1.Thuyetminh

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY

Đề số 1/4: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI

MỤC LỤC

A. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:..................................3

1. Công suất làm việc:......................................................................................................3

2. Hiệu suất hệ dẫn động:.................................................................................................3

3. Công suất làm việc cần thiết trên trục động cơ:...........................................................3

4. Số vòng quay trên trục công tác:..................................................................................3

5. Chọn tỷ số truyền sơ bộ:...............................................................................................3

6. Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ:.........................................................................4

7. Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ:.....................................................................4

8. Chọn động cơ:...............................................................................................................4

9. Phân phối tỷ số truyền:.................................................................................................4

10. Tính các thông số liên tục:............................................................................................4

11. Lập bảng thông số:........................................................................................................5

B. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI:............................................6

1. Chọn loại xích:..............................................................................................................6

2. Chọn số răng đĩa xích:..................................................................................................6

3. Xác định bước xích:......................................................................................................6

4. Xác định khoảng cách trục và số mắt xích:..................................................................7

5. Kiểm nghiệm xích về độ bền:.......................................................................................8

6. Xác định thông số của đĩa xích:....................................................................................9

7. Xác định lực tác dụng lên trục:...................................................................................10

8. Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích:................................................................10

C. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG

NGHIÊNG:..................................................................................................................11

1. Chọn vật liệu bánh răng:.............................................................................................11

2. Xác định ứng suất cho phép:.......................................................................................11

3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:...............................................................................13

4. Xác định các thông số ăn khớp:..................................................................................14

5. Xác định các hệ số và một số thông số động học:......................................................14

6. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:............................................................................15

7. Một vài thông số hình học của cặp bánh răng:...........................................................18

GVHD:TS.Đỗ Đức Nam SVTH:Phạm Việt Anh Lớp: Kỹ thuật cơ khí động lực 1 – K55 Trang 1



8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng:................................................18

D. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC:.....................................................................20

I. Tính chọn khớp nối:....................................................................................................20

1. Chọn khớp nối:...........................................................................................................20

2. Kiểm nghiệm khớp nối:..............................................................................................20

3. Lực tác dụng lên trục:.................................................................................................21

4. Các thông số cơ bản của nối trục vòng đàn hồi:.........................................................21

II. XÁC ĐỊNH LỰC VÀ SƠ ĐỒ PHÂN BỐ LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC:.............22

1. Sơ đồ phân bố lực:......................................................................................................22

2. Xác định giá trị của các lực tác dụng lên trục, bánh răng:..........................................22

III. Xác định sơ bộ đường kính trục:...............................................................................23

IV. Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm tựa:..................................23

V. Xác định lực và trị số, chiều các lực tác dụng:...........................................................25

1. Trục I:.........................................................................................................................25

2. Trục II:........................................................................................................................30

VI. Tính chọn ổ lăn:..........................................................................................................34

1. Trục I:.........................................................................................................................34

2. Trục II:........................................................................................................................37

E. TÍNH KẾT CẤU VỎ HỘP:...............................................................................39

I. Vỏ hộp:.......................................................................................................................39

II. Các chi tiết có liên quan:............................................................................................40

1. Nút thông hơi:.............................................................................................................40

2. Cửa thăm:....................................................................................................................41

3. Vòng móc:..................................................................................................................41

4. Nút tháo dầu:...............................................................................................................42

5. Que thăm dầu:.............................................................................................................42

6. Dung sai trên trục I và II:............................................................................................43

7. Bôi trơn hộp giảm tốc:................................................................................................44




A. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN:

Thông số đầu vào: Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải.

+ Lực kéo xích tải: F = 1690 (N)

+ Vận tốc xích tải: v = 3,97 (m/s)

+ Số răng đĩa xích tải: z = 14 răng

+ Bước xích tải: p = 120 (mm)

+ Thời hạn phục vụ: lh = 13500 (giờ)

+ Số ca làm việc: soca = 2 (ca)

+ Góc nghiêng bộ truyền ngoài @ = 120 (độ)

+ Đặc tính va đập: Va đập nhẹ

1. Công suất làm việc:

Plv=F . v

1000=1690.3,97

1000=6,71(KW )

2. Hiệu suất hệ dẫn động:

η=ηbr . ηol3 .ηx . ηkn

Trong đó, tra bảng B2319

[1] ta được:

+ Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ: ηbr=0,97

+ Hiệu suất bộ truyền xích: ηx=0,92

+ Hiệu suất ổ lăn: ηol=0,99

+ Hiệu suất khớp nối: ηkn=1

Vậy:

η=ηbr . ηol3 .ηx . ηkn=0,97. (0.99 )3 .0,92.1=0,866

3. Công suất làm việc cần thiết trên trục động cơ:

P yc=Plv

η= 6,71

0,866=7,75(KW )

4. Số vòng quay trên trục công tác:

ηlv=60000. v

z . p=60000.3,97

14.120=141,79( vò ng

p hú t )5. Chọn tỷ số truyền sơ bộ:

usb=ux .ubr

Theo bảng B2.421

[1] chọn sơ bộ:




Tỷ số truyền của bộ truyền xích: ux=3

Tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng: ubr=4

usb=ux .ubr=3.4=12

6. Số vòng quay sơ bộ trên trục động cơ:

ηsb=nlv . ηsb=141,79.12=1701,48( v ò ngp h ú t )

7. Tính số vòng quay đồng bộ của động cơ:

Chọn nđ bt =1500( v ò ng

p hú t ).8. Chọn động cơ:

Tra bảng ở phụ lục trong tài liệu [1], chọn động cơ thỏa mãn:

{nđ bt =nđ n

t =1500( v ò ngp hú t )

Pđ ccf ≥ Pyc

❑ =7,75 ( KW )

Ta được động cơ với các thông số như sau:

{K ýhiệu đ ộng cơ : DK 62−4

Pđ ccf =10 ( KW )

nđ c=1460( v òngp hú t )

dđ c=45 (mm )

9. Phân phối tỷ số truyền:

Tỷ số truyền của hệ: uc h=nđ c

nlv

= 1460141,79

=10,297

Chọn tỷ số truyền của hộp giảm tốc: ubr=4

Chọn tỷ số truyền của bộ truyền ngoài: ux=2,574

Vậy ta có: {uch=10,3ubr=4

ux=2,574

10. Tính các thông số liên tục:

+ Công suất trên trục công tác:

Pct=Plv=6,71 ( KW )

+ Công suất trên trục II:

P II=Pct

ηol . ηx

= 6,710,99.0,92

=7,37 ( KW )




+ Công suất trên trục I:

P I=PII

ηol .ηbr

= 7,370,99.0,97

=7,67 ( KW )

+ Công suất trên trục động cơ:

Pđ c=P I

ηol .ηkn

= 6,710,99.0,92

=7,37 (KW )

+ Số vòng quay trên trục động cơ: nđ c=1460 ( v ò ngp h ú t

)

+ Số vòng quay trên trục II: n II=nI

ubr

=14604

=365( v òngp h ú t )

+ Số vòng quay trên trục công tác: nct=n II

ux

= 3652,574

=141,80 ( v ò ngp hú t )

+ Mô men xoắn trên trục động cơ:T đ c=9,55.106 .7,751460

=50693,50 (N . mm )

+ Mô men xoắn trên trục I: T I=9,55.106 .7,671460

=50170,20 (N . mm )

+ Mô men xoắn trên trục II : T 2=9,55. 106 .7,37365

=192831,51 ( N .mm )

+ Mô men xoắn trên trục công tác: T ct=9,55. 106 .6,71

141,80=451907,62 ( N . mm )

11. Lập bảng thông số:

Thông số/TrụcĐộng cơ I II Công tác

ukn=1 ubr=4 ux=2 ,574

P (KW) 7,75 7,67 7,37 6,71

n (vòng/phút) 1460 1460 365 141,80

T (N.mm) 50693,5 50170,2 192831,51 451907,62




B. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI:

Thông số yêu cầu:

+ P= PII = 7,37(KW)

+ T1 = TII = 192831,51(N.mm)

+ n1 = nII = 365(vòng/phút)

+ u = ux = 2,574

+ @ = 120 độ

1. Chọn loại xích:

Chọn loại xích ống con lăn ( do yêu cầu khả năng chịu tải trọng nhỏ và vận tốc truyền

thấp ).

2. Chọn số răng đĩa xích:

Z1=29−u=29−2.2,574=23,852 ≥ 19

=> Chọn Z1=25

Z2=u . Z1=2,574.25=64,35≤ Zmax=140

=> Chọn Z2=64

3. Xác định bước xích:

Bước xích p được tra bảngB5.581

[1] với điều kiện Pt ≤[ P], trong đó:

Pt: Công suất tính toán:

Pt=P . k . k z . kn

Ta có:

Chọn bộ truyền thí nghiệm là bộ truyền xích tiêu chuẩn, có số răng và vận tốc vòng đĩa xích

nhỏ là: { Z01=25

n01=400( v òngphú t

)

Do vậy ta tính được:

k z=Z01

Z1

=2525

=1 ; với k z là hệ số răng

k n=n01

n1

=400365

=1,096 ; với k n là hệ số vòng quay

k=k0 . ka . kđ c . k bt .k đ . kc ; trong đó:

k 0 - Hệ số ảnh hưởng của vị trí bộ truyền. Tra bảng B5.682

[1 ] với góc @=1200 (β=60o), ta

được k 0=1.




k a - Hệ số ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích.

Chọn a = ( 30 ÷ 50 )p, tra bảng B5.682

[1 ] ta được k a=1

k đ c - Hệ số ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, tra bảng B5.682

[1 ], ta được k đ c=1.

k bt - Hệ số ảnh hưởng của bôi trơn. Tra bảng B5.682

[1 ] ta được k bt=0,8.

k đ - Hệ số tải trọng động: Tra bảng B5.682

[1 ] ta được k đ=1,2.

k c - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền:Tra bảng B5.682

[1 ] ta được k c=1,25.

Vậy:k=k0 . ka . kđ c . k bt .k đ . kc=1.1 .1,1 .0,8.1,2=1,056

Công suất cần truyền: P=7,37 (KW )

Do vậy ta có: Pt=P .k . k z . kn=7,37.1,056 .1 .1,096=8,53(KW )

Tra bảng B5.581

[1 ] với điều kiện { Pt=8,53 (KW )

n01=400( v ò ngp hú t

)

=> Ta được bộ truyền xích:

+ Bước xích: p = 25,4 (mm)

+ Đường kính chốt: dc = 7,95 (mm)

+ Chiều dài ống: B = 22,61 (mm)

+ Công suất cho phép: [P] = 19 (KW)

4. Xác định khoảng cách trục và số mắt xích:

Chọn sơ bộ:

a=40 p=40.25,4=1016(mm)

Số mắt xích:

x=2ap

+Z1+Z2

2+

( Z2−Z1 )2 . p

4 π2 .a=

2.101625,4

+24+62

2+(62−24 )2.40

4 π2 .1016=124,44

=> Chọn số mắt xích là số chẵn: x=124

Tính lại khoảng cách trục:

a¿= p4 [x−

Z1+Z2

2+√( x−

Z1+Z2

2 )2

−2( Z2−Z1

π )2]

¿26,4

4 [124−62+24

2+√(124−

62+242 )

2

−2(62−24π )

2]=1017,10

Để xích không bị căng quá , ta giảm a một lượng:GVHD:TS.Đỗ Đức Nam SVTH:Phạm Việt Anh Lớp: Kỹ thuật cơ khí động lực 1 – K55 Trang 7



Δ a=0,003.a¿=0,003.1017,10=3,05(mm)

Vậy: a=a¿−Δa=1017,10−3,05=1014,05(mm)

Số lần va đập của xích:

Tra bảngB5.985

[1] với loại x í chống con lă n ,bước xích p=25,4 mm, ta được số lần cho phép

[ i]=30

i=Z1 . n1

15. x=25.365

15.124=4,91<[ i ]=30 => Thỏa mãn.

5. Kiểm nghiệm xích về độ bền:

S= Qk đ . Ft +F0+Fv

≥ [S]

Trong đó:

Q : Tải trọng phá hỏng; Tra bảng B5.278

[1] với p=25,4 mm ta được:

Q=56,7. 103(N )

Khối lượng của một mét xích: q=2,6 (kg)

k đ : hệ số tải trọng động. Do chế độ làm việc trung bình: k đ=1,2

F t : Lực vòng.

F t=1000.pv

;Trong đó: v=Z1. p . n1

60000=25.25,4 .365

60000=3,86(m / s)

=> F t=1000.pv=1000.

7,373,86

=1909,33(N )

F v : Lực văng do ly tâm sinh ra:

F v=q . v2=2,6. (3,86 )2=38,74 (N )

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

F0=9,81. k f . q . a ; trong đó:

k f - Hệ số phụ thược vào độ võng của xích: ta có @=120o=¿ β=60o>40o=¿k f=2

=> F0=9,81. k f . q . a=9,81.2.2,6 .1014,05 .10−3=51,73(N )

[S ] Hệ số an toàn cho phép: Tra bảng B5.1086

[1] với: { p=25,4 mm

n1=365v ò ngp hú t

, ta được:

[ S ]=9,3




Vậy:

S= Qk đ . Ft +F0+Fv

= 56,7.103

1,2.1909,33+51,73+38,74=23,8> [ S ]=9,3

=> Thỏa mãn.




6. Xác định thông số của đĩa xích:

{d1=p

sin( πZ1

)= 25,4

sin( 18025 )

=202,66 (mm)

d2=p

sin( πZ2

)= 25,4

sin( 18064 )

=517,65(mm)

Đường kính đỉnh răng:

{da 1=p[0,5+cotg( πZ1

)]=25,4 [0,5+cotg( 18025 )]=213,76 (mm)

da 2=p[0,5+cotg( πZ2

)]=25,4[0,5+cotg(18064 )]=529,73 (mm)

Bán kính đáy:

r=0,5025. d1' +0,05 với d1

' tra theo bảng B5.278

[ 1 ] => d1' =15,88 (mm)

Vậy: r=0,5025. d1' +0,05=0,5025.15,88+0,05=8,03 (mm)

Đường kính chân răng: {d f 1=d1−2 r=202,66−2.8,03=186,60(mm)d f 2=d2−2 r=517,65−2.8,03=501,59(mm)

Kiểm nghiệm răng đĩa xích về sức bền tiếp xúc:

σ H 1=0,47√k r . ( F t . Kd+Fv đ ) . EA .kd

Trong đó:

Kd : Hệ số tải trọng động, theo như trên ta có Kd=1,2.

A : Diện tích chiếu của bản lề: Tra bảng B5.1287

[1] với p=25,4(mm) ta được

A=180(m m2).

k r : Hệ số ảnh hưởng của số răng đĩa xích, tra bảng trang 87 theo số răng Z1=25, ta có

k r=0,48.

k d : Hệ số phân bố tải trọng không đều giữa các dãy xích => k d=1.

F v đ : Lực va đập trên m dãy xích. ( Ta có 1 dãy xích nên m=1 )

F v đ=13.10−7 . n1 . p3 .m=13.10−7 .365 . (25,4 )3.1=7,78(N )

E : Mô đun đàn hồi

E=2 E1 E2

E1+ E2

=2,1.105 ( MPa )




do E1=E2=2,1.105 ( MPA ) vì 2 đĩa xích đều bằng thép.

Vậy:

σ H 1=0,47√k r . ( F t . Kd+Fv đ ) . EA .kd

=0,47 √0,48. (1909,33.1,2+7,78 ) . 2,1.105

180.1=533,28 ( MPa )

Tra bảng 5.1186

[ 1 ] , ta chọn vật liệu làm đĩa xích là thép 45, thép 45Γ ; 50; 50Γ , có đặc tính: tôi,

ram, có [σ H ]=800 ÷ 900 ( MPa )>σ H=533,28(MPa)

7. Xác định lực tác dụng lên trục:

F r=kx .F t

Trong đó:

k x : hệ số kể đến trọng lượng của xích. k x=1,05 do β>40o

=> F r=kx .F t=1,05.1909,33=2004,80 (N)

8. Tổng hợp các thông số của bộ truyền xích:

{P=7,37 ( KW )

T1=192831,51 (N . mm)n1=365(v òng/ phú t )

u=2,574β=60o

Thông số Ký hiệu Giá trị

Loại xích ---- Xích ống con lăn

Bước xích p 25,4 (mm)

Số mắt xích x 124

Chiều dài xích L 3149,6(mm)

Khoảng cách trục a 1014,05(mm)

Số răng đĩa xích nhỏ Z1 25




Số răng đĩa xích lớn Z2 64

Vật liệu đĩa xích ---- Thép 45, 45Γ ; 50; 50Γ

Đường kính vòng chia đĩa xích nhỏ d1 202,66 (mm)

Đường kính vòng chia đĩa xích lớn d2 517,65(mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích nhỏ da 1 213,76 (mm)

Đường kính vòng đỉnh đĩa xích lớn da 2 529,73(mm)

Bán kinh đáy r 8,03(mm)

Đường kính chân răng đĩa xích nhỏ d f 1 186,60(mm)

Đường kính chân răng đĩa xích lớn d f 2 501,59(mm)

Lực tác dụng lên trục F r 2004,80(N )

C. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG

NGHIÊNG:

Thông số đầu vào:

{P=P1=7,67 ( K W )

T1=T 1=50170,2 ( N . mm )

n1=n1=1460( v ò ngph ú t )

u=ubr=4Lh=13500 (giờ )

1. Chọn vật liệu bánh răng:

Tra bảng 6.192

[1] , ta chọn:

Vật liệu bánh lớn: Vật liệu nhóm I.

+ Nhãn hiệu thép: Thép 45.

+ Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện.




+ Độ răn: HB=192÷ 240. Ta chọn HB2=230.

+ Giới hạn bền: σ b2=750 ( MPa ) .

+ Giới hạn chảy: σ ch 2=450 ( MPa ) .

Vật liệu bánh nhỏ: Vật liệu nhóm I.

+ Nhãn hiệu thép: Thép 45.

+ Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện.

+ Độ răn: HB=241÷ 285. Ta chọn HB2=245.

+ Giới hạn bền: σ b2=850 ( MPa ) .

+ Giới hạn chảy: σ ch 2=580 ( MPa ) .

2. Xác định ứng suất cho phép:

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

{[σ H ]=σ Hlim0 . Z R . Zv . K xH . K HL

[σ F ]=σFlim0 . Y R. Y v . K xF .K FL

, Trong đó:

Chọn sơ bộ:

{Z R . Zv . K xH=1Y R . Y v . K xF=1

SH , SF - Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn: Tra bảng B6.294

[1 ] với:

Bánh răng chủ động: SH 1=1,1;SF1=1,75.

Bánh răng bị động: SH 2=1,1;SF2=1,75.

σ Hlim0 , σ Flim

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

{σ Hlim0 =2 HB+70

σ Flim0 =1,8 HB

; Vậy ta có:

Bảnh chủ động: {σ Hlim10 =2 HB+70=2.245+70=560

σFlim10 =1,8 HB=1,8.245=441

Bảnh bị động: {σ Hlim20 =2 HB+70=2.230+70=530

σ Flim20 =1,8 HB=1,8.230=414

K HL , K FL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tại trọng của bộ

truyền.




{KHL=mH√ N H 0

NHE

K FL=mF√ N F0

N FE

mH, mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc. Do bánh răng có HB<350 =>

mH=mF=6.

N H 0, N F0 - Số chu kỳ thay đổi ứng uất khi thử về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

{NH 0=30. H HB2,4

N F0=4.106 do đối với tất cả các loại thép thì N F0=4.106, do vậy:

{NH 01=30. HHB12,4 =30.2452,4=1,625.107

NH 02=30. HHB22,4 =30.2302,4=1,397.107

NF 0=4.106

N HE , N FE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương: Do bộ truyền chịu tải trọng tĩnh nên:

N HE=N FE=60. c .n . tΣ , trong đó:

c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay : c=1.

n - Vận tốc vòng của bánh răng.

tΣ - tổng số giờ làm việc của bánh răng.

{ N HE1=NFE 1=60. c . n .tΣ=60.1 .1460.13500=1,1826.109 (CK )

NHE2=NFE 2=60.c .n .tΣ=60.1 .1460

4.13500=0,29565.109(CK )

Ta có:

N HE 1> NH 01=¿ lấy N HE 1=N H 01=¿K HL1=1

N HE 2> NH 02=¿ lấy N HE 2=N H 02=¿K HL2=1

N FE 1>N F 01=¿lấy N FE 1=N F01=¿ K FL1=1

N FE 2>N F 02=¿lấy N FE 2=N F02=¿ K FL2=1

Do vậy ta có:




{[σ H1 ]=σHlim 1

0

SH 1

ZR Zv K xH K HL1=5601,1

.1.1=509,09(MPa)

[σ H 2 ]=σ Hlim2

0

SH 1

Z R Zv K xH K HL2=5301,1

.1 .1=481,82 ( MPa )

[σF 1 ]=σ Flim1

0

SF 1

Y R Y v Y xH K FL1=4411,75

.1 .1=252 ( MPa )

[σ F2 ]=σ Flim1

0

SF2

Y RY v Y xH KFL 2=4141,1

.1.1=236,57 ( MPa )

Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

σ H=σ H 1+σ H2

2=

(509,09+481,82 )2

=495,46(MPa)

b. Ứng suất cho phép khi quá tải:

{[σ H ]max=0,28. max (σ ch1 ,σ ch2 )=2,8.580=1624 (MPa)[σF 1]max=0,8. σch1=0,8.580=464 ( MPa )[σ F2]max=0,8. σch 2=0,8.450=360 ( MPa )

3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

aw=Ka(u+1) 3√ T 1 K Hβ

[σ H ]2u . ψba

Trong đó:

Ka- Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bảnh răng. Tra bảng 6.596

[1] : Ka=43 MPa1/3 .

T 1- Mô men xoắn trên trục chủ động: T 1=50170,2(N . mm).

[σ H ] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σ¿¿ H ]=495,46 (MPa)¿.

ψba ,ψbd - Hệ số chiều rộng vành răng:

Tra bảng B6.697

[1] với bộ truyền đối xứng, HB<350, ta chọn được ψba=0,4.

ψbd=0,5.ψba (u+1 )=0,5.0,4 . (4+1 )=1

K Hβ , K Fβ- Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về

ứng suất tiếp xúc và uốn. Tra bảng B6.798

[1 ] với ψbd=1 và sơ đồ bố trí là sơ đồ 6 ta được:

{KHβ=1,05KHβ=1,10

Do vậy:




aw=Ka (u+1 ) 3√ T 1 K Hβ

[σ H ]2u .ψba

=43. (4+1 ) 3√ 50170,2.1,05495,462 .4 .0,4

=110,05(mm)

Chọn aw=105(mm).

4. Xác định các thông số ăn khớp:

a. Mô đun pháp:

m=(0,01 ÷ 0,02 ) aw=(0,01÷ 0,02 ) .105=1,05÷ 2,1(mm)

Tra bảng B6.899

[1] chọn m theo tiêu chuẩn: m=2(mm).

b. Xác định số răng:

Chọn sơ bộ β=14o=¿cos β=0,970296

Ta có:

Z1=2.aw . cosβ

m(u+1)=2.105 .0,970296

2.(4+1)=20,376

=> Chọn Z1=20.

Z2=u . Z1=4.20=80

=> Chọn Z2=80.

Tỷ số truyền thực tế:

Δu=|ut−u

u |=|4−44 |=0% < 4% => Thỏa mãn.

c. Xác định góc nghiêng của răng:

cosβ=m ( Z1+Z2 )

2. aw

=2 (80+20 )

2.105=0,952

β=arccos (cosβ )=arccos (0,952 )=17,75o

d. Xác định góc ăn khớp:

α t=αtw=arctg( tgαcosβ )=arctg ( tg20o

cos17,75o )=20,91o

Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở βb :

βb=arctg (cos αt tgβ )=arctg ( cos20,91o . tg17,75o )=16,65o

5. Xác định các hệ số và một số thông số động học:

Tỷ số truyền thực tế: ut=4.

Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:




{ dw 1=2 aw

ut+1=2.105

4+1=42 (mm )

dw 2=2.aw−dw 1=2.105−42=168 (mm)

Vận tốc vòng của bánh răng: v=π . dw 1. n1

60000=π .42 .1460

60000=3,2(m / s)

Tra bảng B6.13106

[1] với bánh răng trụ răng nghiêng và v=3,2(m /s ) ta được cấp chính

xác của bộ truyền là : CCX=9.

Tra phụ lục PL2.3250

[1] với:

+ CCX=9

+ HB<350

+ Răng nghiêng

+ v=3,2(m /s )

Nội suy tuyền tính ta được:

{KHv=1,04KFv=1,11

Từ thông tin trong trang 91 và 92 trong tập [1] ta chọn:

Ra=4,5 ÷ 1,25 μm => ZR=0,95

HB<350 => Zv=1 do v=3,2 (m /s )≤ 5(m / s)

da 2 ≈ dw 2=168 (mm )<700 (mm ) => K xH=1.

Chọn Y R=1.

Do da 2 ≈ dw 2=168 (mm ) ≤ 400(mm) => K xF=1.

Hệ số tập trung tải trọng: {KHβ=1,05K Fβ=1,10

K Hα , KFα - Hệ số phân bố không đều tải trọng lên các đôi răng khi tính về ứng suất tiếp xúc,

uốn. Tra bảng B6.14107

[1], với {v=3,2(m /s)CCX=9

và nội suy ta được {KHα=1,14K Fα=1,38

K Hv , KFv - hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp khi tính về ứng suất tiếp xúc, uốn:

{KHv=1,04KFv=1,11

6. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng:

a. Kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc:




σ H=ZM Z H Zε √ 2 T 1 K H (ut+1)bwut dw1

2 ≤[σ H ]

[σ H ] - Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σ H ]=[ σH ] Z R Zv K xH=495,46.1 .0,95 .1=470,68(MPa)

ZM - Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp: Tra bảng B6.596

[1] =>

ZM=274 MPa1 /3

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

ZH=√ 2 cos βb

sin (2αtw )=√ 2. cos (16,65o )

sin (2.20,91o )=1,695

Zε - Hệ số trùng khớp của răng: Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang ε α và hệ số trùng khớp

dọc ε β:

ε α- Hệ số trùng khớp ngang:

ε α=1,88−3,2( 1Z1

−1Z2

)=1,88−3,2( 120

−180 )=1,76

ε β - Hệ số trùng khớp dọc:

ε β=bw sinβ

m. π=

0,4.105 . sin (17,75o )2 π

=2,04

Do ε β ≥ 1, nên: Zε=√ 1εα

=√ 11,76

=0,70

K H - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

K H=K Hα KHβ K Hv=1,14.1,05 .1,04=1,245

bw - Chiều rộng vành răng:

bw=ψba . aw=0,4.105=42(mm)

Thay vào ta được:


2 =274.1,695 .0,70 .√ 2.50170,2.1,245 .(4+1)42.4 .422

¿471,98 (MPa)

Ta nhạn thấy:

σ H=471,98(MPa)≥ [ σH ]=470,68(MPa)




Ta có: σ H−

[σ ¿¿ H ]

[σ ¿¿ H ].100 %= 471,98−470,68470,68

.100 %=0,28 %<4 %=¿¿¿ Ta giữ nguyên kết

quả tính toán và chỉ cần giảm chiều rộng vành răng bw=bw .¿ sẽ thỏa mãn.

bw=bw .¿

Chọn bw=43 (mm)

Tính lại:


2 =274.1,695 .0,70 .√ 2.50170,2.1,245 .(4+1)43.4 .422

¿466,46 (MPa) < [σ¿¿ H ]=470,68(MPa)¿ => Thỏa mãn.

b. Kiểm nghiệm về độ bền uốn:

{σ F1=2.T1 . K F . Y ε Y β Y F 1

bw . dw1 . m≤[σF 1]

σ F2=σ F1 . Y F 2

Y F1

≤ [ σF 2 ]

[σ F1 ] ,[σ¿¿ F 2]¿- Ứng suất uốn cho phép của bánh chủ động và bị động:

{ [σF 1 ]=[σ F1 ] . Y R Y S Y xF=252.1=252 ( MPa )[σ F2 ]=[ σF 2 ] . Y R Y SY xF=236,57.1=236,57(MPa)

K F - Hệ số tải trọng khi tính về uốn:

K F=K Fα K Fβ K Fv=1,38.1,10 .1,11=1,685

Y ε - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

Y ε=1εα

= 12,04

=0,490

Y β - Hệ số đến đọ nghiêng của răng: Y β=1− βo

140o =1−17,35o

140o =0,873

Y F1 ,Y F2 - Hệ số dạng răng: Phụ thuộc vào số răng tương đương: Zv 1∧Zv 2:

{Z v1=Z1

cos3 β= 20

cos3 17,75o =23,15 ≈ 23

Zv 2=Z2

cos3 β= 80

cos3 17,75o=92,61 ≈ 93

Tra bảng B6.18109

[1] với:

+ Zv 1=23

+ Zv 2=93




+ x1=0

+ x2=0

Ta được:

{ Y F1=4Y F 2=3,60

Thay vào ta có:

{σ F1=2.T1 . K F . Y ε Y β Y F 1

bw . dw1 . m=2.50170,2 .1,685.0,49 .0,873 .4

43.42 .2=80,1 ( MPa )≤ [σ F1 ]=252( MPa)

σ F2=σ F1 .Y F2

Y F 1

=80,1.3,6

4=72,1 ( MPa ) ≤ [σF 2 ]=236,57 ( MPa )

=> Thỏa mãn.

c. Kiểm nghiệm về quá tải:

{σ Hmax=σH √K qt ≤[σH ]max

σ Fmax 1=Kqt σ F 1≤[σ F1]max

σ Fmax 2=Kqt σ F 2≤[σ F2]max

; trong đó:

Kqt=T max

T=2,3

Do vậy:

{σ Hmax=σ H √ Kqt=466,46.√2,3=707,42 ( MPa )≤ [σ H ]max=1624( MPa)σ Fmax 1=Kqt σ F1=2,3.80,1=184,23 ( MPa ) ≤ [ σF 1 ]max

=462 ( MPa )σ Fmax 2=Kqt σ F2=2,3.72,1=165,83 ( MPa ) ≤ [ σF 2 ]max=360 ( MPa )

=> Thỏa mãn.

7. Một vài thông số hình học của cặp bánh răng:

Đường kính vòng chia

{ d1=m. Z1

cosβ= 2.20

cos (17,75o )=41,99 (mm )=42 (mm )

d2=m. Z2

cosβ= 2.80

cos (17,75o )=167,99 (mm )=168 (mm)

❑

Khoảng cách trục chia: a=0,5 (d1+d2 )=0,5 (42+168 )=105(mm)

Đường kính đỉnh răng:

{ d a1=d1+2m=42+2.2=46 (mm )da 2=d2+2 m=168+2.2=172 (mm )

Đường kính vòng cơ sở:




{ d f 1=d1−2,5 m=42−2,5.2=37d f 2=d2−2,5 m=168−2,5.2=163

Góc prôfin gốc α=20o.

8. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng:

{P=7,67 ( KW )

T1=50170,2 ( N . mm )

n1=1460( vòngphút )

u=ut=4Lh=13500 ( giờ )

(Trang sau)





Khoảng cách trục chia a 105(mm)

Khoảng cách trục aw 105(mm)

Số răng Z1 20(mm)

Z2 80(mm)

Đường kính vòng chia d1 42 (mm)

d2 168(mm)

Đường kính vòng lăn dw 1 42 (mm)dw 2 168(mm)

Đường kính đỉnh răng da1 46 (mm)da2 172(mm)

Đường kính cơ sở db1 39,46(mm)db2 157,86(mm)

Góc prôfin gốc α 20o

Góc prôfin răng α t 20,91o

Góc ăn khớp α tw 20,91o

Hệ số trùng khớp ngang ε α 2,04

Hệ số trùng khớp dọc ε β 0,70

Mô đun pháp m 2

Góc nghiêng của răng β 17,75o




D. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC:

I. Tính chọn khớp nối:

Thông số đầu vào:

Mô men cần truyền : T=T đc=50963,5(Nmm)

Đường kính trục động cơ: dđc=45(mm)

1. Chọn khớp nối:

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

Ta chọn khớp nối theo điều kiện:

{T t ≤ T kncf

d t ≤ dkncf

Trong đó:

d t - Đường kính trục cần nối:

d t=dđc=45(mm)

T t - Mô men xoắn tính toán: T t=k .T , với:

k - Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Tra bảng B16.158

[1], ta lấy k=1,2.

T - Mô men xoắn danh nghĩa trên trục: T=T đc=50963,5(Nmm)

Do vậy:

T t=k .T=1,2.50963,5=61156,2(Nmm)

Tra bảng B16.10 a

68[2] với điều kiện

{T t=61156,2≤ T kncf

d t ≤ dkncf

Ta được:

{T kncf =63(N . m)dkn

cf =45 (mm )Z=6 (chốt )

D0=71 (mm )

Tra bảng B16.10 b

69[2] với T kn

cf =63 (N .m) ta được:

{ l1=20 (mm )l3=15(mm)d0=10(mm)




2. Kiểm nghiệm khớp nối:

Ta kiệm nghiệm khớp nối theo 2 điều kiện:

a. Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi:

σ d=2. k . T

Z D0 d0 l3

≤[σ ¿¿d ]¿

[σ¿¿d ]¿ - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su. Ta lấy [σ¿¿d ]=(2÷ 4 ) MPa¿

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

σ d=2. k . T

Z D0 d0 l3

=2.1,2 .50963,56.71 .10.15

=1,91(MPa)≤ [σ ¿¿d ]=(2 ÷ 4)(MPa)¿

=> Thỏa mãn.

b. Điều kiện sức bền của chốt:

σ u=k .T .l1

0,1. d03 Do l3

≤[σ ¿¿u]¿

[σ¿¿u]¿ - Ứng suất cho phép của chốt. Ta lấy [σ¿¿u]=(60 ÷ 80 ) MPa¿.

Do vậy ứng suất sinh ra trên chốt:

σ u=k .T .l1

0,1. d03 Do l3

=1,2.50963,5 .200,1.103 .71.6

=21,54 (MPa)≤ [σ ¿¿u]= (60÷ 80 )(MPa)¿

=> Thỏa mãn.

3. Lực tác dụng lên trục:

Ta có: F kn=0,2 F t

F t=2. TD0

=2.50963,571

=717,82(N )

=> F kn=0,2. F t=0,2.717,82=143,56(N )

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


Mô men xoắn lớn nhất có thể truyền T kncf 63(N . m)

Đường kính lớn nhất có thể của trục nối dkncf 48 (mm)

Số chốt Z 6

Đướng kính vòng tâm chốt D0 71(mm)

Chiều dài phần tử đàn hồi l3 15(mm)

Chiều dài đoạn công xôn của chốt l1 20 (mm )

Đướng kính của chốt đàn hồi d0 10(mm)




II. XÁC ĐỊNH LỰC VÀ SƠ ĐỒ PHÂN BỐ LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC:

1. Sơ đồ phân bố lực:

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

F x=2004,80 ( N )F kn=143,56 (N )

Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng:

F t 1=F t 2=2T I

dw1

=2.50170,242

=2389,06 (N )

F r 1=F r 2=F t 1 . tg αtw

cosβ=

2389,06. tg (20,91o )cos (17,75o )

=958,29(N )

Fa1=Fa2=F t 1 . tgβ=2389,06. tg (17,75o )=764,74(N )




III. Xác định sơ bộ đường kính trục:

Đối với bộ truyền bánh răng:

¿

Chọn :{dsb 1=25(mm)dsb 2=35(mm)

IV. Xác định sơ bộ khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm tựa:

a. Xác định chiều rộng ổ lăn:

Tra bảng B10.2189

[ 1 ] với {d1=25(mm)d2=35(mm)

Ta được chiều rộng ổ lăn trên các trục : {b01=17 (mm)b02=21 (mm)

b. Xác định khoảng cách:

Trục I:

Chiều dài moay ơ bánh răng trụ:

lm13=(1,2 ÷1,5 )d1= (1,2 ÷ 1,5 ) .25=35 (mm)

Ta có: l13=0,5 (l13+b01 )+k 1+k2

Trong đó:b01=17(mm)




k 1 : Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp. k 1=8 ÷15 => Chọn

k 1=10

k 2 : Khoảng cách mặt mút ố đến thành trong của hộp. k 2=5÷ 15 =>

Chọn k 2=10

Vậy: l13=0,5 (35+17 )+10+10=46 (mm )

lm12=(1,2÷ 1,5)d1=(1,2 ÷1,5) .25=35 (mm)lc 12=0,5 (lm12+b01)+k3+k nlc 12 : Khoảng

công xôn ( khoảng chia) trên trục thứ nhất tính từ chi tiết thứ 2 ở ngoài hộp giảm tốc đến gối

đỡ.

lm12 : Chiều dai moay ơ của chi tiết quay thứ 2 trên trục 1.

k 3 : Khoảng cách từ mặt mút chi tiết đến nắp ổ. k 3=10 ÷20 => k 3=15

k n : Chiều cao nắp ổ và đầu bulông. k n=15 ÷20 => k n=20

Vậy: lc 12=0,5 (35+19 )+15+20=62(mm)

Do đó:

l12=−lc 12=−61(mm)

l11=2l13=2.46=92(mm)

Vậy trên trục I, ta có: { l11=92 (mm )l12=−lc12=−62 (mm )

l13=46 (mm )lm12=lm13=35 (mm )

Trục II:

lm22=lm23=(1,2 ÷1,5 )d2= (1,2 ÷ 1,5 ) .35=45(mm)

Chọn: {l21=l11=92 (mm )l23=l13=46 (mm )

lc 22=0,5 (45+21 )+15+20=68 (mm )=−l22

Vậy: { l21=l11=92 (mm )l22=−lc12=−68 (mm)

l23=l13=46 (mm )lm22=lm23=42(mm)




V. Xác định lực và trị số, chiều các lực tác dụng:

1. Trục I:

a. Lực tác dụng lên trục và các mômen:

Theo phương y:

∑ F y=0⇔ F yA−Fr 1+F yB=0(1)

Phương trình cân bằng mômen tại B trong mặt phẳng (zOy)

∑ M xB (F )=0⇔−F yA . l11+F r 1. l13−Fa1 .

d w1

2=0

Vậy: F ya=

F r 1. l13−Fa1.dw1

2l11

=958,29.46−764,74.42

292

=304,58 (N )

Thay vào (1) => F yB=F r 1−F yA=958,29−309,20=653,71(N )

Theo phương x:

∑ F x=0⇔ Fkn+FxA+FxB−Ft 1=0(2)

Phương trình cân bằng mômen tại B (zOx):

∑ M yB (F )=0⇔ Fkn ( l11+ l12)−F t 1 . l13+FxA .l11=0

Vậy: F xA=Ft 1 . l13−Fkn. (l11+l12 )

l11

=2389,06.46−143,56 (92+62 )

92=954,22(N )

Thay vào (2): FxB=F t 1−FxA−Fkn=2389,06−956,4−143,56=1291,28(N )




Mômen uốn tổng, monment tương đương và đường kính:

M j=√M ỵj2 + M xj

2 ( Nmm )M tdj=√M j2+0,75. T j

2 ( Nmm )d j=3√ Mtdj

0,1 [ σ ]

Với [ σ ]=50 MPa

Mặt cắt 1-0:

M 10=0

M td 10=√0,75.50170,262=41975,45 ( Nmm )

d10=3√ 41975,45

0,1.50=20,32(mm)

Mặt cắt 1-1:

M 11=√30070,662+59398,882=66576,81 (Nmm )

M td 11=√66576,812+0,75.50170,22=79500,05 ( Nmm )d11=3√ 79500,05

0,1.50=25,15 (mm )

Mặt cắt 1-2:

M 12=√8900,722=8900,72 ( Nmm )M td 12=√8900,722+0,75.50170,22=44350,98 ( Nmm )

d12=3√ 44358,2

0,1.50=20,70(mm)

Mặt cắt 1-3:

M 13=0

M td 13=√0,75.50170,262=41975,45 ( Nmm )

d13=3√ 41975,45

0,1.50=20,32(mm)

Chọn:{ d11=35 (mm )d10=d12=30 (mm )

d13=25 (mm )

b. Kiểm nghiệm độ bền của then:

Then hỏng chủ yếu là do bị dập hoặc bị cắt, điều kiều bền dập và bền cắt cho theo công

thức 9.1:

σ d=2T

d .lt .(h−t 1)≤[σd]

lt=(0,8 ÷ 0,9 ) lm=¿ lt= (0,8÷ 0,9 ) lm= (0,8÷ 0,9 )35=(28 ÷ 31,5)




=> Chọn lt=30

Theo công thức 9.2:

τ c=2 T

d . lt . b≤[τ c]

Trong đó:

d: Đường kính trục (mm)

T : Mô men xoắn trên trục (Nmm)

lt , h , t , b : Là các kích thước tra bảng B9.1,9 .2

173[1]

Ta được b=8 (mm ) ;h=7 (mm ) ; t1=4 (mm).

σ d ,[σ¿¿d ]¿ : Ứng suất dập và ứng suất dập cho phép.

τ d ,[τ ¿¿d ]¿: Ứng suất cắt và ứng suất cắt cho phép.

Theo bảng B9.5178

[1 ] với mối ghép cố định và trạng thái va đập nhẹ:

[σd ]=100(M Pa)

[τ ¿¿d ]=(60 ÷ 90 )(MPa)¿

Vậy:

{ σd 1=2.50170,2

30.30 (7−4 )=37,16 ( MPa ) ≤ [σd ]=100 ( MPa )

τ c 1=2.50170,230.30.8

=13,94 ( MPa ) ≤ [τ c ]=(60 ÷ 90 )(MPa)

{ σd 2=2.50170,2

25.30 (7−4 )=44,60 ( MPa ) ≤ [σd ]=100 ( MPa )

τc 1=2.50170,225.30.8

=16,72 ( MPa )≤ [τc ]= (60÷ 90 )(MPa)

Vậy các then thỏa mãn điều kiện bền dập và bền uốn.

c. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi:

Để thỏa mãn điều kiện về bền mỏi thì S ≥(1,5 ÷ 3,5). Thép 45 có σ b=600(MPa) =>

σ−1=0,436. σb=261,6 ( MPa ) ; τ−1=0.58 . σ−1=151,7 (MPa)




Do trục quay cùng với bánh răng nên ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xứng:

σ aj=σmaxj−σminj

2=σ maxj=

M j

W j

σ mj=0

Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động:

τ mj=τaj=τmaxj

2=

T j

2W oj

Xét tiết diện 1:1:

W u=π d3

32=π . 303

32=2650,72

W x=π d3

16=π .303

16=6031,44

Chọn sơ bộ kiểu lắp H 7k 6

, theo bảng B10.11198

[1 ] ta có:

kσ

ε σ

=2,05 ;K τ

ε τ

=1,64

Ứng suất biên:

σ a=M td11

W u

=79500,052605,72

=30,51(MPa)

τ a=T

2W x

= 50170,22.6031,44

=4,16

Theo đề bài:

sσ=σ−1

K σ

β . εσ

. σ a+ψ σ . σm

; sτ=τ−1

K τ

β . ετ

. τa+ψ τ . τm

Trong đó: β=1 – Hệ số bề mặt.

{ψσ=0,05ψ τ=0 Tra bảng B

10.7197

[1] với σ b=600 MPa

Vậy:

sσ=σ−1

K σ

β . εσ

. σ a+ψ σ . σm

= 261,62,05.30,51

=4,18

sτ=τ−1

K τ

β . ετ

. τa+ψ τ . τm

= 151,71,64.4,16

=22,24




s=( sτ . sσ )√sτ

2+sτ2= 4,18.22,24

√4.182+22,242=4,11> [ s ]=(1,5÷ 3,5)

=> Tại tiết diện 1-1 thỏa mãn điều kiện bền.

2. Trục II:

a. Lực tác dụng lên trục và các mômen:

Trong đó: {l1=l21−l23=92−46=46 (mm )l22=68 (mm )l21=92 (mm )

Fx=2004,80(N )

Theo phương y:

∑ F y=0⇔ F yD+F yC+F r 2−Fx cos (60o )=0 (1)

Trong mặt phẳng (zOy):

∑ M xD ( F )=0 ⇔ F yC . l21+F r 2 .l1−Fa2 .

dw 2

2+Fx .cos (60o )=0




=>

F yC=−(Fx . cos ( 60o ) .l22+Fa 2 .

dw 2

2+F r 2. l1)

l21

=−(2004,80.cos (60o ) .68+ 764,74.168

2+958,29.46)

92

¿−1918,29(N )

Thay vào (1):

=>F y D=Fx .cos ( 60o )−F yC−F r 2=2004,80. cos (60o )+1678,80−958,29

¿1962,4 (N)

Theo phương x:

∑ F x=0⇔ FxC+F xD+F t 2+Fx . sin (60o )=0 (2)

Trong mặt phẳng (xOz):

∑ M yD ( F )=0⇔−Fx .sin (60o ) .l22+Ft 2 . l1+F xC .l21=0

=>F xC=Fx . sin (60o ) . l22−F t 2. l1

l21

=2004,80. sin (600 ) .68−2389,06.46

92=88,75(N )

Thay vào (2): F xD=−(F xC+F t 2+F x . sin (60o ))=−(88,75+2389,06+2004,80. sin (60o))

¿−4214,02(N )

(Biểu đồM x ; M y ;T trang sau)




b. Mômen uốn tổng, momen tương đương và đường kính:

M j=√M ỵj2 + M xj

2 ( Nmm )M tdj=√M j2+0,75. T j

2 ( Nmm )d j=3√ Mtdj

0,1 [ σ ]

Chọn [ σ ]=50(MPa)

Mặt cắt 2-0:

M 20=0

M td 20=√0,75.192831,512=166996,98 ( MPa )

d20=3√ 166996,98

0,1.50=32,2(mm)

Mặt cắt 2-1:

M 21=√68163,22+118018,552=136288,66 ( MPa )

M td 21=√136288,662+0,75.192831,512=215551,83 ( MPa )

d21=3√ 215551,83

0,1.50=35,06(mm)

Mặt cắt 2-2

M 22=√88225,722+4082,52=88320,12(mm)

M td 22=√88320,122+0,75.192831,512=188913,83 ( MPa )

d22=3√ 188913,83

0,1.50=33,56(mm)

Mặt cắt 2-3:

M 23=0

M td 23=√0,75.192831,512=166996,98 ( MPa )

d23=3√ 166996,98

0,1.50=32,2(mm)

=> Chọn: { d20=35 (mm )d22=45(mm)

d21=d23=40 ( mm )




VI. Tính chọn ổ lăn:

1. Trục I:

Đảo chiều khớp nối:

¿>{ ∑ F y=F yB−F r 1+F yA=0

M xB (F )=F yA .l11−Fr 1 . l13+Fa 1 .

dw 1

2=0

∑ Fx=FxB−F t 1+F xA−Fkn=0

M yB ( F )=F t 1 . , l13−FxA . l11+Fkn(l11+l12)

¿>{ ∑ F y=F yB−958,29+F yA=0

M xB ( F )=F yA .92−958,29.46+764,74.

422

=0

∑ Fx=FxB−2389,06+F xA−143,56=0

M yB ( F )=2389,06.46−FxA .92+143,56 (92+62)

¿>{ F yA=304,58 ( N )F yB=653,71 ( N )

F xA=1434,84 ( N )F xB=−1097,78(N )

Tổng phản lực tại A:

F A' =F r 0=√1434,842+304,582=1466,81(N )

Tổng phản lực tại B:

FB' =F r 1=√(−1097,78 )2+653,712=1252(N )




Lúc chưa đảo chiều khớp nối:

F A1=F r 0' =√954,222+304,582=1001,65(N )

FB1=F r 1' =√1291,282+653,712=1447,32(N )

=> Chọn chiều đảo khớp nối:

{Fr 0=F r 0' =1466,81(N )

F r 1=F r 1' =1252 ( N )

Xác định ổ lăn:

Fa 1=Fat=764,74 (N )

F r=max ( F r 0, F r 1 )=1466,81(N )

¿>Fat

F r

= 764,741466,81

=0,52>0,3

Vậy ta chọn loại ổ bi đỡ chặn.

Dựa vào ổ lăn: Ổ bị đỡ chặn và d10=d12=30 (mm)

=> Tra bảng phụ lục 2.12264

[1], Chọn ổ bi đỡ chặn với ký hiệu:

{Ký hiệu 46206

d=30 (mm )D=62 (mm )

b=T=17 (mm )r=2,0 (mm )r1=1,0 (mm )C=17,2 ( KN )

C0=12,2(KN )

Sơ đồ bố trí lực:

i . Fa

C0

= 764,7412,2.103 =0,06

Tra bảng B11.4216

[1] ta có: e=0,3.




Mà ta có:

F si=e . F ri

=>{F s 0=0,3. Fr 0=0,3.1466,81=440,04 (N)F s 1=0,3. F r 1=0,3.1252=375,6 ( N )

=>¿

=>{ Fa 0=440,04 (N )Fa 1=1204,78 (N )

Xác định X,Y

Fa0

V . F r 0

= 440,041.1466,81

=0,3=e

Tra bảng 11.4216

[ 1 ] , ta có:

{X=1Y =0

Q=( X .V . F r+Y . Fa ) . k t . kd

Vậy:

Q0= (1.1466,81+0.440,04 ) .1.1=1466,81(N )

Fa1

V . F r 1

=1204,781252

=0,94>e=0,3

{X=0,41Y =0,87

Q1=( X .V . F r 1+Y . Fa1 ) . k t . k d=(0,41.1252+0,87.1204,78 ) .1 .1

¿1561,48(N )

Ta thấy Q1>Q0 => Tính theo ổ 1, ổ 1 chịu lực lớn hơn:

Cd=Q 1. m√L

L : Tuổi thọ ( Triệu vòng quay)

L=60. n . 10−6=60.1460.10−6 . Lh=1182,6(Triệu vòng)

m : Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn: Ổ bi m=3

Vậy:

Cd=Q 1. m√L=1561,48. 3√1182,6=16512,61 ( N )< [ C ]=17,2 (KN )

Kiểm tra khả năng tải tỉnh của ổ:

Tra bảng B11.6221

[1] với ổ bi đỡ chặn 1 dãy: { X 0=0,5Y 0=0,37




Qt=X0 . Fr+Y o . Fa=0,5.1252+0,37.1204,78

¿1071,77 ( N )<C0=12,2(KN )

=>Thỏa mãn.




2. Trục II:

Chọn sơ bộ ổ bi chặn đỡ cỡ trung hẹp 46308: Tra bảng B2.12264

[1 ]:

{Ký hiệu ổ 46208

d=40 (mm )D=80 (mm )

b=T=18 (mm )r=2,0 (mm )r1=1,0 (mm )

C=28,9 (KN )C0=27,1 ( KN )

Kiểm nghiệm khả năng tải trọng ổ lăn:

F r 0=√4214,022+1962,742=4648,69 ( N )

F r 1=√1918,292+88,752=1920,34 (N )

i . Fa

C0

=1.764,7427,1.103 =0,028

Tra bảng B11.4215

[1] => e=0,34

F s=e . F r=¿ {F s 0=e . Fr 0=0,34.4648,69=1580,55(N )F s 1=e . F r 1=0,34.1920,34=652,92(N )

=> ¿

=>{∑ Fa 0=1580,55(N )

∑ Fa 1=815,81 ( N )

Xác định X,Y:

Fa0

V . F r 0

=1580,554648,69

=0,34=e=¿ {X=1Y =0

Q0= ( X .V . F r 0+Y Fa 0 ) . k t . k d=(1.1 .4648,69+0.1580,55 ) .1.1=4648,69 (N)

Fa1

V . F r 1

= 815,811.1920,34

=0,42>e=0,34




Tra bảng B11.4216

[1] => {X=0,41Y =0,87

Q1=( X .V . F r 1+Y . Fa1 )=(0,41.1.1920,34+0,87.815,81 )=1497,10(N )

Ta thấy Q0>Q1 => Tính theo ổ 0, ô 0 chịu lực tác dụng lớn hơn.

Cd=Q 1. m√L

Tra bảng 6.495

[1] , K HE=0,18, ta có:

LHE=K HE . Lh=0,18.13500=2430(Triệu vòng)

LE=60. n .10−6=60.365 .10−6 .2430=53,217(Triệu vòng)

Cd=Q 1. m√L=4648,69. 3√53,217=17485,60 ( N )<[ C ]=28,9(KN )

Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ:

Theo bảng B11.6221

[1] với ổ bi đỡ chặn 1 dãy ta có: { X 0=0,5Y 0=0,37

Qt=X0 . Fr+Y 0 . Fa=0,5.4648,69+0,37.1580,55

¿2909,15 ( N )<C0=27,1(KN )

=> Thỏa mãn.




E.TÍNH KẾT CẤU VỎ HỘP:

I. Vỏ hộp:

Tên gọi Biểu thức tính toánChiều dày: - Thân hộp δ

- Nắp hộp δ 1

δ=0,03 aw+3=0,03.105+3=6.15>6=¿ δ=7 (mm )δ 1=0.9δ=0.9 .7=6,3=¿δ1=6 (mm)

Gân tăng cứng:- Chiều dày e:- Chiều caoh:- Độ dốc:

e=(0,8 ÷ 1 ) δ=(0,8 ÷ 1 ) .7=(5,6 ÷ 7 )=¿ e=6 (mm )h=5δ=5.7=35 (mm)Lấy bằng2o

Đường kính:- Bu lông nền d1

- Bu lông cạnh ổ d2

- Bu lông ghép bích nắp và thân d3

- Vít ghép nắp ổ d4

- Vít ghép nắp cửa thăm d5

d1>0,04 aw+10=0,04.105+10=14,2=¿d1=16(mm)d2= (0,7 ÷0,8 ) d1=(0,7 ÷ 0,8 ) .16=(11,2÷ 12,8 )=12(mm)d3= (0,8÷ 0,9 )d2=(0,8 ÷ 0,9 ) .12=(9,6 ÷ 10,8 )=10(mm)d4=(0,6 ÷ 0,7 )d2= (0,6 ÷0,7 ) .12=(7,2÷ 8,4 )=8 (mm)d5=4 (mm)

Kích thước gối trục:

- Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D3 , D 2

D3 ≈ D+4,4 d4

D2 ≈ D+(1,6÷ 2)d 4

- Tâm lỗ bulông cạnh ổ:E2 và C(k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ)- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ K2

- Chiều cao h

Trục D(mm) D2(mm) D3(mm)I 62 75 90II 80 95 115

E2=1,6 d2=1,6.12=19,2 (mm )=¿ E2=19(mm)R2 ≈ 1,3. d2=1,3.12=15,6=¿R2=16(mm)

C=D3

2 phải đảm bảo k ≥ 1,2 d2=1,2.12=14,4

K2=E2+R2+ (3÷ 5 )=19+16+(3 ÷ 5 )=(38 ÷ 40 )=40 (mm)h-Xác định theo kết cấu phụ thuộc tâm lỗ bu lông và kích thước mặt tựa.

Mặt bích ghép nắp và thân:

- Chiều dày bích thân hộp S3

- Chiều dày bích nắp hộp S4

- Bề tộng bích nắp và thân K3

S3= (1,4 ÷1,8 ) d3=(14 ÷ 18 )=14 (mm)S4=(0,9 ÷ 1 ) S3=(12,6 ÷14 )=13 (mm)K3 ≈ K2−(3 ÷ 5 ) mm=40−(3 ÷ 5 )= (35 ÷ 37 )=35(mm)




Mặt đế hộp:- Chiều dày khi không có phần lồi S1

- Bề rộng mặt đế hộp K1 và q

S1 ≈ (1,3÷ 1,5 ) d1=(1,3 ÷ 1,5 ) 16= (20,8 ÷ 24 )=22(mm)K1=3d1=3.16=48(mm) q ≥ K1+2 δ=48+2.7=62=¿q=60 (mm )

Khe hở giữa các chi tiết:- Giữa bánh răng và thành trong hộp- Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp- Giữa các mặt bên các bánh răng với nhau

Δ≥ (1 ÷1,2 )δ=(1 ÷ 1,2 ) .7=(7 ÷ 8,4 )=¿ Δ=8(mm)Δ1≥ (3÷5 ) δ= (3 ÷ 5 ) .7=(21÷ 35 )=¿ Δ1=30(mm)Δ2≥ δ=7=¿ Δ2=8(mm)

Số lượng bu lông nền Z:L,B Chiều dài và rộng của hộp.

Z= L+B200 ÷ 300

=600+200200

=4

Chọn Z=4;{L=600(mm)B=200(mm)

II. Các chi tiết có liên quan:

1. Nút thông hơi: Tra bảng 18−6

93[2]

A B C D E G H I K L M N O P Q R SM27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32


C

A

B

A1

K

3



2. Cửa thăm: Tra bảng B18−5

93[2] và điều chỉnh giảm một nửa kích thước.

A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng50 37,5 75 50 62,5 - 43,5 6 M4x22 4

3. Vòng móc:

S= (2÷ 3 ) δ=(2÷3 ) .7=(14 ÷ 21 )=14 (mm )

d= (3÷ 4 ) δ=(3 ÷ 4 ) .7=(21 ÷28 )=22(mm)


28

159

25,4

M16

22

30

30

18 12

6

6 12



4. Nút tháo dầu: Tra bảng B18−7

93[ 2 ]

d b m f L c q D S D0

M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4

Chốt định vị: Chốt hình trụ, hình dạng và kích thước trong bảng B(18−4 a )

90[2]:

d=5; c=0,8 ; l=10 ÷ 100

5. Que thăm dầu:

Chiều cao mức dầu trong hộp giảm tốc được kiểm tra bằng thiết bị thăm dầu. Chọn kết

cầu như hình:




6. Dung sai trên trục I và II:

Vị trí lắp Kiểu lắp

Dung sai

ES(μm) EI (μm) es (μm) ei(μm)

Trục I

Trục I và khớp nối Ø 25H 7k 6

+21 0 +15 +2

Trục I và ổ lăn Ø 30 k 6 - - +15 +2

Vỏ và ổ lăn Ø 62 H 7 +30 0 - -

Then và khớp nối 8N 9h 9

0 -36 0 -36

Trục II

Trục II và đĩa xích Ø 35H 7k 6

+25 0 +18 +2

Trục II và ổ lăn Ø 40 k 6 - - +18 +2

Trục II và bánh răng Ø 45H 7k 6

+25 0 +18 +2

Vỏ và ổ lăn Ø 90 H 7 +35 0 - -

Then và bánh răng 14N 9h 9

0 -43 0 -43

Then và đĩa xích 10N 9h 9

0 -36 0 -36




7. Bôi trơn hộp giảm tốc:

Để giảm công suất mất mát vì ma sát, giảm mài mòn bánh răng, ta cần bôi trơn liên tục

các bộ truyền trong hộp giảm tốc:

a. Phương pháp bôi trơn:

v=π . dw 2. n2

60000=

( π .168 .365 )60000

=3,21(m /s)

v<12(m /s) => Chọn phương pháp bôi trơn dầu.

v nhỏ, lấy chiều sâu ngâm dầu ¿16

bán kính bánh răng:

h=16

.d2

2=168

6.2=14 (mm)

b. Dầu bôi trơn:

v=3,21(m /s ) => vật liệu làm bánh răng là thép δ b=600 (MPa) , tra bảng B18.11100

[2] => có

độ nhớt của dầu ở 50o C là 8011

=> loại dầu cần dùng là dầu AK-15.

c. Bôi trơn ổ lăn:

Dựa vào nhiệt độ làm việc và số vòng quay ổ v=3,21<(4÷ 5)(m /s) => chọn phương pháp

bôi trơn mỡ.

Tra bảng B15.15 a

45[2] với ổ bi đỡ chặn 1 dãy, nhiệt độ làm việc t lv

o =60÷ 100oC chọn mỡ

bôi trơn là LGMT2 thích hợp ổ cỡ nhỏ và trung bình. Mỡ cho vào chưa 2/3 khoảng trống bộ

phận ổ.


1.Thuyetminh

Documents

Transcript of 1.Thuyetminh