ]uqt1=150N/mm2

Bánh lớn: σuqt2 = 38,27.1,4 = 53,58 N/mm2 < [σ]uqt2=125N/mm2.

III.2.11.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền:Modun : m = 3mmSố răng: Z3 = 28 ;Z4 = 83Góc ăn khớp: α = 20o28’A=167mmb3=67b4=67chiều cao răng h=2,25m-ψ.m=(2,25-0,002).3=6,7mmĐường kính vòng chia: d3 = m.Z1 = 3.28=84mm d4 = m.Z2 = 3.83=249mm


Pr1

Pr2

P2

P1


Đường kính vòng đỉnh: de3 =(Z1+ 2+ 2ξ1- 2ψ).m (3.31) = (28+2+2.0,044-2.0.002).3 =90 mm.de4 =(Z2+ 2+ 2ξ2- 2ψ).m (3.32) =(83+ 2+ 2.0,128 -2.0,002).3= 256mm

Đường kính vòng chân:di1 = (Z1- 2,5+ 2. ξ1).m (mm).(3.33)= (28- 2,5+ 2.0,044).3=77mmdi2 = (Z2- 2,5+ 2. ξ2).m (mm).(3.34) =(83-2,5+ 2.0,128).3= 242mm

III.2.12.Tính lực tác dụng lên trục:

Lực vòng: d

MxP

.2= (3.35)

vớiMx3=2

36.10.55,9

n

N= Nmm120922

405

1281,5.10.55,9 6

=

suy ra P=2.120922/84=2879NP2=P1=2879N

Lực hướng tâm: Pr=P.tgα=2879.tg20028=1074,5N

Phần IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN.

A: THIẾT KẾ TRỤC.IV.A.1. Chọn vật liệu:

Trục phải đảm bảo các yêu cầu:Đảm bảo độ bền, độ cứng, ít nhạy với ứng suất tập trung, dể gia công,

nhiệt luyện, chịu được mài mòn. Chọn thép 45, tôi cải tiến.

HB=200; σk=600N/mm2; σch=300N/mm2; σNotx=520N/mm2.IV.A.2. Tính sơ bộ trục:

Chỉ xét trục chịu ảnh hưởng của mômen xoắn.Tính đường kính sơ bộ của các trục:

3

n

NCd ≥ (mm) (4.1)

Trong đó C là hệ số tính toán phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép đối với đầu trục vào và trục truyền chung. Lấy C = 120

Đối với trục I: NI = 5,3664 KwnI = 1450 vòng/phút

⇒ mmd I 56,181450

3664,51203 =≥

Chọn d1=20mmĐối với trục II: NII = 5,1281 Kw

nII = 405vòng/phút Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B Trang: - 19 -


⇒ mmd II 97,27405

1281,51203 =≥

Chọn d2=28mmĐối với trục III: NIII = 5,0004 Kw

nIII = 136 vòng/phút

⇒ mmd III 90,39136

0004,51203 =≥

Chọn d3= 40mmĐể chuẩn bị cho bước tính gần đúng các trục trong 3 trị số d I, dII, dII ta có thể

lấy trị số dII = 28mm để chọn loại ổ bi.Theo bảng 17P ta chọn chiều rộng B = 13mm_ là loại ổ trung bìnhIV.A.3.Tính gần đúng trục:

Trình tự :Định kích thước dài của trục

Dựa vào các số liệu:- khoảng cách trục A- chiều rộng bánh răng b- chiều rộng đĩa xích, chiều rộng ổ và các phần tử khác chọn theo kinh nghiệm.Từ chiều dài trục, ta vẽ sơ đồ tính trục. Dựa vào sức bền ta tính được mômen uốn và xoắn tác dụng lên trục. Tổng hợp tác dụng của hai tải trọng này, dựa và thuyết bền 4, ta tính được đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm. Từ đó vẽ được kết cấu trục.

* Theo bảng 7-1 ta chọn các kích thước như sau:Khe hở giữa các chi tiết quay: c = 10 mmKhe hở giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp: a = 15 mmKhoảng cách từ thành trong vỏ hộp đến mặt bên ổ lăn: l2 = 8 mmChiểu rộng ổ: B = 13 mmĐường kính bu lông cạnh ổ để lắp nắp và thân hộp: d1 = 10 mmChiều cao bu lông ghép nắp và chiều dày nắp : l3 = 18 mmKhe hở giữa mặt bên xích và đầu bu lông: l4 = 15 mmChiều rộng bánh răng cấp nhanh: 40 mmChiều rộng bánh răng cấp chậm: 67 mmChiều dài phần mayơ lắp với trục l5=1,5.d3

l5=1,5.40= 60Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục

IV.A.4.Sơ đồ phát họa hộp giảm tốc:Dựa vào sơ đồ ta tính được chiều dài sơ bộ của các trục.Trục I:

L1=2(B+l2+a+b1) + b3+2(c-1) +l3 +l4+l5

⇒ L1=2(13+8+15+40) +67+2(10-1) +18+15+30= 300mmTrục II:

L2 = 2(l2+B+a+b2+1)+ 2c+ b3 = 2(8+13+15+40+1)+2.10+67= 241mm

Trục III:



L3= L2+l3+l4+l5

= 241+ 18+ 15+ 60= 334mmSơ đồ hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi:


d4

d1

d2d3

P1 P1Pr1

Pa1

Pa2P2

Pr2

P3

P4

Pr4

Pa1

Pr1

Pa2

P2Pr2

Pr3


IV.A.5.Sơ đồ phân tích lực trên các trục:

IV.A.6.Trục I :


TrụcIII IIII

Trục II

Trục I

Pr1y

YA

z

Mu y

(N.mm)

Mx

(N.mm)35307

45307

Mu z

(N.mm)

x

ZA

9758

37098

Mx1

P1

YDPr1

45307

Mx1

P1

Pa1Pa1

91055

9758

ZD

70615

93784

Mx

Rd


6.1.Các số liệu ban đầu:Chiều dài trục: L1=300mm; d1 = 57mmK1= 49,5 mmK2= 125 mmK3= 54,5 mmP1 = 1240,15 N Rx = 4342,635 NPr1 = 458,4 N Pa1 = 219,79N Mx1= P1.d1/2= 35344,275NmmMz1 = pa1.d1/2 = 6264,015mm

Phản lực ở các gối trục:

Theo sơ đồ phân bố lực ta có: YA+YD=2Pr1- Rx=2.458,4-4342,635=-3246 N YA(2K1+K2)=Pr1(2K1+K2)+Rx.K3

⇒ YA= Pr1+21

3

2

.

KK

KRx

+ =458,4+ 1255,49.2

5,54.635,4342

+ =1056,6 N

⇒ YD =-4302,6 NZA+ZD=2P1=2.1240,15=2480,3 NZA(2K1+K2)= P1(2K1+K2)⇒ ZA=ZD = P1=1240,15 N

Tính moment uốn ở những tiết diện nguy hiểm:Ở tiết diện D:


45517 45517

K1 K1K2 K3


Mu(D) = 236673,6 Nmm.Mx(D) = 35344,220 Nmm

Ở tiết diện C: 2 2( )u C uy uzM M M= + (4.2)

Trong đó: Muy= 61387,425Nmm Muz =238655+6264=244919,355 Nmm

⇒ Mu(C)= 252495244919425,613872

2 =+ N.mmvà MX(C)=35344,22Nmm

Tính đường kính trục ớ 2 tiết diện D và C theo công thức :

mm][1,0

Md 3

tâ

σ≥ (4.3)

với [σ]_làứng suất cho phép lấy bằng 50N/mm2

2 20,75.tâ u xM M M= + (4.4)

Ở tiết diện D:

Mtđ= Nmm7,23864422,35344.75,06,236673 22 =+

⇒dD

3650.1,0

7,2386443 =≥

[σ] = 50 N/mm2

chọn dD=36mmỞ tiết diện C:

Mtđ= Nmm54,25434322,35344.75,0252495 22 =+

⇒dc

3750.1,0

54,2543433 =≥

Chọn dC=40mmTại tiết diện B:

Mu(B)<Mu(c)

Vậy chọn dB=40mm⇒ thoã mãn đk (4.3) 6.2.Tính chính xác trục I:

Kiểm tra an toàn cho trục ở các tiết diện nguy hiểm theo hệ số an toàn:

)5,25,1(]n[nn

n.nn

22÷=≥

+=

τσ

τσ(4.5).

Trong đó: nσ_hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp:1

. .. a m

nkσ

σσ

σ

σ

σ ψ σε β

−=+ (4.6)

nτ_hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng xuất tiếp



1

. .. a m

nkτ

ττ

τ

τ

τ ψ τε β

−=+ (4.7)

với : σ-1;τ-1_giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứngcó thể lấy:σ-1= 0,45. σb= 0,45.600=270N/mm2

τ-1 = 0,25.τb = 0,25.600 =150N/mm2 Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng:

σa = σmax = -σmin= Mu/W với σm = 0.(4.8)ứng suất tiếp biến đổi theo chu kỳ mạch động:

τa=τm=τmax/2=Wx/2W0. (4.9)εσ; ετ_hệ số kích thước, chỉ xét ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới hạn

mỏi.Có thể lấy: εσ=0,88; ετ=0,77.

ψσ;ψτ_hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi.ψσ=0,1vàψτ=0.05

β_hệ số tăng bền bề mặt trục; β=1.*Ta xét ở tiết diện C: Mu= 252495 Nmm

d = 40mm Tra bảng 7-3b ta có: W = 5510mm3 Wo = 11790mm3

⇒ σa = 252495/5510 = 45,82 N/mm2.(theo ct4.8)Ứng suất tiếp (xoắn) thay đổi theo chu kỳ mạch động:

τa = τm =2

0

max /5,111790.2

22,35344

22mmN

W

M x ===τ

Tập trung ứng suất do lắp căng, áp suất sinh ra trên bề mặt ghép: p ≥ 30 N/mm2.

⇒ kσ/εσ = 2,6 (I_bảng 7.10)kτ/ετ = 1+0,6(kσ/εσ-1)=1,96 (4.10)

Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất pháp:

27,2

82,45.1.6,2

270

..

1 === −

a

kn

σβε

σ

σ

σσ

Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất tiếp:

75,49

5,1)05,096,1(

150

...

1 =+

=+

= −

ma

kn

τψτβε

σ

ττ

ττ

Hệ số an toàn: n= [ ]n>=+

27,275,4927,2

75,49.27,222

Do tại tiết diện C chịu mômen uốn lớn nhất, thoả mãn an toàn về trục Vậy điều kiện an toàn của cả trục được thỏa mãn.

6.3. Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột:



Khi quá tải đột ngột trục có thể bị gãy hoặc bị biến dạng dẻo quá lớn.Điều kiện để đảm bảo trục làm việc bình thường:

[ ]2 23tdσ σ τ σ= + ≤ (4.11)

Với [ ]σ =0.8. σch=0,8.300=240N/mm2.max

3

max3

0,1.

0,2

u

x

M

d

M

d

σ

τ

=

=(4.12)

Mumax_mômen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tảiMxmax_mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải.Ta có : Mumax=252495Nmm;Mxmax=35344,22Nmm;d=40mm.

Theo công thức (4.12).

23

/5,3940.1,0

252495mmN==σ

23

/52,540.1,0

22,35344mmN==τ

và theo ct(4.11)

22 52,5.35,39 +=tâσ =40,64< [ ]σ ⇒thoả mãn

IV.A.7.Trục II :7.1.Các số liệu ban đầu: L2=241mm; d2=203mm

k4=63,5 mm ; k5=49,5mmP2 = 1240,15N Mx2= P2.d2/2=125875 Nmm Pr2=458,4N Pa2=219,79NMz2=Pa2.d2/2=22308,68Nmm

P3=2879N Pr3=1074,5N Mx3=P3.d3/2=120918Nmm d3=84mm


P2

Y A

x

M u y

(N.mm)

M x

(N.mm)

z

M u z

(N.mm)

ZA

y

290902

116982

149708

P3Pa2Pr2

105922

149708

2927527350

Pa2Pr2

P2 ZE

M x2M x3

Pr3M x2

Y E

k4

k4

k5

k5


Phản lực ở các gối trục :YA+YB=Pr3-2Pr2=1074,5-2.458,4=157,7 NYA..2(k4+k5)= Pr3(k4+k5)- Pr2.2(k4+k5)

⇒ YA=2

3rP- Pr2= 2

5,1074-458,4=78,85 N

⇒ YB=78,85 NZA+ZB=2.P2+P3=2.1240,15+2879=5359,3 NZA..2(k4+k5)= P2.2(k4+k5)+ P3(k4+k5)⇒ ZA=ZB=5359,3/2=2679,65 NTính moment uốn ở những tiết diện nguy hiểm :Ở tiết diện B : Muy = 132642,67 Nmm.

Muz = 26211,75 Nmm ⇒Mu(B)= 22 75,2621167,132642 + =135207,7 N.mm

Mx=102921,864Nmm Mtđ= 22 864,102921.75,07,135207 + =161944 Nmm (theo ct4.4)

dB

3

50.1,0

161944≥=32mm(theo ct 4.3) chọn dB=40mm

Tại tiết diện D:dD= dB=40mm

Ở tiết diện C: Muy = 224050,9Nmm.

Muz= 60327,13 Nmm ⇒Mu(c)= 22 13,603279,224050 + =232030,53 N.mm Mx=102921,864Nmm

Mtđ= 22 864,102921.75,053,232030 + =248561,56 Nmm

Dc

3

50.1,0

56,248561≥=37mm

chọn dC=45mm.7.2.Tính chính xác trục II:Ta xét ở tiết diện C : Mu = 232030,53Nmm



Mx = 102921,864 Nmmd = 45 mm

Tra bảng 7-3b ta có: W = 7800 mm3 Wo = 16740 mm3

Ưngs suất pháp: σa = 232030,53/7800 = 30 N/mm2 (ct4.8)Ứng suất tiếp: τa = τm = 102921,864/(2.16740) = 3,074 N/mm2

(ct4.9)Theo bảng 7-10 ta có: kσ/ετ = 2,7

⇒ kτ/ετ = 1+ 0,6(kσ/εσ - 1) = 2,02Hê số an toàn xét riêng cho ứng suất pháp:

6,330.1.5,2

270

..

1 === −

a

kn

σβε

σ

σ

σσ


024,25

074,3)05,09,1(

150

...

1 =+

=+

= −

ma

kn

τψτβε

σ

ττ

ττ


56,3024,256,3

024,25.6,322

Do tại tiết diện C có mômen uốn lớn nhấtVậy điều kiện an toàn của cả trục được thỏa mãn.7.3 Kiểm nghiệm trục II khi quá tải đột ngột:

Mxmax=102921,864Nmm;Mumax=232030,53Nmm;d=45mmTheo công thức (4.12).

23

/46,2545.1,0

53,232030mmN==σ

23

/3,1145.1,0

864,102921mmN==τ

và theo ct(4.11) 22 3,11.346,25 +=tâσ =32,1< [ ]σ ⇒thoả mãn

IV.A.8.Trục III :1.Các số liệu ban đầu:

L3=334mm ; d3=249mmk7=113mmk8=69,5mm

Các lực :P4 = 2879N Mx4=P4.d4/2=358435,5NmmPr4=1074,5N


518035

Mx

(N.mm)

Mu z

(N.mm)

Mu y

(N.mm)

245385

104895

YBy

x

ZB

Mx4

Pr4

P4

truûc III

ZD

YD


Phản lực ở các gối trục: YB+YD=Pr4=1074,5 NYB..2k7 = Pr4k7

⇒ YB= YD =2

4rP=537,25 N

ZB+ZD=P4=2879 NZb..2k7= P4. k7

⇒ ZB=ZD=2879/2=1439,5 N

Tính momen uốn ở những tiết diện nguy hiểm (C): Muy = 162663,5Nmm. Muz = 60709,25Nmm ⇒Mu(C)= 22 25,607095,162663 + =173622,76 N.mm


k8

k7

k7


Mx=351131,03Nmm Mtđ= 22 03,351131.75,076,173622 + =350163,7 Nmm

Dc

3

50.1,0

7,350163≥=41,22 mm

chọn dC=52mm.

2.Tính chính xác trục III:Tại tiết diện h-h: Mu= 173622,76Nmm

Mx= 351131,03 Nmmd = 52mm

Tra bảng 7-3b ta có: W = 12100mm3 Wo= 25900mm3

Ưngs suất pháp: σa = 173622,76/12100 = 14,34 N/mm2

Ứng suất tiếp: τa = τm = 351131,03/(2.25900) = 6,78 N/mm2

Theo bảng 7-10 ta có: kσ/εa = 2,8 ⇒ kτ/ετ = 1 + 0,6(kσ/εσ - 1) = 2,08

Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất pháp:

72,634,14.1.8,2

270

..

1 === −

a

kn

σβε

σ

σ

σσ


38,10

78,6)05,008,2(

150

...

1 =+

=+

= −

ma

kn

τψτβε

σ

ττ

ττ


64,538,1072,6

38,10.72,622

Vậy điều kiện an toàn của trục được thỏa mãn.7.3. Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột:

Mxmax=351131,03Nmm;Mumax=173622,76Nmm;d=50mmTheo công thức (4.12).

23

/348,1252.1,0

76,173622mmN==σ

23

/97,2452.1,0

03,351131mmN==τ

và theo ct(4.11) 22 97,24.3348,12 +=tâσ =45< [ ]σ ⇒thoả mãn



B: THIẾT KẾ THEN.

Để truyền moment xoắn và truyền động từ trục đến bánh răng và ngược lại thì ta dùng then. Then là chi tiết ghép được tiêu chuẩn hóa. Ta chọn then theo TCVN 150-64 cho cả 3 trục. Vật liệu then là thép 45 và là loại then bằng.

Chọn và tính then ta tiến hành như sau:- Chọn tiết diện then theo đường kính trục, chiều dài then xác định bằng cách

tính theo sức bền dập và cắt.- Tuỳ theo điều kiện làm việc của mối ghép then (trị số và đặc tính tải trọng, trị

số mômen xoắn, số lượng then... ), mỗi then không nhất thiết chỉ lắp vào những trục, có đường kính nằm trong phạm vi tương ứng với các trị số ghi trong bảng tiêu chuẩn. Đối với trục bậc khi cùng chịu một mômen xoắn nên chọn then có cùng tiết diện để việc gia công rãnh then trên trục được thuận tiện.

- Trong trường hợp cần thiết có thể tăng chiều dài mayơ, sao cho mối ghép then thoã mãn điều kiện bền, mà không cần lắp nhiều then hoặc lấy then có tiết diện lớn hơn.

IV.B.1 Chọn tiết diện then:.Đối với trục I:Ở tiết diện C ta có đường kính trục: dm-m= 40mm.Theo bảng 7-23 ta có: b = 12 mm h = 8 mm

t = 4,5 mm t1 = 3,6 mmk = 4,4mm

Đối với trục II: Ở tiết diện C: Đường kính trục: dC = 45 mm.

Theo bảng 7-23 ta có: b = 14 mm h = 9 mm t = 5 mm k = 5 mm


d

b

t1

t2

b

h

k


t1 = 4,1 mm Đối với trục III:

Ở tiết diện C có đường kính trục: dC = 52 mm.Theo bảng 7-23 ta có: b = 16 mm h = 10 mm

t = 5,0 mm k = 6,2 mm t1 = 5,1 mm

* Kiểm nghiệm sức bền then:Điều kiện bền dập tiếp xúc giữa then và mayơ và tiếp xúc giữa then và trục:

1

2.[ ]

. .2.

[ ]. .

Xd d

Xd d

M

d k lM

d t l

σ σ

σ σ

= ≤

= ≤(4.13);(4.14)

Kiểm nghiệm sức bền cắt của then:2.

[ ]. .

Xc c

M

d b lτ τ= ≤ (4.15)

Trong đó: Mx_mômen xoắn cần truyền, (Nmm) t1_chiều sâu phần tiếp xúc giữa then và rãnh trên trục,mmk_ phần tiếp xúc giữa then và mayơ,mmt2_chiều sâu của rãnh trên mayơ,mm

d_ đường kính trục,mml_ chiều dài then,mmb_chiều rộng then,mm[σ]_ứng suất dập cho phép, [σ]=100N/mm2.[τ]_ ứng suất cắt cho phép , [τ]= 87N/mm2.

Nhận xét:Trong ba công thức trên có: k< t< bMà [σ]≈ [τ].Vậy ta chọn công thức (4.13) để kiểm tra, nếu thoả đk (4.13) tức là thoả mãn cả

ba điều kiện trên .IV.B.2. Tính chiều dài cho vị trí lắp với mayơ trên từng trục:

2.1. Trục I.MxI= 35344,22NmmdI = 40 mmk = 3,6 mm

Theo công thức 4.13:

[ ] 100..

.2

11

=≤= dXI

d lkd

M σσ

mmll

9,4100.6,3.40

22,35344.21

1

≥⇒≤⇒

Vậy ta chọn lI=0,8.lmayơ=0,8.40=32mm là thoả mãn.2.2. Trục II

MxI= 102921,864Nmm



dI = 45 mmk = 4,1 mm


[ ] 100..

.2

11

=≤= dXI

d lkd

M σσ

mmll

16,11100.1,4.45

864,102921.21

1

≥⇒≤⇒

Vậy ta chọn lII=0,8.lmayơ=0,8.67=53,6mm là thoả mãn.2.3 Trục III

MxI= 351131,03NmmdI = 52 mmk = 5,1 mm


[ ] 100..

.2

11

=≤= dXI

d lkd

M σσ

mmll

48,26100.1,5.52

03,351131.21

1

≥⇒≤⇒

Vậy ta chọn lI=0,8.lmayơ=0,8.67=53,6mm là thoả mãn.

Phần V: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC

Khi chọn cần chú ý đến các yếu tố: trị số phương chiều và đặc tính tải trọng (tĩnh, thay đổi, va đập...), vận tốc, thời gian phục vụ của ổ; điều kiện bôi trơn, những yêu cầu về tháo lắp, điều kiện công nghệ chế tạo lỗ của vỏ hộp và các chỉ tiêu về kinh tế.

Thiêt kế theo trình tự sau:o Từ điều kiện cụ thể chọn loại ổ.o Xác định hệ số khả năng làm việc để chọn kích thước ổ.o Cố định ổ trên trục và trong vỏ hộp.o Chọn kiểu lắp .o Thiết kế nắp ổ.o Bôi trơn ổ.


D2

D

r

d2d

B

rr


o Điều chỉnh và tháo lắp ổ.V.1. Chọn ổ lăn.

Các trục đều không có lực dọc trục tác dụng nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy.

Sơ đồ phát họa cấu tạo ổ bi đỡ:

V.2.Kích thước ổ: Chọn kích thước ổ theo hệ số khả năng tải và thời gian làm việc của ổ:

Hệ số khả năng tải của ổ C, để tính cần nhưng yếu tố sau:o Trị số, chiều và đặc tính tải trọngo Vận tốc góc của vòng ổ quay, và định vòng nào của ổ quay.o Thời gian phục vụ của ổ.o Môi trường làm việc của ổ: Độ ẩm, nhiệt độ ...

Tính C theo công thức sau:C= Q. (n.h)0,3 (5.1)

Trong đó: Q_tải trọng tương đương, daN.n_ số vòng quay của ổ,(v/p)h_thời gian phục vụ của ổ, h=6,5.330.16= 34320giờ.

Nếu các đầu trục dùng 1 loại ổ nhưng tải trọng tác dụng lên các ổ lại khác nhau, thì tính cho cả hai sau đó so sánh và lấy ổ nào có C lớn hơn để tiến hành chọn ổ, ổ còn lại lấy như ổ đã chọn.

Ta chọn từ cở nhẹ , đến trung, đến nặng sao cho Cbảng> Ctính toán. Nếu vẫn không phù hợp thì ta chọn sang loại ổ khác.

Tính Q.Q= (kv.R+ m.A). kn.kt. (5.2)Trong đó: R_tải trọng hướng tâm.

A_tải trọng dọc trục.m_hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm.kt_hệ số tải trọng động, kt=1,1kn_hệ số nhiệt đô,kn=1kv_hệ số xét đến ảnh hưởng vòng nào của ổ là vòng quay,

kv=1



Do các trục theo lí thuyết đều không có lực dọc trục do đó A= 0NVậy công thức 5.2 thànhQ= kv. kn.kt . R (5.3)

V.2.1. Tính cho trục I:Sơ đồ tính ổ là:

Với: n = nI = 1450 vòng/phútDo YD>YA

Chọn vị trí ổ ở D để tính.R= NZY DD 7,447715,12406,4302 2222 =+=+

⇒ Q=4477,7.1,1.1=4925,5N=492,55daNTheo công thức 5.1 ta có:

C= 492,55.(1450.34320)0,3=100351,7

Theo C tính trên ta chọn loại ổ cỡ nặng dI= 50mmD=130mm; B=31mm;d2=75mm; D2=105,2mm;Đường kính bi 25,4mm; chổ vát 5mmCbảng=108000

V.2.2. Tính cho trục II:Sơ đồ tính ổ là:


YD=4302,6NY

A=1056,6

N

ZA=1240,1

5N

ZD=1240,1

5N

ZA=2679

,65N

YE=78,85NY

A=78,8

5N

ZE=2679,6

5N


Với: n = nII = 405 vòng/phútDo YE=YA

Chọn vị trí ổ ở A để tính.R= NZY BA 8,268065,267985,78 2222 =+=+

⇒ Q=2680,8.1,1.1=2948,9N=294,89daNTheo công thức 5.1 ta có:

C=294,89.(405.34320)0,3= 40979Theo C tính trên ta chọn loại ổ cỡ trung dI= 45mmD=100mm; B=25mm;d2=61,7mm; D2=82,6mm;Đường kính bi 17,46mm; chổ vát 2,5mmCbảng=57000

V.2.3. Tính cho trục III:Sơ đồ tính ổ là:

Với: n = nIII = 136 vòng/phútDo YB=YD

Chọn vị trí ổ ở D để tính.R= NZY DB 49,15365,143925,537 2222 =+=+

⇒ Q=1536,49.1,1.1=1690N=169daN

Theo công thức 5.1 ta có:C=169.(136.34320)0,3=16928,27

Theo C tính trên ta chọn loại ổ cỡ đặc biệt nhẹ , rộng vừa dI= 55mmD=90mm; B=18mm;d2=68mm; D2=79,6mm;Đường kính bi 10,32mm; chổ vát 2mmCbảng=32000

V.3.Cố định ổ trên trục và trong hộp:V.3.1.Cố định ổ trên trục:

Ta chỉ cố định ổ trên trục II, vì trục này cần ổ có thể tuỳ động theo trục.


YD=537,25N

YB=537,2

5N

ZB=1439,

5N

ZD=1439,5N

D2

D 1D d


Để cố định ổ trên trục ta dùng phương pháp “vòng hãm lò xo”. Đây là phương pháp đơn giản và sử dụng khi các trục không chịu lực dọc trục.

d=45mmd2=42mmm=1,7mmn=1,5mms=1,5mmb=3,9mm

V.3.2.Cố định ổ trong vỏ hộpĐặt vòng ngoài của ổ vào mặt tỳ của nắp ổ và vòng trong của ổ vào vòng chắn dầu.

V.3.Chọn kiểu lắp:Nói rõ trong phần VII : Dung sai lắp ghép

V.4.Thiết kế nắp ổ :Nắp ổ có cấu tạo như hình bên

V.4.1.Đối với trục I:d = 40mm ta có:Lỗ vỏ máy: D = 130mm; D1 = 150mm; D2=175mm

V.4.2.Đối với trục II:d = 45mm ta có:Đối với lỗ vỏ máy: D=100mmD1=124mm ; D2=148mm.

V.4.3.Đối với trục III:d = 52mm ta có:

Lỗ vỏ máy: D = 90mm; D1 =114mm; D2=140mm.Tổng hợp các kích thước nắp ổ:

Thông số Trục I Trục II Trục III

D mmD1 mmD2 mmd3 mm

Số lượng

130150175M86

100124148M86

90114140M86

Nắp ổ không kín: có cấu tạo hoàn toàn như nắp kín nhưng chiều dày thành hộp của nắp phải thích hợp để tạo rãnh nhằm lắp phớt dầu vào ngăn kín mỡ trong ổ.V.5.Bôi trơn ổ lăn:

Bôi trơn bộ phận ổ nhằm mục đích giảm ma sát giữa các chi tiết lăn, chống mòn, tạo điều kiện thoát nhiệt tốt, bảo vệ bề mặt làm việc của chi tiết không bị han gỉ, giảm tiếng ồn và bảo vệ ổ khỏi bụi bặm. Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B Trang: - 37 -

dd 2

s

bn

m


Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ vì vận tốc bộ truyền bánh răng thấp. Dùng mỡ loại T có nhiệt độ làm việc (60÷ 100)oC, lượng mỡ chiếm 2/3 chổ trống của bộ phận ô, không nên cho mở quá nhiều sẽ làm tăng nhiệt độ của ổ, cũng không được quá ít, bôi trơn không tốt. Để mỡ không bị chảy ra ngoài và để ngăn không cho dầu chạy vào bộ phân ổ ta dùng vòng chặn dầu.

Khi tra thêm mỡ có thể dùng những nút hoặc vú mỡ, hoặc tháo nắp ổ.Cần thay mỡ hoàn toàn sau một thời gian nhất định, thường thay mỡ lúc sữa

chữa định kỳ. Lót kín bộ phận ổ nhằm mụa đích bảo vệ bộ

phận ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, phoi kim loại. Để che kín các đầu trục ta dùng vòng phớt cao su loại đơn giản nhất.

Kích thước vòng phớt:

PhầnVI:CHỌN NỐI TRỤC.VI.1.Chọn và kiểm tra sức bền:

1.Chọn loại nối trục: Khớp nối trục dùng để nối cố định trục I và động cơ.Chỉ khi nào dừng máy,

tháo khớp nối trục ra thì các trục mới rời nhau ra được. Ơ đây ta chọn nối trục vòng đàn hồi vì nó có một số ưu điểm sau:

- Kết cấu đơn giản, dễ chế tạo- Giá thành rẽ- Giảm va đập và chấn động- Đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây ra- Bù lại độ lệch trục.Căn cứ vào moment xoắn MXI của trục I theo bảng 9-11 ta có các kích thước

nối trục vòng đàn hồi:MT=k.Mx=9,55.106.kNbt /nbt, Nmm (6.1)

Trong đó: MT_mômen xoắn tínhMx_mômen xoắn danh nghĩak_ hệ số tải trọng độngn_ số vòng quay của trục.


Trục d d1 d2 D a b So

I 30 31 29 43 6 4,3 9II 45 46 44 64 9 6,5 12

b

D

d

cl

D

do

d

lv


Nbt_công suất truyền của động cơ điện.Nbt=Nđc.ηcặpổ lăn=5,5.0,955=5,25Kw

nbt = 1450 vòng/phútk= 1,25

⇒MT=9,55.106.1,25.5,25 / 1450=43242,56Nmm=43,24256NmChọn khớp nối:

D = 170 mm dc =18 mmdo= 36 mm lc = 42 mml ≤ 112 mm ren M12c = 6 mm số chốt Z = 6Vòng đàn hồi có: Dv = 35 mm

lv = 36 mm VI.2.Kiểm tra sức bền:

VI.2.1Kiểm tra sức bền dập của vòng đàn hồi:Sinh ra giữa chốt và vòng cao su

dcvo

XId dlDZ

MK][

...

..2 σσ ≤= (6.2)

Với: K =1 là hệ số tải trọng động.Z_số chốt.d0_đường kính chổ lắp chốt bọc vòng đàn hồi.dc_đường kính chốtlv_chiều dài toàn bộ vòng đàn hồi.[σ]d_ứng suất dập cho phép của vòng cao su, [σ]d=2÷ 3N/mm2

Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt:Do = D - do - 14 = 170 - 36 - 14 = 120 mm.

⇒ 2/2,018.36.120.6

.56,43242.1.2mmNd ==σ

[σ]d = (2 ÷ 3) N/mm2 ⇒ thỏa mãn.VI.2.2. Kiểm tra sức bền uốn của chốt:

uoc

cXIu DdZ

lMK][

...1,0

..3

σσ ≤=

23

/325,412018.6.1,0

42.56,43242.1mmNu ==σ

σu < [σ]u = (60 ÷ 80) N/mm2 ⇒ thỏa mãnVI.3.Sơ đồ chốt nối trục:


d

Ro

Do

b

C2C1

δ


PhầnVII: THIẾT KẾ CẤU TẠO CÁC CHI TIẾT MÁY BÔI TRƠN VÀ LẮP GHÉP HỘP GIẢM TỐCVII.1.Vỏ hộp giảm tốc:

Chọn vỏ hộp đúc bằng gang, mặt ghép giữa nắp và thân là mặt phẳng đi qua đường tâm các trục để việc lắp ghép dễ dàng.

Bất kỳ loại vỏ hộp nào cũng có cấu trúc như sau:Thành hộpNẹpMặt bíchGối đỡ ổHình dạng của nắp và thân hộp dược xác định chủ yếu bởi số lượng và kích

thước của các bánh răng, vị trí mặt ghép và sự phân bố của trục trong hộp.Trước khi thiết kế cấu tạo vỏ hộp chúng ta đã biết kích thước của các bánh

răng và trục. Sau khi quyết định các vị trí tương đối của trục trong không gian, trên hình vẽ biểu diễn các cặp bánh răng ăn khớp với nhau.

Giữa thành trong của hộp và bánh răng cần có khe hỏ. Đối với vỏ hộp đúc bằng gang, khe hở trên lấy bằng: ∆ = 1,1.δ = 12 mm.

Các kích thước của các phần tử cấu tạo vỏ hộp đúc bằng gang:Chiều dày thành thân hộp:

δ = 0,025.A + 3 = 11 mmChiều dày thành nắp hộp:

δ1 = 0,02.A + 3 = 9 mmLấy δ=δ1=10mmChiều dày mặt bích dưới của thân hộp:

b = 1,5.δ = 15 mmChiều dày mặt bích trên của nắp hộp:

b1 = 1,5.δ1= 15 mmChiều dày mặt đế có phần lồi:

p1 = 2.35.δ = 23,5 mmp2 = 2,5.δ = 25 mm

Chiều dày gân ở thân hộp:m = 1.δ = 10 mm

Chiều dày gân ở nắp hộp:m1 = 1.δ1= 10 mm

Đường kính các bulông:- Bu lông nền dn = 20mm- Ở cạnh ổ: d1 = 0,7.dn = 14 mm



- Ghép các mặt bích nắp và thân: d2 = 0,5.dn = 10 mm- Ghép nắp ổ: d3 = 0,4.dn = 8 mm- Ghép nắp cửa thăm: d4 = 0,4.dn = 8 mm

Khoảng cách C1 từ mặt ngoài của vỏ đến tâm bulông dn, d1, d2 Theo bảng 10-10a:

Để bụi bặm trong dầu đã lắng xuống đáy hộp không bị khuấy động, khe hở giữa bánh răng và đáy hộp ta chọn 5.δ = 55 mm.

Chiều rộng mặt bích K: không kể chiều dài thân hay nắp hộpK=C1+C2

VII.2.Ghép nắp và thân hộp:Nắp hộp và thân hộp được ghép bằng bulông. Kích thước chỗ ghép bulông như

đã trình bày ở trên. Phần vỏ hộp làm gối đỡ trục có lỗ hình trụ tròn có cấp chính xác là 2. Khi xiết bulông để ghép nắp và thân hộp có thể làm cho vị trí tương đối giữa nắp và thân bị sai lệch chút ít và có thể làm cho vòng ngoài của ổ có độ cứng thấp bị biến dạng. Đây là nguyên nhân làm cho ổ chóng hỏng. Ngoài ra mặt mút của gối đỡ cũng có thể không trùng nhau do đó nắp ổ tỳ vào vòng ngoài bị sai lệch. Để khắc phục hiện tượng này ta dùng 2 chốt định vị.

Mối ghép nắp và thân hộp được mài hoặc cạo để lắp sít, khi lắp giữa hai mặt này không dùng đệm lót (vì cần đảm bảo kiểu lắp của ổ vào vỏ hộp) mà thường tráng một lớp thủy tinh lỏng hoặc một lớp sơn đặc biệt. Chiều dài của phần gối đỡ không những phụ thuộc vào chiều dày của thành hộp, chiều rộng của mặt bích để ghép bulông mà còn phụ thuộc vào cấu tạo của bộ phận ổ như chiều rộng ổ, chiều cao của nắp ổ, chiều rộng vòng chắn dầu khi bôi trơn ổ bằng mỡ.

VII.3.Những vấn đề khác của cấu tạo vỏ hộp:VII.3.1.Bulông vòng:


Bulông C1min C2min Do Romaxx rmax

M20 26 23 38 8 5M14 20 17 28 8 5M10 16 13 20 5 3M8 13 11 17 5 3


Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc ta lắp các bulông vòng trên nắp hoặc làm vòng móc.Vòng móc có thể làm trên nắp hoặc trên thân hộp.

Bảng 10-11a cho ta chọn kích thước bulông vòng theo khối lượng hộp giảm tốc ở bảng 10-11b: Bulông vòng M16 có các thông số sau:

d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l f cM16 63 35 14 35 22 30 12 8 32 2 2

VII.3.2. Cửa thăm:

A=150mm; B=100mm; K=120mm; R=12mm;B1=140mmVít M8× 22, số lượng 4 cái.

Để quan sát các chi tiết máy trong hộp và rót dầu vào hộp, trên đỉnh nắp hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm đậy lại bằng nắp, kích thước nắp cửa thăm chọn theo bảng 10-12. Trên nắp có gắn lưới lọc dầu.


120°

d

d5

h1h2

d

d4

d2

d1

l

c

f

h

d3

R

K B

AB1

D

a

e

f

b

L

SD1

l

d

q

m


Để có định hộp giảm tốc trên bệ máy, ở thân hộp có làm chân đế. Mặt chân đế không làm phẳng mà làm 2 dãy lồi song song hoặc những phần lồi nhỏ nhằm giảm tiêu hao vật liệu, giảm thời gian gia công và tạo khả năng lưu thông không khí qua đáy hộp để thoát nhiệt tốt hơn.

Mặt chân đế mặc dầu đã làm dày hơn thành hộp nhưng khi vận chuyển có thể làm đế bị gãy, hơn nữa do sự khác nhau về tiết diện phôi đúc có thể xảy ra những khuyết tật như rỗ khí, rạn nức...Vì vậy để tăng độ cứng của đế và của vỏ hộp nên làm thêm các đường gân.

VII.3.3. Nút tháo dầu:Thân hộp chứa dầu để bôi trơn. Sau một thời gian làm việc, dầu bị bẩn (do bụi

bặm hoặc mòn) hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ ta làm ở đáy hộp một lỗ tháo dầu, lúc bình thường lỗ được đậy kín bằng nút tháo dầu. Đáy hộp làm nghiêng 2o về phía lỗ tháo dầu và ngay chỗ lỗ tháo dầu làm lõm xuống một ít. Theo bảng 10-14 ta có kích thước nút tháo dầu:

VII.4.Bôi trơn hộp giảm tốc:VII.4.1.Bôi trơn bộ phận ổ:

Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ vì vận tốc của bộ truyền bánh răng thấp, không thể dùng phương pháp phun tóe dầu để hút dầu trong hộp vào bôi trơn bộ phận ổ. Có thể dùng mỡ loại T có nhiệt độ làm việc từ 60 ÷ 100°C và số vòng quay của ổ đạt từ 300 ÷ 1500 vòng/phút.

Lượng mỡ chứa 2/3 chỗ trống của bộ phận ổ. Để mỡ không chảy ra ngoài và ngăn không cho dầu bôi trơn vào bộ phận ổ ta dùng vòng chặn dầu.VII.4.2.Bôi trơn hộp giảm tốc:


d b m a f L e q D1 D s lM16× 1,

512 8 3 3 23 2 13,8 16 26 17 19,6


Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc.

Việc chọn hợp lý loại dầu, độ nhớt và hệ thống bôi trơn sẽ làm tăng tuổi thọ của các bộ truyền tức là nâng cao thời gian sử dụng máy.

Ở đây là bôi trơn bộ truyền bánh răng. Do vận tốc nhỏ nên ta chọn phương pháp ngâm các bộ truyền bánh răng trong dầu với mức thấp nhất của dầu không cao hơn 1/3 bán kính của bánh răng lớn nhất.

Hmin = 50 + 1/3.137 ≈ 100 mm.Theo bảng 10-20 ta chọn loại dầu AK-20.

Phần VIII: DUNG SAI LẮP GHÉP, CHỌN CÁC KIỂU LẮP TRONG MỐI GHÉP VIII.1. Mối ghép giữa trục và mayơ:

• Lắp theo hệ thống lỗ.• Là mối ghép trung gian, để cho việc lắp ghép dể dàng.• Nhưng mối ghép trung gian này cần có độ dôi lớn hơn độ hở để đảm

bảo nhiệm vụ truyền mômen xoắn.• Ta không dùng mối ghép có độ dôi là vì, khó tháo lắp, thay thế. Mà

để truyền mômen xoắn thì ta dùng then.Vậy ta chọn mối ghép giữa trục và mayơ là φTH7/k6.

VIII.2 Mối ghép giữa then và rãnh trên trục:• Lắp theo hệ thống trục• Then dùng để truyền mômen xoắn nên ta chọn kiểu lắp có độ dôi là

chủ yếuVậy ta chọn kiểu lắp bthenN9/h9

VIII.3. Mối ghép giữa then và rãnh trên mayơ:• Lắp theo hệ thống trục.• Có độ hở là chủ yếu để dể lắp ráp.• Đồng thời có độ hở để bù trừ cho sai số của rãnh.

Vậy chọn kiểu lắp bthenJs9/h9VIII.4. Mối ghép giữa vòng trong ổ và trục

• Lắp theo hệ thống lỗ• Là mối ghép trung gian, có độ dôi là chủ yếu, vì vòng trong quay

theo trục. Sinh viãn: Phan Thế Đức. Låïp:06C4B Trang: - 44 -

d3d5 d4 d3 d2d d1

N2Ä1

N1

A6

A5 A4 A3 A2

A1

Ä2C2BT1C1NLN


• Có cấp chính xác cao vì vòng ổ được chế tạo rất chính xác.Chọn kiểu lắp: φô1 H6/k6

VIII.5. Mối ghép giữa vòng ngoài ổ và lỗ trên thân hộp:• Lắp theo hệ thống trục• Mối ghép trung gian• Có độ hở tương đối để cho vòng ngoài ổ dịch chuyển khi chịu va

đập, sẽ làm cho ổ mòn đều, vì tính chất chịu tải của vòng ngoài ổ là cục bộChọn kiểu lắp φô2Js7/h6.

VIII.6. Mối ghép giữa nắp ổ và lỗ trên thân hộp:• Lắp theo hệ thống lỗ• Lắp lỏng có độ hở lớn

Chọn kiểu lắp φnH8/d9VIII.7. Mối ghép giữa vòng dầu và trục.

• Lắp theo hệ thống lỗ • Có độ hở tuỳ ý Chọn φdH9/d9.

PhầnIX: TÍNH VÀ CHỌN DUNG SAI CHẾ TẠO TRỤCThiết kế trục gồm 2 giai đoạn:� Giai đoạn 1: Xác định các kích thước danh nghĩa của trục: sơ bộ, gần đúng

và chính xác.Các kích thước phi tuyến di ( i = 0 ÷ 4 )Các kích thước tuyến tính Ti ( i = 0 ÷ 5 )Để xác định kích thước di thì ta xác định d1 sau đó điều chỉnh d1 để có các kích

thước di còn lại. Cần tăng tiết diện trục ở những chổ có rảnh then.Để xác định các kích thước Ti ta cần vận dụng lý thuyết về chuỗi kích thước để

tính. Các Ti phải chọn làm sao để dể tính toán, dể xác định trị số của nó. T i chọ thế nào để dễ chế tạo, các nguyên công tiện cắt gọt thuận nhất.



� Giai đoạn II: Xác định các kích thước chế tạo của d i , Ti và dung sai của divàTi.

* Xác định kích thước chế tạo của di:Các kích thước danh nghĩa của đường kính trục:d1 =59 mmd =45 mmd2 = 50 mmd3 = 45 mmd4 =43 mmd5=40mmd , d1 có dung sai tự do d = 45mm;d1=59mmĐể tính các kích thước di còn lại thì ta phải biết mối ghép giữa truc với chi tiết.

d2=50k6= 0,0180,00250 mm

d3=45k6= 0,0180,00245 mm

d4=43k6= 0,0180,00243 mm

d5=40k6= 0,0180,00240 mm

* Xác định kích thước chế tạo Ti:Các kích thước danh nghĩa chiều dài trục:

Các khâu thành phần:T1 = 50 [mm]T2 = 175 [mm]T3 = 76 [mm]T4 = 44 [mm]T5=92 [mm]T6=108[mm]Để xác định các kích thước Ti ta phải giải các chuỗi kích thước đã lập với việc

chọn dung sai của các khâu khép kín.Các khâu khép kín:

A1=1 -0,900 mm Các khâu khác:A2=2+0,500 mm N = 24mmA3=2+0,500 mm N1=N2=10mmA4=1-0,500mm Ô1=Ô2=25mmA5=

0,3000,50015 mm+

− C1=18mm ; C2=70mmA6=2+0,500 mm B=78mm ; LN=110mm;

H1=287mmGiải bài toán nghịch theo phương pháp đổi lẫn chức năng hoàn toàn

Hệ số cấp chính xác am:

1

m m n

i

Ta

i

∑+

=

=∑ (9.1)



Trong đó tra trong bảng 9.1(III_114)Tính am ta sẽ chọn cấp chính xác gần với giá trị am nhất.

Đó là cấp chính xác chung của các khâu thành phần:Khâu tăng tra theo hệ thống lỗKhâu giảm tra theo hệ thống trục.

Chừa lại một khâu để giải là khâu thành phần thứ k.Dung sai của khâu thành phần được tính

1

1

m n

k ii

T T T+ −

∑=

= − ∑ (9.2)

Từ 1 1

( )m n

i ji j

ES ES ei∑= =

= ∑ − ∑ (9.3)

Sai lệch của khâu Ak được tính:Nếu Ak là khâu tăng:

(9.3)⇒ 1

1 1( )

m n

k i ji j

ES ES ES ei−

∑= =

= − ∑ − ∑ (9.4)

ESi:Sai lệch trên của khâu tăngeij: Sai lệch dưới của khâu giảm.

k k kEI ES T⇒ = − (9.5)Nếu Ak là khâu giảm

(9.3)⇒ 1

1 1

m n

k i ji j

ei ES ES ei−

∑= =

= − + ∑ − ∑ (9.6)

k k kes T ei⇒ = + (9.7)� Lập chuỗi kích thước có chứa T1:

H1=287mmH1=N1+Ô1+C1+B+T1+ N2+Ô2+C2+A1.

H1 là khâu tăngCòn lại là các khâu giảm.

Từ công thức (9.1) 800

802(0,9 1,31 1,86) 1,08 1,56ma = =

+ + + +Vậy a ≈ 64 tương ứng với cấp chính xác 10 Tra cho tất cả các khâu thành phần, chừa lại khâu T1 là khâu giảm để

giải.O1=O2=25h10=25-0,084mm N1=N2=10h10=10-0,058mmC1=18h10=18-0,07mmC2=70h10=70-0,12mmB=78h10=78-0,12mm


N1

Ô1

C1

T1

B C2

Ô2 A

1

N2

H1


H1=287H10=287+0,21 mmTính khâu T1

Theo công thức (9.2)TT1=0,9-(0,058.2+0,084.2+0,07+0,12.2+0,21)=0,096Theo công thức (9.6)eiT1=0+0,21+(0,058.2+0,084.2+0,07+0,12.2)=0,804esT1=0,804+0,096=0,9Vậy T1=

0,90,80450 mm+

+

� Lập chuỗi kích thước có chứa T2:

T2 = A2 + Ô2 + C2 + B = 175mm T2 là khâu tăng

O2 , C2 , B là khâu giảmÔ2=25h10=25-0,084mm C2=70h10=70-0,12mmB =78h10=78-0,12mm

Từ công thức (9.1) 500

65,871,31 2,56 1,86.2ma = =

+ +Vậy a ≈ 64 tương ứng với cấp chính xác 10

Vậy với O1,C1,B1 tính ở chuỗi 1 ccx 10 là thoã mãn.Theo công thức (9.2)

TT2=0,5-(0,12.2+0,084)=0176Theo công thức9.4.

⇒EST2=0,5-(0,12.2+0,084)=0,176 EIT2= EST1- TT1=0

Vậy T2=175 +0,176mm� Lập chuỗi kích thước T3:

T3=B-A3

T3 = 76mm khâu giảmB là khâu tăngB = 78H10=78 +0,12 mmTừ công thức (9.1)


A3

B

T3

A2

Ô2

C2

B

T2


500134

1.86.2ma = =

a ≈ 100 cấp chính xác11⇒B thoã mãn

⇒ kích thước chế tạo T3:Theo công thức9.2.

TT3=0,5-0,12=0,38Theo công thức (9.6)

eiT3 = -0,5+0,12=-0,38esT3 = 0Vậy, kích thước chế tạo T3 = 76 0

38,0− mm� Lập chuỗi kích thước T4 :

Từ công thức (9.1)

500

1261,31 1,08 1,56ma = =

+ + a ≈ 100 cấp chính xác11 Vậy

O1=25h10=25-0,084mm C1=18h10=18-0,07mm

Theo công thức (9.2)⇒TT4=0,5-(0,084+0,07)=0,3456

T4_ là khâu tăng Theo công thức (9.4)EST3=0-(0+0,084+0,07)=-0,154

EIT3=-0,5Vậy T4=44 0,154

0,5−− mm

� Lập chuỗi kích thước T5:

O1=25h10=25-0,084mm N1=10h10=10-0,058mmC1=18h10=18-0,07mmN=24mm;A5=15 0,300

0,500+−


A4 Ô

4C4

T4

A5

N N1

C1

Ô1

T5


Theo công thức (9.1)

800118

1,31 0,9 1,08 1,31 2,17ma = =+ + + +

Vậy a ≈ 100 ccx11Các kích thước thoã mãn, còn lại N=24h11=25 -0,13 mm Theo công thức (9.2)TT5=0,5-(0,058+0,07+0,084+0,13)=0,158Theo công thức (9.4)EST5=0-(0+0,058+0,07+0,084+0,13)= - 0,342⇒EIT5=-0,342-0,158=-0,5Vậy T5=

0,3420,592−

− mm� Lập chuỗi kích thước T6:

LN=110mm;T6=108mmTheo công thức 9.1:

500134

1,96.2ma = =

Vậy chọn a≈ 100 tương ứng ccx11⇒ LN=110H11=110+0,22mmT6 là khâu giảmTheo công thức 9.2:

TT6=0,5-0,22=0,28Theo công thức 9.6eiT6=-0,5+0,22=-0,28⇒esT6=0Vậy T6=108-0,28mm

*Vậy bản vẽ chế tạo trục I có các kích thước Ti là:T1=

0,80,66250 mm+

+

T2=175 +0,176mm T3 = 76 0

38,0− mm T4=44 0,154

0,5−− mm

T5=0,3420,592−

− mmT6=108-0,28mm.


A6

T6

LN

ÂÄÖ AÏN MÄN HOÜC CHI TIÃÚT MAÏY TÀI LIỆU THAM KHẢO

1. Sách Thiết kế Chi Tiết Máy {Nhà xuất bản giáo dục - 1999}Tác giả: Nguyễn Trọng Hiệp - Nguyễn Văn Lẫm

2. Sách Chi Tiết Máy T1 , T2 {Nhà xuất bản giáo dục - 1999}Tác giả: Nguyễn Trọng Hiệp

3. Các sách dung sai Chế Tạo Máy {Ninh Đức Tốn}4. Sách sổ tay công nghệ chế tạo máy.Trong quyển thuyết minh này, các công thức đều tham khảo trong sách Thiết

kế Chi Tiết Máy.

51


Documents

Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôidulieu.tailieuhoctap.vn/books/khoa-hoc-ky-thuat/co-khi-che-tao-may/... · Thiết kế hộp giảm tốc hai