Đề tài: Tính toán và thiết kế hộp giảm tốc đồng trục hai cấp
1. BỘ CÔNG THƯƠNG TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM KHOA CÔNG NGHỆ CƠ KHÍ ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY ĐỀ TÀI: GVHD: Nguyễn Minh Huy SVTH: Nguyễn Thế Dân MSSV: 2003130078 LỚP:04DHCK2 NĂM HỌC: 2015-2016 TP. HỒ CHÍ MINH, THÁNG 12 NĂM 2015 2. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 2 CÔNG TRÌNH ĐƯỢC HOÀN THÀNH TẠI TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM Cán bộ hướng dẫn 1: (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký) Cán bộ hướng dẫn 2: (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký) Cán bộ hướng dẫn 3: (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký) Cán bộ chấm nhận xét 1 : (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký) Cán bộ chấm nhận xét 2 : (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký) Cán bộ chấm nhận xét 3 : (Ghi rõ họ, tên, học hàm, học vị và chữ ký) Thực tập tốt nghiệp được bảo vệ tại HỘI ĐỒNG CHẤM BẢO VỆ THỰC TẬP TỐT NGHIỆP, TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHIỆP THỰC PHẨM TP.HCM Ngày . . . . . tháng . . . . năm . . . . . 3. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 3 4. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 4 LỜI CẢM ƠN Không có sự thành công nào mà không gắn liền với những sự hỗ trợ, giúp đỡ dù ít hay nhiều, dù trực tiếp hay gián tiếp của người khác. Trong suốt thời gian từ khi bắt đầu học tập ở giảng đường đại học đến nay, em đã nhận được rất nhiều sự quan tâm, giúp đỡ của quý Thầy Cô, gia đình và bạn bè. Với lòng biết ơn sâu sắc nhất, em xin gửi đến quý Thầy Cô ở Khoa Công Nghệ Cơ Khí – Trường Đại Học Công Nghiệp Thực Phẩm TP.HCM đã cùng với tri thức và tâm huyết của mình để truyền đạt vốn kiến thức quý báu cho chúng em trong suốt thời gian học tập tại trường. Và đặc biệt, trong học kỳ này, Khoa đã tổ chức cho chúng em được tiếp cận với môn học mà theo em là rất hữu ích đối với sinh viên ngành Chế Tạo Máy chúng em. Đó là môn học "Đồ Án Chi Tiết Máy”. Em xin chân thành cảm ơn thầy Nguyễn Minh Huy đã tận tâm hướng dẫn em trong quá trình làm đồ án. Nếu không có những lời hướng dẫn, dạy bảo của thầy thì em nghĩ bài thu hoạch này của em rất khó có thể hoàn thiện được. Một lần nữa, em xin chân thành cảm ơn thầy. Đồ án được thực hiện trong khoảng thời gian ngắn. Và đây chỉ là những bước đầu đi vào thực tế, tìm hiểu về lĩnh vực cơ khí chế tạo, kiến thức của em còn hạn chế và còn nhiều bỡ ngỡ. Do vậy, không tránh khỏi những thiếu, em mong nhận được những ý kiến đóng góp quý báu của quý Thầy Cô và các bạn học cùng lớp để kiến thức của em trong lĩnh vực này được hoàn thiện hơn. 5. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 5 Nhận xét của GVHD 6. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 6 MỤC LỤC CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN…………………..8 1.1. XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ …………………………………………………………….8 1.1.1. Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ:…………………………………………………….9 1.1.2. Chọn động cơ theo điều kiện:………………………………………………………………….9 1.2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN……………………………………………………………………. 10 1.3. LẬP BẢNG THÔNG SỐ KỸ THUẬT…………………………………………………………. 10 1.3.1. Phân phối công suất trên các trục: ………………………………………………………. 10 1.3.2. Tính số vòng quay trên các trục …………………………………………………………… 11 1.3.3. Tính momen xoắn trên các trục:…………………………………………………………… 11 CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN……………………………. 12 2.1 CHỌN LOẠI ĐAI VÀ TIẾT DIỆN ĐAI :………………………………………………………….. 12 2.2 XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN :…………………………………………….. 12 2.3 LỰC CĂNG ĐAI BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC :……………………………. 15 2.4 THÔNG SỐ CỦA BỘ TRUYỀN ĐAI :“………………………………………………………….. 16 CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG …………………………………. 17 3.1 CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP CHẬM……………………………………. 17 3.1.1 CHỌN VẬT LIỆU …………………………………………………………………………………….. 17 3.1.2 Xác định ứng suất cho phép …………………………………………………………………… 17 3.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục…………………………………………………………… 19 3.1.4 Xác định các thông số ăn khớp………………………………………………………………. 20 3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc…………………………………………………….. 20 3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:………………………………………………………….. 23 3.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải…………………………………………………………………..24 3.2 CẶP BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG CẤP NHANH ………………………………….. 25 3.2.1 Chọn vật liệu………………………………………………………………………………………….. 25 3.2.2 Xác định ứng suất cho phép …………………………………………………………………… 25 2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục…………………………………………………………… 27 3.2.4 Xác định các thông số ăn khớp………………………………………………………………. 27 3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc…………………………………………………….. 28 3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:………………………………………………………….. 30 3.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải…………………………………………………………………. 31 CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT MÁY……………………………………………. 33 4.1 TÍNH TOÁN TRỤC, THEN …………………………………………………………………………….. 33 4.1.1 Chọn vật liệu và xác định sơ bộ đường kính trục:…………………………………… 33 4.1.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:………………………… 34 4.1.3 Lực bánh răng tác dụng lên trục (công thức 10.1, trang 184, <1>)…………. 35 4.1.4 Lực tác dụng………………………………………………………………………………………….. 36 4.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục…………………….. 37 4.1.6 Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi của then…………………………………………………… 47 4.1.7 Tính kiểm nghiệm độ bền trục………………………………………………………………… 48 4.2 TÍNH TOÁN Ổ LĂN……………………………………………………………………………….. 51 7. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 7 CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC………………………………………………………. 57 5.1 THIẾT KẾ VỎ HỘP …………………………………………………………………………………….. 57 5.2 CÁC PHỤ KIỆN KHÁC………………………………………………………………………………… 59 5.2.1 Vòng móc ………………………………………………………………………………………………. 59 5.2.2 Chốt định vị:………………………………………………………………………………………….. 59 5.2.3 Cửa thăm……………………………………………………………………………………………….. 60 5.2.4 Nút thông hơi…………………………………………………………………………………………. 60 5.2.5 Nút tháo dầu………………………………………………………………………………………….. 61 5.2.6 Que thăm dầu………………………………………………………………………………………… 61 5.2.7 Vòng phớt………………………………………………………………………………………………. 62 5.2.8 Vòng chắn dầu……………………………………………………………………………………….. 62 5.3 DUNG SAI VÀ YÊU CẦU KĨ THUẬT……………………………………………………………… 62 5.3.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng trên trục:…………………………………………….. 62 5.3.2 Dung sai lắp ghép ổ lăn:………………………………………………………………………… 63 5.3.3 Dung sai lắp vòng chắn dầu trên trục:…………………………………………………… 63 5.3.4 Dung sai lắp ghép nắp ổ và thân hộp……………………………………………………… 63 5.3.5 Dung sai lắp ghép chốt định vị………………………………………………………………. 63 5.3.6 Dung sai lắp ghép then lên trục:…………………………………………………………….. 63 TÀI LIỆU THAM KHẢO …………………………………………………………………………………… 66 8. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 8 THÔNG SỐ ĐỀ CHO P = 27,5 (kW) n = 75 (vg/ph) Thời gian làm việc Lh=16000h, làm việc 3 ca. CHƯƠNG 1: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.1. Xác định công suất động cơ Theo công thức (2.8), trang 19,<1>, công suất trên trục động cơ điện được xác định như sau: t ct P P Trong đó: ctP : công suất cần thiết trên trục động cơ (kW) tP : cống suất tính toán trên trục máy công tác (kW) : hiệu suất truyền động Tính hiệu suất: được tính theo công thức: 0.3t0.5t0.2t 0.7T 0.9T T T Hình 1.1 Sơ đồ động của hệ thống băng tải 1. Động cơ – 2. Bộ truyền đai, 3. Ổ lăn – 4. Trục – 5. Bánh răng nghiêng Hình 1.2 Sơ đồ phân bố tải trọng 9. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 9 2 3 2 3 d. . 0,95.0,97 .0,99 0,86br ol Với: ???? ????: hiệu suất của bộ truyền đai : 0,95 br :hiệu suất bánh răng: 0,97 ol :hiệu suất một cặp ổ lăn: 0,99 Tính công suất tính toán: 22 2 2 2 2 31 2 1 2 3 d ax 1 2 3 0,9 0,7 0,2 0,5 0,3 27,5 0,2 0,3 0,5 t t m TT T T T T t t t t t t T T T T T T P P P t t t t t t = 23,85 (kW) Công suất cần thiết của động cơ: 23,85 27,7 0,86 t ct P P 1.1.1. Xác định sơ bộ số vòng quay động cơ: Tỉ số truyền toàn bộ ut của hệ thống dẫn động được tính theo công thức ut= uh. ud Theo bảng 2.4 trang 21 <1>, ta chọn các thông số như sau: usbh: tỉ số truyền sơ bộ hộp giảm tốc 2 cấp; uh= 12 (chọn từ 8÷40) usbd: tỉ số truyền sơ bộ đai ; ud = 3,15 (chọn từ 2÷5) 12.3,15 37,8tu Số vòng quay của trục máy công tác (trục tang quay): nlv= 75 vg/ph Số vòng quay sơ bộ của động cơ: . 75.37,8 2835sb lv tn n u vg/ph 1.1.2. Chọn động cơ theo điều kiện: Chọn động cơ thoả mản các điều kiện sau: 27,7 ( ) 2835 ( / ) dc ct dc sb P P kW n n vg ph Tra bảng P1.3 trang 235 <1>, ta chọn động cơ: 4A180M2Y3 10. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 10 Động cơ có các thông số kỹ thuật sau: Pdc = 30 kW ndb = 2943 vg/ph (với tần số dòng điện tại Việt Nam: 50Hz) Hệ số công suất cos 0,92 1,4 1mmK dn TT T T 1.2. Phân phối tỉ số truyền Theo công thức 3.23 <1>, trang 48 ta có công thức tính tỉ số truyền toàn bộ hệ: 2943 39,24 75 dc t lv n u n Phân uh cho các cặp bánh răng trong hộp giảm tốc: uh =12 1 2 12 3,46hu u u Tính sơ bộ ud (tỉ số truyền của bộ truyền đai) : 39,24 3,26 12 t d h u u u Tính lại ud theo u1 và u2: 1 2 39,24 3,27 . 3,46.3,46 t d u u u u Kiểm nghiệm ud: 1% 4%du Nên sai lệch tỉ số truyền của bộ truyền đai không đáng kể. 1.3. Lập bảng thông số kỹ thuật 1.3.1. Phân phối công suất trên các trục: 3 27,5 29,239 . 0,99.0,95 lv ol d P P (kW) 3 2 29,239 30,447 . 0,99.0,97ol br P P (kW) 2 1 30,447 31,705 . 0,99.0,97ol br P P (kW) 11. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 11 1 31,705 32 0,99 dctt kn P P (kW) 1.3.2. Tính số vòng quay trên các trục 1 2943 902,7 3,26 dc d n n u vg/ph 1 2 1 902,7 261 3,46 n n u vg/ph 2 3 2 261 75 3,46 n n u vg/ph 1.3.3. Tính momen xoắn trên các trục: 6 6 32 9,55.10 . 9,55.10 . 103839,6194 2943 dctt dc dc P T n (Nmm) 6 61 1 1 31,705 9,55.10 . 9,55.10 . 335419,0207 902,7 P T n (Nmm) 6 62 2 2 30,447 9,55.10 . 9,55.10 . 1114056,897 261 P T n (Nmm) 6 63 3 3 29,239 9,55.10 . 9,55.10 . 3723099,333 75 P T n (Nmm) Bảng 1.1: Thông số kĩ thuật Trục Thông số Động cơ I II III Công suất P (kW) 32 31,705 30,447 29,239 Tỷ số truyền u 3,26 3,46 3,46 Số vòng quay n (vòng/phút) 2943 902,7 261 75 Momen xoắn T (Nmm) 103839,6194 335419,0207 1114056,897 3723099,333 12. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 12 CHƯƠNG 2 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 2.1 Chọn loại đai và tiết diện đai : Do điều kiện làm việc, các thông số như công suất, vận tốc, môi trường làm việc, khả năng kéo và tuổi thọ khi làm việc, tính phổ biến, …. mà ta có thể chọn các loại đai như đai dẹt, đai thang, đai răng,….. với các thông số đã cho ta lựa chọn đai thang. Ta có các thông số: P = 30 kW n = 2943 vòng/phút u = 3,26 Hình 2.1. Chọn tiết diện đai hình thang Theo hình 3,ta chọn đai thang loại Ƃ. Theo bảng 4.13 trang 59 <1> cho đai loại Ƃ với: – bt = 14 mm – b = 17 mm – h = 10,5 mm – y0 = 4 mm – A = 138mm2 – d1= 140÷280mm. 2.2 Xác định các thông số của bộ truyền : 2.3.2 Đường kính bánh đai nhỏ : Theo bảng 4.13<1> trang 59, ta chọn d1=160 mm. 2.3.3 Vận tốc đai nhỏ : 1 1 . . .160.2943 24,65 / 60000 60000 d n v m s Vì v1 < 25 m/s nên ta chọn đai là đai thang thường. 13. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 13 2.3.4 Đường kính bánh đai lớn : – Giả sử ta chọn hệ số trượt : = 0,02 – Theo công thức 4.2<1> trang 53, ta có : d2 = u.d1(1- ) = 3,26.160/(1-0,02) = 532,24 mm – Theo tiêu chuẩn bảng 4.21 <1> trang 63 ta chọn : d2 = 500 mm – Tỉ số truyền thực tế : 2 1 500 ' 3,188 (1 ) 160(1 0,02) d u d Sai lệch với giá trị ban đầu ≈ 2,2 %. 2.3.5 Khoảng cách trục sơ bộ : Theo công thức 4.14 <1> trang 60, ta có : 1 2 1 20,55( ) 2( ) 0,55(160 500) 10,5 2(160 500) 373,5 1320 d d h a d d a a Khi u = 3,26 Theo bảng 4.14 <1> trang 60, ta có thể chọn sơ bộ a = d2 = 500mm khi u = 3 2.3.6 Chiều dài tính toán của đai : Theo công thức 4.4<1> trang 54, ta có : 2 1 2 2 1 2 ( ) ( ) 2 2 4. (160 500) (500 160) 2.500 2 4.500 2094,52 d d d d L a a mm Theo bảng 4.13<1> trang 59, ta chọn đai có chiều dài L= 2240 mm = 2,24 m. 2.3.7 Số vòng chạy của đai trong một giây : 1 1 max 24,56 10,96 10 2,24 v i s s i L ta chọn đai có chiều dài L= 2500 mm = 2,5 m. 1 1 max 24,56 9.824 10 2,5 v i s s i L Khi đó điều kiện được thoả 2.3.8 Tính chính xác khoảng cách trục : – Theo công thức 4.6<1> trang 54, ta có : 14. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 14 2 2 8 4 k k a Trong đó : 1 2( ) 160 500 2500 1463,27 2 2 d d k L mm 2 1 500 160 170 2 2 d d mm – Do đó : 2 2 1463,27 1463,27 8(170) 711,3 4 a mm – Ta thấy giá trị a thỏa mãn trong khoảng cho phép. Vậy ta lấy chiều dài đai : L = 2500mm Theo bảng 4.13<1> trang 59, ta lấy : a = 710mm 2.3.9 Góc ôm bánh đai nhỏ : Theo công thức 4.7<1> trang 53, ta có : 0 0 02 1 1 500 160 180 57 180 57 152,75 711,3 d d a 0 1 150 nên chọn đai vải cao su 2.3.10 Xác định số dây đai : Theo công thức 4.16<1> trang 60, ta có : d 0 . < >. . . .l u z P K z P C C C C Trong đó : – Công suất trên bánh chủ động: P = 30 kW : công suất cho phép, tra bảng 4.20 <1> trang 62, ta chọn : = 5,93 – Hệ số xét đến ảnh hưởng góc ôm : Tra bảng 4.15 <1> trang 61, ta lấy : Cα = 0,92 – Hệ số xét đến ảnh hưởng tỉ số truyền :Tra bảng 4.17<1> trang 61, ta lấy : Cu=1,14 – Hệ số xét đến ảnh hưởng chiều dài đai :Tra bảng 4.16 <1> trang 61, ta lấy : Cl = 1,0 – Hệ số xét đến ảnh hưởng số dây đai, chọn sơ bộ : Cz = 1 – Hệ số tải động Kđ, tra bảng 4.7<1> trang 55, ta chọn Kđ = 1,0 15. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 15 Do đó : d 0 . 30.1,0 4,82 < >. . . . 5,93.0,92.1,0.1,14.1l u z P K z P C C C C Vậy ta chọn : z = 5 2.3.11 Chiều rộng bánh đai B : Tra bảng 4.21<1> trang 63, ta có : t = 19; e = 12,5; ho = 4,2; Theo công thức 4.17<1> trang 63, ta có : B = (z -1) t + 2e = (5 -1)19 + 2.12,5 = 101 mm 2.3.12 Đường kính ngoài của bánh đai : da1 = d + 2h0 = 160 + 2.4,2 = 168,4mm da2 = d + 2h0 = 500+ 2.4,2 = 508,4 mm 2.3 Lực căng đai ban đầu và lực tác dụng lên trục : 2.3.1 Lực căng đai ban đầu : Theo công thức 4.19<1> trang 63, ta có ; d 0 780. . . . v P K F v C z F 2.3.2 Tính lực li tâm : Theo công thức 4.20<1> trang 63,ta có : 2 .v mF q v Trong đó : – qm : khối lượng 1 mét chiều dài đai, tra bảng 4.22<1> trang 63 ta có : qm = 0,178 – v = 24,65 m/s. Suy ra : 2 0,178.(24,65) 108,156vF N Vậy : 0 780.30.1,0 105,621 24,65.0,92.5 108,156 F N 2.3.3 Lực tác dụng lên trục : Theo công thức 4.21<1> trang 63, ta có : 1 0 152,75 2. . .sin( ) 2.105,651.5.sin( ) 1026,778 2 2 rF F z N 16. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 16 2.4 Thông số của bộ truyền đai : Bảng 2.1. Thông số của bộ truyền đai STT Thông số Giá trị 1 Bánh đai nhỏ d1 = 160 mm 2 Bánh đai lớn d2 = 500 mm 3 Vận tốc v = 24,65m/s 4 Khoảng cách trục a = 710 mm 5 Chiều dài đai L = 2500mm 6 Góc ôm α1 = 152,750 7 Số dây đai z = 5 8 Chiều rộng bánh đai B = 101mm 9 Đường kính ngoài của bánh đai da = 168,4mm 10 Lực căng đai ban đầu F0 = 105,621N 11 Lực li tâm Fv = 108,156N 12 Lực tác dụng lên trục Fr = 1026,778N 17. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 17 CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Các thông số kĩ thuật Tổng thời gian làm việc 16000hL h , làm việc 3 ca Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng) Tỷ số truyền 1 3,46u Số vòng quay trục 1 902,7 ( / )n vòng phút Momen xoắn T 1 335419,0207( )T Nmm Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng) Tỷ số truyền 2 3,46u Số vòng quay trục 2 261 ( / )n vòng phút Momen xoắn T 2 1114056,879( )T Nmm 3.1 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm 3.1.1 Chọn vật liệu Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau Theo bảng 6.1, trang 92, <1> ta chọn Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có 3 850b MPa , 3 580ch MPa , ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB3 = 245HB Bánh lớn (bánh bị động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có 4 750b MPa , 4 450ch MPa , ta chọn độ rắn của bánh lớn là HB4 = 230HB 3.1.2 Xác định ứng suất cho phép Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở 3 2,4 2,4 7 330 30.245 1,63.10HON HB chukì 4 2,4 2,4 7 430 30.230 1,40.10HON HB chukì 3 4 6 4.10FO FON N chukì Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi 18. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 18 3 3 max 60 i HE i i T N c nt T 3 3 3 0,9 0,7 60.1 0,2 0,5 0,3 .261.16000 T T T T T 167223744 (chu kì) 3 4 167223744 48330561,85 3,46 HE HE chukì N N u 3 6 max 6 6 6 60 0,9 0,7 60.1 0,2 0,5 0,3 .261.16000 125534368,5 i FE i i T N c n t T T T T T T chu k T ì 3 4 125534368,5 36281609,4 3 6,4 FE FE N ch kN ì u u Ta thấy 3 3 4 4 3 3 4 4 HE HO HE HO FE FO FE FO N N N N N N N N nên chọn HE HON N để tính toán Suy ra 3 4 3 4 1HL HL FL FLK K K K Ứng suất cho phép Theo bảng 6.2, trang 94, <1> với thép C45 được tôi cải thiện ta có (???? ???? = 1,1) Giới hạn mỏi tiếp xúc 0 2 70Hlim HB Bánh chủ động 3 0 32 70 2.245 70 560Hlim HB MPa Bánh bị động 4 0 42 70 2.230 70 530Hlim HB MPa Giới hạn mỏi uốn 0 1,8Flim HB Bánh chủ động 3 0 31,8 1,8.245 441Flim HB MPa Bánh bị động 4 0 41,8 1,8.230 414Flim HB MPa Ứng suất tiếpcho phép 19. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 19 Tính toán sơ bộ 0 0,9 HL H Hlim H K S 3 3 lim 1 560 MPa 1,1 o HL H H H K S 4 1 530 MPa 1,1 H 3 4 509,09 481,82 495,45 2 2 H H H MPa Ứng suất uốn cho phép Tra bảng 6.2, trang 94, <1> ta có 1FCK khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều); 1,75Fs ) 0 .Flim FC F FL F K K s 3 4 441.1 414.1 252 ; 236,57 1,75 1,75 F FMPa MPa Ứng suất quá tải cho phép 42,8 2,8.450 1260H chmax MPa 3 30,8 0,8.580 464F chmax MPa 4 0,8.450 360F max MPa 3.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục Theo công thức 6.15a, trang 96, <1> 2 332 2 2 2 .1,11 1 43 3,46 1 0,4.445,905 .3,46 H w a ba H T K a K u u 316,47mm 20. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 20 Với 43aK – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5, trang 96, <1> ????2 = 1114056,897- Momen xoắn trên trục bánh chủ động 0,4ba ; 20,53 1 0,53.0,4 3,46 1 0,95bd ba u 1,11HK – Trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, với 1bd bảng 6.7, trang 98, <1> => Chọn 315wa mm 3.1.4 Xác định các thông số ăn khớp Xác định môđun: 0,01 0,02 3,15 6,3n wm a mm Theo bảng 6.8, trang 99, <1> chọn 4nm mm Công thức 6.31, trang 103, <1> số bánh răng nhỏ nằm trong khoảng 3 2 .2.315. 8 2.315. 20 4 3,46 1 1 4 3,46 1 w n a coscos cos z m u 334,97 33,18z Ta chọn z3= 34 răng Số bánh răng lớn 4 2 3 34.3,46 117,64z u z răng , chọn z4 = 118 răng Do đó tỷ số truyền thực 4 3 118 3,47 34 m z u z 1 2u u Góc nghiêng răng: 31 4 3,47 1 34 arccos arccos 15,21 2 2.315 on w m u z a ???? thoả mãn điều kiện 8 20o 3.1.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếpxúc Công thức 6.33, trang 105, <1> ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền 2 1 2 1H mM H H w w m T K uZ Z Z d b u 21. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 21 Trong đó 1 3 274 ( )MZ Mpa Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng 6.5, trang 96, <1>) ???? ???? Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (công thức 6.34, trang 105, <1>) 0 2 2 14,27 1,71 2 sin 2.20,66 b H o tw cos cos Z sin Với ???????? Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở cos . cos 20,66 . 15,21 14,27o b tacrtg tg acrtg tg Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh 020 20,66 15,21 t tw tg tg acrtg acrtg cos cos Với ???????? là góc profin răng và ???????????? là góc ăn khớp ???????? Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Hệ số trùng khớp dọc sin sin 315.0,4.sin15,21 .4 w w bab a m m Hệ số trùng khớp ngang 3 4 1 11,88 3,2( ) os 1,7c z z Áp dụng công thức 6.36c, trang 105, <1> 1 1 1,7 Z Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc H H H HvK K K K (công thức 6.39, trang 106, <1>) 1,11HK Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng 6.7, trang 98, <1>) Áp dụng công thức 6.40, trang 106, <1> vận tốc vòng của bánh chủ động 3 3 .140,93.261 1,92 / 60000 60000 wd n v m s 22. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 22 Với 3 w w 2 2.315 140,93 1 3,47 1m a d u mm : Đường kính vòng lăn bánh chủ động 1,92 /v m s theo bảng 6.13, trang 106, <1>, dùng cấp chính xác 9 ta chọn 1,13HK Công thức 6.42, trang 107, <1>, ta có 0 315 0,002.82.1,92 3 3,47 w H H m a v g v u Với 0,002H Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang 107, <1>) 0 82g Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16, trang 107, <1>) 3 2 3.126.140,93 1 1 1,01 2 2.1114056,897.1,13.1,11 H w w Hv H H v b d K T K K 1,13.1,11.1,01 1,26H H H HvK K K K Đường kính vòng lăn bánh nhỏ 3 w w 2 2.315 140,93 1 3,47 1m a d u mm Bề rộng vành răng . 315.0,4 126w w bab a mm 2 1 2 1 2.1114056,897.1,26 3,47 1274.1,71.0,76 140,93 126.3,47 H mM H H w w m T K uZ Z Z d b u 428MPa Với v = 1,92 (m/s) < 5 (m/s) thì 1vZ , với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mặt tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công với độ nhám là 1,25 0,63aR m do đó 1RZ , với vòng đỉnh răng là 700ad mm , 1xHK , do đó theo công thức 6.1 và 6.1a, trang 91 và 93, <1> 495,45.1.1.1 495,45H H V R xHcx Z Z K MPa Như vậy H H => cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc 23. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 23 3.1.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Điều kiện bền uốn 3 3 2 w 2 F F F F w n T Y K Y Y b d m Xác định số răng tương đương 3 3 3 3 34 37,8 15,21 v z z răng cos cos 4 4 3 3 118 131,32 15,21 v z z răng cos cos Theo bảng 6.7, trang 98, <1>, 1,23FK . Theo bảng 6.14, trang 107, <1> với v = 1,92 m/s và cấp chính xác 9 1,37FK Áp dụng công thức 6.47, trang 109, <1> 0 315 0,006.82.1,92 9 3,47 w F F m a v g v u Với 0,006F Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang 107, <1>) 0 82g Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16, trang 107, <1>) 3 2 9.126.140,93 1 1 1,04 2 2.1114056,897.1,37.1,23 F w w Fv F F v b d K T K K 1,37.1,23.1,04 1,75F F F FvK K K K Hệ số dạng răng FY theo bảng 6.18, trang 109, <1> Đối với bánh dẫn: 3 3,80FY Đối với bánh bị dẫn: 4 3,6FY 1 1 1,7 Y hệ số kể đến sự trùng khớp của răng 15,21 1 0,89 140 140 o Y hệ số kể đến độ nghiêng của răng 24. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 24 Với 4nm , 1,00SY , 1RY bánhrăng phay , 1xFK ( 400 )ad mm Áp dụng công thức 6.2 và 6.2a, trang 91 và 93, <1> 3 3 < > 252.1.1.1 252F F R S xFY Y K MPa 4 4 < > 236,5.1.1.1 236,5F F R S xFY Y K MPa Độ bền uốn tại chân răng 3 3 3 3 22 2.1114056,897.3,8.1,75.0,588.0,89 109,167 126.140,93.4 F F F F w w n T Y K Y Y MPa b d m 3.1.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải Hệ số quá tải động cơ 2,2max qt T K T Áp dụng công thức 6.48, trang 110, <1> ứng suất tiếp quá tải 734,87 1260maxH H qt H max K MPa MPa Áp dụng công thức 6.49, trang 110, <1> 3 33 . 240,16 464maxF F qt F max K MPa 4 44 . 227,52 360maxF F qt F max K MPa Bảng 3.1: Thông số và kích thước bộ truyền Thông số Giá trị Khoảng cách trục 315wa mm Modul pháp 4nm Chiều rộng vành răng 3 5 131w wb b mm 4 126wb mm Tỷ số truyền 3,47mu Góc nghiêng răng 15,21o Số răng bánh răng 3 34z 4 1z 18 Hệ số dịch chỉnh 3 0x 4 0x 25. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 25 Đường kính vòng chia 3 3 140,93 z d m cos 4 4 489,13 z d m cos Đường kính đỉnh răng 3 3 2 148,93ad d m 4 4 2 497,13ad d m Đường kính đáy răng 3 3 2.5 130,93fd d m 4 4 2.5 479,13fd d m Góc profin răng 20,66t Góc ăn khớp 20,66w 3.2 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp nhanh 3.2.1 Chọn vật liệu Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, ở đây chọn vật liệu 2 cặp bánh răng như nhau Theo bảng 6.1, trang 92, <1> ta chọn Bánh nhỏ (bánh chủ động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB241…285 có 1 850b MPa , 1 580ch MPa , ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB1 = 245HB Bánh lớn (bánh bị động): thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240 có 2 750b MPa , 2 450ch MPa , ta chọn độ rắn của bánh nhỏ là HB2 = 230HB 3.2.2 Xác định ứng suất cho phép Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở 1 2 1 2 2,4 2,4 7 1 2,4 2,4 7 2 7 30 30.245 1,63.10 30 30.230 1,40.10 4.10 HO HO FO FO N HB chukì N HB chukì N N chukì Số chu kì làm việc trong điều kiện tải trọng thay đổi 1 3 max 60 i HE i i T N c nt T 3 3 3 0,9 0,7 60.1 0,2 0,5 0,3 .902,7.16000 T T T T T 26. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 26 chukì 1 2 89172350,67 25772355,68 3,46 HE HE N N chukì u 1 6 max 6 6 6 60 0,9 0,7 60.1 0,2 0,5 0,3 .902,7.16000 (chu k×) i FE i i T N c n t T T T T T T T 1 2 434175764,2 (chu k×) 3,46 FE FE N N u Ta thấy 1 1 2 2 1 1 2 2 HE HO HE HO FE FO FE FO N N N N N N N N nên chọn HE HON N để tính toán Suy ra 1 2 1 1 1HL HL FL FLK K K K Ứng suất cho phép Theo bảng 6.2, trang 94, <1> với thép C45 được tôi cải thiện ta có (???? ???? = 1,1) Giới hạn mỏi tiếp xúc 0 2 70Hlim HB Bánh chủ động 1 0 12 70 2.245 70 560Hlim HB MPa Bánh bị động 2 0 22 70 2.230 70 530Hlim HB MPa Giới hạn mỏi uốn 0 1,8Flim HB Bánh chủ động 1 0 11,8 1,8.245 441Flim HB MPa Bánh bị động 2 0 21,8 1,8.230 414Flim HB MPa Ứng suất tiếpcho phép Tính toán sơ bộ 0 0,9 HL H Hlim H K S 27. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 27 1 1 2 0 1 1 560 509,09 ; 530 481,82 1,1 1,1 HL H Hlim H H K MPa MPa S 1 2 509,09 481,82 495,45 2 2 H H H MPa Ứng suất uốn cho phép Tra bảng 6.2, trang 94, <1> ta có 1FCK (do quay 1chiều); 1,75Fs ) 0 Flim FC F FL F K K s 1 2 441.1 414.1 252 ; 236,57 1,75 1,75 F FMPa MPa Ứng suất quá tải cho phép 22,8 2,8.450 1260H chmax MPa 1 210,8 0,8.580 464 ; 0,8.450 360F ch Fmax max MPa MPa 2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục Vì đây là HGT đồng trục 2 cấp nên 1 2 315w wa a mm Với 0,4ba ; 20,53 1 0,53.0,4 3,46 1 0,95bd ba u 1,07HK Trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng 6.7, trang 98, <1>) 3.2.4 Xác định các thông số ăn khớp 0,01 0,02 3,15 6,3n wm a mm Theo bảng 6.8, trang 99, <1> chọn 4nm mm Chọn sơ bộ góc nghiêng răng 0 15,21 Công thức 6.31, trang 103, <1> số bánh răng nhỏ 2 . 2.315.cos15,21 34,07 1 4.(3,46 1) w n a cos m u , chọn ????1 =34 răng Số bánh răng lớn 2 1 2 30.3,46 117,64z u z răng , lấy 2 118z Do đó tỷ số truyền thực 2 1 118 3,47 34 m z u z 2u 28. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 28 Góc nghiêng răng 11 4 3,47 1 34 arccos arccos 15,21 2 2.315 on w m u z a 3.2.5 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếpxúc Công thức 6.33, trang 105, <1> ứng suất tiếp xúc trên mặt răng của bộ truyền 1 1 2 1H mM H H w w m T K uZ Z Z d b u Trong đó 1 3 274MZ Mpa Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng 6.5, trang 96, <1>) HZ Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (công thức 6.34, trang 105, <1>) 0 2 2 14,27 1,71 2 sin 2.20,66 b H tw cos cos Z sin Với b Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở cos . cos 20,66 . 15,21 14,27o b tacrtg tg acrtg tg Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh 020 20,66 15,21 t tw tg tg acrtg acrtg cos cos Với ???????? là góc profin răng và ???????????? là góc ăn khớp ???????? Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Hệ số trùng khớp dọc sin sin 315.0,4.sin15,21 .4 w w bab a m m Hệ số trùng khớp ngang 1 2 1 11,88 3,2( ) os 1,7c z z Áp dụng công thức 6.36c, trang 105, <1> 1 1 1,7 Z ???? ???? Hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc 29. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 29 H H H HvK K K K (công thức 6.39, trang 106, <1>) 1,07HK Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng (bảng 6.7, trang 98, <1>) Áp dụng công thức 6.40, trang 106, <1> vận tốc vòng của bánh chủ động 1 1 .140,93.902,7 6,67 / 60000 60000 wd n v m s Với 1 w w 2 2.315 140,93 1 3,47 1m a d u : Đường kính vòng lăn bánh chủ động 6,67 /v m s theo bảng 6.13, trang 106, <1>, dùng cấp chính xác 8 ta chọn 1,13HK Công thức 6.42, trang 107, <1>, ta có 0 315 0,002.61.6,67 7,7 3,47 w H H m a v g v u Với 0,002H Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang107, <1>) 0 61g Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16, trang 107, <1>) 3 2 7,7.126.140,93 1 1 1,168 2 2.335419,0207.1,13.1,07 H w w Hv H H v b d K T K K 1,41H H H HvK K K K Bề rộng vành răng . 0,4.315 126w w bab a mm 1 1 2 1 2.335419,0207.1,41 3,47 1274.1,71.0,76 140,93 126.3,47 H mM H H w w m T K uZ Z Z d b u 248,47MPa Với v = 6,67 (m/s) > 5 (m/s) thì 0,1 0,85 1,027vZ v , với cấp chính xác động học là 8, chọn cấp chính xác về mặt tiếp xúc là 7, khi đó cần gia công với độ 30. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 30 nhám là 1,25aR m do đó 1RZ , với vòng đỉnh răng là 700ad mm , 1xHK , do đó theo công thức 6.1 và 6.1a, trang 91 và 93, <1> 495,45.1,027.1.1 508,82H H V R xHcx Z Z K MPa Như vậy H H => cặp bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc 3.2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Điều kiện bền uốn 3 1 2 w 2 F F F F w n T Y K Y Y b d m Xác định số răng tương đương 1 1 3 3 34 37,8 15,21 v z z răng cos cos 2 2 3 3 118 131,2 15,21 v z z răng cos cos Theo bảng 6.7, trang 98, <1>, 1,16FK , theo bảng 6.14, trang 107, <1> với v = 6,67 m/s và cấp chính xác 8, 1,37FK Áp dụng công thức 6.47, trang 109, <1> 0 315 0,006.61.6,67 23,25 3,47 w F F m a v g v u Với 0,006H Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp (bảng 6.15, trang 107, <1>) 0 61g Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng 1 và 2 (bảng 6.16, trang107, <1>) 1 1 1 1,38 2 F w w Fv F F v b d K T K K 2,19F F F FvK K K K Hệ số dạng răng ???????? theo bảng 6.18, trang 109, <1> Đối với bánh dẫn: 1 3,8FY 31. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 31 Đối với bánh bị dẫn: 2 3,6FY 1 1 1,7 Y hệ số kể đến sự trùng khớp của răng 15,21 1 0,89 140 140 o Y hệ số kể đến độ nghiêng của răng Với 4, 1, 1 , 1, 400 )n S R xF am Y Y bánhrăng phay K d mm Áp dụng công thức 6.2 và 6.2a, trang 91 và 93, <1> 1 1 < > 252.1.1.1 252,92F F R S xFY Y K MPa 2 2 < > 236,57.1.1.1 236,57F F R S xFY Y K MPa Độ bền uốn tại chân răng 1 1 3 1 12 2.335419,0207.3,8.2,19.0,588.0,89 41,13 126.140,93.4 F F F F w w n TY K Y Y MPa b d m 1 2 2 2 1 . 38,96 F F F F F Y MPa Y 3.2.7 Kiểm nghiệm răng về quá tải Hệ số quá tải max ,2qt T K T Áp dụng công thức 6.48, trang 110, <1> ứng suất tiếp quá tải 248,47 . 2,2 368,54 1260maxH H qt H max K MPa MPa Áp dụng công thức 6.49, trang 110, <1> 1 11 . 41,13.2,2 90,486 464maxF F qt F max K MPa 2 22 . 38,96.2,2 85,712 360maxF F qt F max K MPa 32. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 32 Bảng 3.2 : Thông số và kích thước bộ truyền Thông số Giá trị đã tính Khoảng cách trục 315wa mm Modul pháp 4nm mm Chiều rộng vành răng 1 2 5 131w wb b mm 2 126wb mm Tỷ số truyền 3,47mu Góc nghiêng răng 15,21 Số răng bánh răng 1 34z 2 118z Hệ số dịch chỉnh 1 0x 2 0x Đường kính vòng chia 1 1 140,9 z d m cos 3 2 2 489,13 z d m cos Đường kính đỉnh răng 1 1 2 148,9ad d m 3 2 2 2 497,13ad d m Đường kính đáy răng 1 1 2.5 130,93fd d m 2 2 2.5 479,13fd d m Góc profin răng 20,66t Góc ăn khớp 20,66w 33. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 33 CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN CÁC CHI TIẾT MÁY 4.1 Tính toán trục, then Thông số thiết kế: Momen xoắn trên các trục: Trục I: 1 335419,0207T Nmm Trục II: 2 1114056,897T Nmm Trục III: 3 3723099,333T Nmm Qui ước các kí hiệu: k : số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc i : STT của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ i = 2..s : với s là số chi tiết quay ???? ????: khoảng cách trục giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k ???? ????????: khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k ???? ???????????? : chiều dài mayo của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k ???? ???????????? : khoảng công-xôn trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ. ????????????: chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục k 4.1.1 Chọn vật liệuvà xác định sơ bộ đường kính trục: Dựa vào bảng 6.1 trang 92 <1> chọn vật liệu để chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 241..285, 850b MPa và 580ch Mpa ứng suất xoắn cho phép: <τ>=15..30 MPa (tr.188 <1>) Xác định sơ bộ đường kính trục thứ k : 3 0,2 k k T d 1 331 335419,0207 38,23 48,17 0,2 0,2 15 30 T d mm 2 332 1114056,897 57,04 71,87 0,2 0,2 15 30 T d mm 34. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 34 3 333 3723099,333 85,29 107,46 0,2 0,2 15 30 T d mm Tra bảng 10.2, trang 189, <1> ta chọn sơ bộ đường kính trục và bề rộng ổ lăn theo tiêu chuẩn : (Tra bảng 1.7, trang 243, <1> ta chọn 48dcd mm) Vì trục I nối với động cơ qua khớp nối nên đường kính sơ bộ của trục 1 là 1 0,8 1,2 0,8 1,2 .48 38,4 57,6dcd d mm Chọn 1 40d mm Trục I: 1 140 ; 23d mm b mm Trục II: 2 260 ; 31d mm b mm Trục III: 3 390 ; 43d mm b mm 4.1.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: ????1 = 15 ????????: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay ????2 = 10 ????????: khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp ????3 = 20 ????????: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ ℎ ???? = 20 ????????: chiều cao nắp ổ và đầu bu-lông Dựa vào bảng 10.3<1> và 10.4<1> ta tính được khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực như sau: Từ công thức 10.10<1>,10.11<1>, trang 198, ta có: Chiều dài mayơ bánh răng: 12 11,2 1,5 1,2 1,5 .40 48 60ml d mm . Chọn lm12 = 50 mm lm13 = (1,2÷1,5)d1 = (1,2÷1,5).40 = (48 ÷ 60). Chọn lm13 = 55 mm 22 21,2 1,5 1,2 1,5 60 72 90ml d . Chọn lm22 = 80 mm 23 21,21,5 1,21,5 6( ) ( 0 72 9) 0ml d .. Chọn lm23 = 85 mm 32 31,2 1,5 1,2 1,5 90ml d = (108 ÷ 135). Chọn lm32 = 115 mm 33 31,2 1,5 1,2 1,5 .90 108 135 .ml d Chọn lm33 = 120 mm 35. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 35 4.1.2.1. Trục I: 12 12 12 1 30,5 0,5 50 23 20 20 76,5c m nl l l b k h mm 13 13 1 1 20,5 0,5 55 23 15 10 64ml l b k k mm 11 132 2.64 128l l mm 4.1.2.2. Trục III: 32 32 3 1 20,5 0,5 115 43 15 10 104ml l b k k mm 31 322 2.104 208l l mm 33 31 33 208 121,5 329,5cl l l mm lc33 = 0,5(lm33 + b3)+ k3 +hn = 0,5(120 + 43) + 20 + 20 =121,5mm 4.1.2.3. Trục II: 22 22 2 1 20,5 0,5 80 31 15 10 80,5ml l b k k mm 31 23 11 32 1 23 43 128 104 15 280 2 2 2 2 bb l l l k mm 21 23 32 280 104 384l l l mm 4.1.3 Lực bánh răng tác dụng lên trục (công thức 10.1, trang 184, <1>) Cặp bánh răng cấp nhanh: Lực vòng: 1 1 2 1 2 2.335419,0207 4760,079 140,93 t t w T F F N d Lực hướng tâm: 1 2 1 20,66 4760,079. 1860,04 cos cos15,21 tw r r t tg tg F F F N Lực dọc trục: 1 2 1 4760,079. 15,21 1294,177a a tF F F tg tg N Cặp bánh răng cấp chậm: Lực vòng: 2 3 4 3 2 2.1114056,897 15810,07 140,93 t t w T F F N d Lực hướng tâm: 3 4 3 20,66 15810,07. 6177,92 cos cos15,21 tw r r t tg tg F F F N Lực dọc trục: 3 4 3 15810,07. 15,21 4298,46a a tF F F tg tg N 36. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 36 4.1.4 Lực tác dụng Lực bộ truyền đai: 1026,778rF N I III II Hình 4.1 Sợ đồ phân bố lực trên các trục: 37. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 37 4.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục, đường kính các đoạn trục 4.1.5.1 Trục I Sơ đồ tính khoảng cách trục 1 Tìm phản lực tại các gối đỡ (với M1 = Fa1 . dw1/2 =1294,177. 140,93/2 = 91194,18 (N) ) Tính phản lực tại 2 ổ lăn Xét mặt phẳng oyz, ta có phương trình sau: 1 1 0 12 11 11 1 13 11 11 1294,177.40 .76,5 .128 0 2 518,5 0 7 . . . 2 a X r y r y y F F F d M F l F l F N l 1 1 12 11 10 11 1 11 1 10 10 3 40 1026,778.(76,5 128) .128 1294,177. 1026,778.(128 64) 0 2 1 .( 951,61 ) F . . 0 2 N .X r y y r y a F d M F l l l F l l F F l12 lm 12 k3 kh l11 l13 lm 13 b0 k2 k1 38. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 38 Xét mặt phẳng oxz, ta có phương trình sau: 0 1 13 x11 11 11 11 . . 0 .128 0 2380,0395 N Y t x x M F l F l F F 1 x10 11 1 11 13 10 10 . ( ) 0 .128 64) 0 2380,0395 N Y t x x M F l F l l F F 11 10 11 10 2380,0395 2380,0395 518,57 1951,61 X X Y Y F N F N F N F N Xác định moment tương đương tại các tiết diện Mômen uốn tương đương tại các tiết diện trục 1 là: Theo công thức 10.15<1>, 10.16<1> ta có: 2 2 2 2 2 2 11 0 100 10,75. 0 0 0,75.335419,0207 290481,3928( )t xđ yM M M T Nmm 2 2 2 2 2 11 11 111 0,75. 78548,517 0 0,75.335419,0207 ( )đt x yM M M T Nmm 2 2 2 2 2 2 12 1212 10,75. ( 33188,48) 152322,528 0,75.335419,0207 ( ) t xđ yM M M T Nmm 2 2 2 2 2 2 131 13 3 10,75. 0 0,75.335419,0207 290481,3928( )đt x yM M M T Nmm 39. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 39 Hình 4.2 Biểu đồ nội lực trục I Fly10 Fr1 Fly11 Ft1 Flx10 Flx11 Fa1 10 11 12 13 335419,0207 Nmm Fly10 Fr1 l12 l13 l11 M1 Fr Fly11 78548,517 Nmm 124903,04Nmm 33188,48 Nmm 152322,528 Nmm Flx11 Ft1 Flx10 Fr Mx My T1 45 50 45 Y Z X Z 40 40. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 40 Đường kính tại các tiết diện: Từ công thức 10.17, trang 194,<1> ta có: tdj 3j M d 0,1 σ Vật liệu là thép 45 có σb = 850 MPa, đường kính trục sơ bộ là d1 = 40 mm, theo bảng 10.5, trang 195,<1> có <σ> = 61 MPa 3 10 290481,3928 0,1.61 d mm 3 11 0,1.61 d mm 3 12 0,1.61 d mm 13 10 36,24d d mm Chọn đường kính tiêu chuẩn: d10 = 40 (mm) ; 11 45d mm ; 12 50d mm ; 13 45d mm 4.1.5.2 Trục II Sơ đồ tính khoảng cách trục 2 l22 l23 l21 lm22 l23 41. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 41 Tìm phản lực tại các gối đỡ M2 = Fa2 . dw2/2 = 1294,177. 489,13/2 = 316510,398 N M3 = Fa3 . dw3/2 = 4298,46. 140,93/2 = 302890,9839 N 0 2 2 22 3 3 33 21 21 1 20 21 2 2 21 22 3 3 21 23 0 2 22 3 23 x21 21 1 x20 21 2 21 22 3 21 23 . . . 0 . ( ) ( ) 0 . . . 0 . .( ) ( ) 0 X r r ly X ly r r Y t t l Y l t t M M F l M F l F l M F l M F l l M F l l M F l F l F l M F l F l l F l l 21 20 x21 x20 5655,56 N 3178,76 N 10530,2949 N 519,69 N ly ly l l F F F F Xác định moment tương đương tại các tiết diện Mômen uốn tương đương tại các tiết diện trục 1 là: Theo công thức 10.15<1>, 10.16<1>, trang 209, ta có: 2 2 2 2 20 20 20 200,75 0 0 0,75.1114056,897 964801,5741( )td x yM M M T Nmm 2 2 2 2 2 2 21 21 21 210,75 255890,18 41835,045 0,75.1114056,897 999035,5512( ) tđ x yM M M T Nmm 2 2 2 2 2 2 22 22 22 220,75 588178,24 1095150,67 0,75.1114056,897 1573578,949( ) tđ x yM M M T Nmm 2 2 2 2 23 23 23 230,75 0 0 0,75.114056,897 964801,5741( )td x yM M M T Nmm 42. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 42 Hình 4.3 Biểu đồ nội lực trục II Fr2 Fr3 Flx21 y x Ft3 Ft2 Fly21 T2 Fa3 20 21 22 23 Flx20 Fa2 Fly20 255890,118 Nmm 1114056,897 Nmm Fly21 Fr2 Fa3 M2 M3 Flx21 l22 l23 l21 588178,24 Nmm 1095150,67 Nmm 41835,045 Nmm Flx20 Ft2 Ft3 Fly20 Mx My 60 70 70 60 Y Z X Z 43. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 43 44. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 44 l3 3 l3 1 l3 2 K 1 K 2 h n k 3 lm 3 2 lm 3 3 Tính đường kính trục tại các tiết diện j: Từ công thức 10.17, trang 194,<1> ta có: tdj 3j M d 0,1 σ Vật liệu là thép 45 có σb 850 MPa, đường kính trục sơ bộ là d2 = 60 mm, theo bảng 10.5, trang 195,<1> có <σ> = 54 MPa Do đó ta có: 3 20 964801,57415 0,1.54 d mm ; 3 23 964801,5741 0,1.54 d mm 3 21 999035,5512 56,9 0,1.54 d mm ; 3 22 1573578,949 0,1.54 d mm Chọn đường kính tiêu chuẩn: d20 = d23=60 (mm) ; 21 22 70d d mm ; 4.1.5.3 Trục III Sơ đồ tính khoảng cách trục 3 45. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 45 Tìm phản lực tại các gối đỡ M4 = Fa4 . dw4/2 = 4298,46. 489,13/2 = 1051252,87 N 0 4 32 31 31 4 1 30 31 4 31 32 4 x31 31 4 320 1 x30 31 4 31 32 31 30 x30 x31 . 0 . .( ) 0 . . 0 . ( ) 0 1965,14 8143,06 7905,035 7905,035 X r ly X ly r l tY Y l t ly ly l l M F l F l M M F l F l l M M F l F l M F l F l l F N F N F N F N Xác định moment tương đương tại các tiết diện Mômen uốn tương đương tại các tiết diện trục 1 là: Theo công thức 10.15<1>, 10.16<1>, trang 194, ta có: 2 2 2 2 30 30 30 300,75. 0 0 0,75.3723099,333 3224298,603( )td x yM M M T Nmm 2 2 2 2 2 2 31 31 31 310,75 846878,24 822123,64 0,75.3723099,333 3433539,211( ) tđ x yM M M T Nmm 2 2 2 2 2 2 32 32 32 320,75 ( 204374) 0 0,75.3723099,333 3230769,291( ) tđ x yM M M T Nmm 2 2 2 2 33 33 33 330,75 0 0 0,75.3723099,333 3224298,603( )tđ x yM M M T Nmm Tính đường kính trục tại các tiết diện j: Từ công thức 10.17, trang 194,<1> ta có: tdj 3j M d 0,1 σ Vật liệu là thép 45 có σb = 850 MPa, đường kính trục sơ bộ là d3 = 90 mm, theo bảng 10.5, trang 195,<1> có <σ> = 51MPa Do đó ta có: 3 30 3224298,603 0,1.51 d mm 3 31 3433539,211 0,1.51 d mm 46. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 46 3 32 3230769,291 0,1.51 d mm 3 33 3224298,603 0,1.51 d mm Chọn đường kính tiêu chuẩn: d30 = d32=90(mm) ; d31= 95 (mm) ; d33=85 (mm) Hình 4.4 Biểu đồ nội lực trục III Flx33 Fr4 z y x Ft4 Tz 30 31 32 33 Flx30 Fa4 866878,24 Nmm 3723099,333 Nmm Fly31 Flx31 Fly31Fr4 M4 90 95 90 85 l32 l31 l33 204374 Nmm 135652,2 Nmm 822123,64 Nmm Flx31 Ft4 Flx30 My Fly30 Mx Fly30 Y Z X Z 47. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 47 4.1.6 Tính kiểm nghiệm độ bền mỏi của then Then chọn phải thoả mãn điều kiện cắt và dập theo công thức 9.1, trang 173<1> và 9.2, trang 173<1>: d d t 1 c c t 2T σ σ dl h t 2T τ τ dl b (Khi dσ và cτ không thỏa mãn điều kiện trên thì ta tăng chiều dài mayơ lm, nếu không được có thể sử dụng 2 then đặt cách nhau 180o, khi đó mỗi then có thể tiếp nhân 0,75T.) Với lt = (0,8÷0,9)lm, llv = lt – b Trong đó: d cσ ,τ : ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa d: đường kính trục, mm, xác định được khi tính trục T: mômen xoắn trên trục, Nmm lt: chiều dài then b,h,t: các kích thước của then <d>: ứng suất dập cho phép, MPa <c>: ứng suất cắt cho phép Tính và chọn theo tiêu chuẩn ta có chiều dài then được cho trong bảng 9.1a<1> Ta có bảng kiểm nghiệm then như sau: Với tải trọng tĩnh, dạng lắp cố định: <σd> = 150 (MPa) Bảng 9.5 trang 178, <1> <τc> = 60 ÷90 (MPa) Trang 174, <1> Khi đó tất cả các mối ghép then đều đảm bảo yêu cầu về độ bền dập và độ bền cắt 48. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 48 Bảng 4.1 : Các thông số của then bằng Tiết diện T (Nmm) d b h t1 t2 lt d c 10 3354419,0207 40 12 8 5 3,3 45 124,22 31,05 12 335419,0207 50 16 10 6 4,3 45 74,53 18,63 21 1114056,897 70 20 12 7,5 4,9 70 101 22,73 22 1114056,897 70 20 12 7,5 4,9 70 101 22,73 31 3723099,333 95 28 16 10 6,4 100 49 10,5 33 3723099,333 85 25 14 9 5,4 100 65,7 13,14 Các mặt cắt trên đều thỏa mản điều kiện bền dập và cắt. 4.1.7 Tính kiểm nghiệm độ bền trục Kiểm nghiệm trục về độ bền mõi: Với thép C45 tôi cải thiện 50b MPa : →б-1 = 0,436. b =0,436.850 = 370,6 (MPa) τ-1 = 0,58.б-1 = 214,9 (MPa) Theo bảng 10.7 trang 197<1> ψσ = 0,1 , ψτ = 0,05 Các trục của HGT đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng do đó: max , 0j aj j mj j M б б б W Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó: max 2 2 j j mj aj oj T W Điều kiện thỏa bền mỏi là: 2 2 .j j j j j S S S S S S 1,5 2,5S : hệ số an toàn cho phép jS : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp j 1 σ σdj aj σ mj б б ψ б S K 49. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 49 jS : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp j 1 τ τdj aj τ mj S K Xác định các hệ số Kσdj và Kτdj đối với các tiết diện nguy hiểm: công thức 10.25, 10.26<1>: σ 1 1 ; Kdj d x x y y j K K K K K K K Các trục được gia công bằng máy tiện,tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt độ nhám Ra = 2,5÷0,63μm. Theo bảng 10.8 trang 197 <1> ta có hệ số tập trung ứng suất Kx = 1,1. Không dùng các phương pháp tăng bề mặt nên Ky = 1 Ta dùng dao phay ngón để gia công rãnh then nên từ bảng 10.12 trang 199, <1> Ta có: Kσ = 2,01, Kτ = 1,88 Độ bền tĩnh Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo do ứng suất dẻo quá lớn hoặc gãy khi bị quá tải đột ngột, ta cần phải kiệm nghiệm trục theo điều kiện bền tĩnh Công thức thực nghiệm có dạng : 2 2 3.td Trong đó : 3 3 0,1 0,2 0,8 0,8.580 464 max max ch M T M d a d P Tra các bảng 10.10 và 10.11, trang 198, <1> và tính toán các công thức trên ta đươc bảng sau 50. Đồ án chi tiết máy Nguyễn Thế Dân 2003130078 Page 50 Bảng 4.2 Các thông số về độ bền mỏi Tiết diện d Tỉ số /K do Tỉ số /K do dK dK s s sRãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng 10 40 2,36 2,535 2,41 1,92 2,635 2,51 – 5,83 – 11 45 2,535 1,92 2,635 2,02 15,98 11,05 9,08 12 50 2,48 3,085 2,47 2,35 3,185 2,57 5,6 11,26 5 21 70 3,085 2,35 3,185 2,45 13,23 7,82 6,73 22 70 3,085 2,35 3,185 2,45 2,76 7,82 2,6 31 90 3,085 2,35 3,185 2,45 6,24 6,23 4,4 32 95 2,84 3,085 2,67 2,35 3,185 2,77 42 6,45 6,37 33 85 2,84 3,085 2,67 2,35 3,185 2,77 – 4,62 – Ta thấy < >s s =1,5…2,5 nên các tiết diện trục thỏa mãn điều
