đồ áN chi tiết máy truc vit banh vit

Đê tai: Thiêt kê hôp giam tôc hai câp GVHD: Nguyên Tuân Linh

MỤC LỤC

BẢN THUYẾT MINH GỒM NHỮNG PHẦN CHÍNH SAU

PHẦN 1: Tính chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền……...………………..

1. Chọn động cơ.……………………………………………………..2. Phân phối tỉ số truyền và mômen xoắn trên các trục..………....….3. Tính các thông số trên các trục…………………………….....…....

PHẦN 2: Tính toán bộ truyền ngoài……..……………………………….…...

1. Chọn loại xích……………………………………………………… 2. Tính các thông số của bộ truyền xích…………………………

3. Kiểm nghiệm xích về độ bền……………………….……………… 4. Kích thước đĩa xích……………..………….………………………

5. Bảng các thông số của bộ truyền xích…………………………….PHẦN 3: Tính bộ truyền bánh răng………...…………………………..……

1. Tính toán bộ truyền cấp nhanh bánh răng trụ răng thẳng…….….. 2. Chọn vật liệu……………………………………………..… 3. Xác định ứng suất cho phép……………………………….……..

6. Tính các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng……….7. Kiểm nghiệm răng……………………………….……………….8. Bảng các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng.……..9. Tính toán bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng nghiêng….…..

10. Chọn vật liệu……………………………………………..………11. Xác định ứng suất cho phép……………………………….……..12. Tính các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng…...

13. Kiểm nghiệm răng……………………………….……………….14. Bảng các thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.…..

PHẦN 4: Tính toán thiết kế trục……………………………………………..1. Tính các thông số ban đâu của trục………………………….......2. Tính đương kính các đoạn trục…………………………………..

- Trục 1……………………………………………………………- Trục 2……………………………………………………………- Trục 3…………………………………...……………………….

3. Kiểm nghiệm trục về độ bền moi………………………………..4. Tính và kiểm nghiệm then……………………………………….

PHẦN 5: Tính chọn ổ đỡ…………………………………………………….1. Chọn ổ đỡ cho trục 1……………………………………………..

SV thực hiện: Phạm Hữu Luyện Lớp: ĐHCNKT CK1_ K5 1


2. Chọn ổ đỡ cho trục 2……………………………………………..3. Chọn ổ đỡ cho trục 3……………………………………………..

PHẦN 6: Thiết kế vo hộp giảm tốc ,bôi trơn và ăn khớp……………………1. Thiết kế vo hộp………………………………………………

2. Bôi trơn trong hộp giảm tốc……………………………………..3. Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp……………….4. Thiết kế các kết cấu khác………………………………………..5. Bảng thông kê các kiểu lắp và dung sai…………………………



PHẦN I

TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN VÀ MÔ MENXOẮN TRÊN CÁC TRỤC.

1.1.Chọn đông cơ.

Công suất cân thiết:- Công suất làm việc trên trục máy công tác:

Plv = F.V/1000Với F:Là lực kéo băng tải. V:Là vận tốc băng tải.

Thay số ta có: => Plv = 13000.0,32/1000 = 4,16 ( KW)

Do tải trọng thay đổi nhiều mức nên ta chọn động cơ theo công suất tương đương.

Ptd = Plv.β ( β >1)

Với β = √( TiT 1 )2

.t itck

Thay số ta có: β = √12 .3,28

+(0,682 ). 4,68

= 0,816



Vậy công suất tính toán trên trục máy công tác là:

Pt = Ptd = Plv.β thay số ta có: Ptd = 4,16.0,816 = 3,4 (KW)

- Hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động là:

Ta gọi ɳɳηht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống và được xác định theo công thức:

ht = k. ot. ol3.. x. brt

2

Tra bảng 2.3 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có:

+ k là hiệu suất của khớp nối với: k = 0,99.

+ ot là hiệu suất của 1 cặp ổ trượt: ot = 0,96.

+ ol là hiệu suất của 1 cặp ổ lăn: ol = 0,99.

+ x là hiệu suất của bộ truyền xích: x = 0,98.

+ brt là hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ: brt = 0,97.

Thay số vào ta có: ht = 0,99.0,96.0,993.0,98.0,972 = 0,886

- Vậy công suất cần thiết trên trục động cơ:

Pct = Pt/ ht thay số ta có: Pct = 3,4/0,886 = 3,84 (kW).

- Số vòng quay đồng bộ của động cơ:

+ Số vòng quay trên trục máy công tác: nlv = 60000.V/(Z.t)

Với V: là vận tốc của băng tải (m/s)

Z: Số răng đĩa xích tải

t: Bước xích của xích tải (mm)



Thay số vào ta có: nlv = 60000.0,3231.25,4 = 24,4 (v/p)

- Ta đi chọn sơ bộ tỉ số truyền chung cho toàn hệ dẫn động:

Ut = Ux.Ubrt

Ta chọn sơ bộ các tỉ số truyền như sau.

+ Tỉ số truyền của bộ truyền xích: Ux = 3

+ Tỉ số truyền của hộp với hộp giảm tốc bánh răng: Ubrt = 20

Vậy tỉ số truyền của toàn hệ dẫn động là: Ut = 3.20 = 60

- Số vòng quay trên trục của động cơ: nsb = nlv.Ut

Thay số vào ta có: nsb = 60.24,4 = 1464 (v/p)

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ : nđb = 1500 ( v/p)

Để chọn động cơ ta dựa vào bảng P1.3 phụ lục SGKTTTKHDĐCKtập1

Ta sử dụng loại động cơ 4A112M4Y3 có các thông số kĩ thuật như sau:

Bảng thông số kĩ thuật của động cơ

Kiểu động cơ

Công suất (kw)

Vận tốc quay(v/p)

cosφ % Tmax

T dn

T k

Tdn

4A112M4Y3 5,5 1425 0,85 85,5 2,2 2,0

Để đảm bảo cho động cơ làm việc được ổn định ta cân đi kiểm nghiệm lại các điều kiện của động cơ khi làm việc

+ndc = 1425(v/p) nsb = 1464 (v/p)



+Pdc Pct = 3,84 KWđồng thời mômen mở máy phải thoả mãn điều kiện:

Tmm/T ≤ TK/Tdn

Như vậy động cơ đã chọn phù hợp với yêu câu đặt ra.

1.2: Phân phôi tỉ sô truyên va mômen xoắn trên các trục- Ta đi tính lại tỉ số truyền chung cho toàn hệ dẫn động:Với: Ut = ndc/nlv thay số ta có: Ut = 1425/24,4 = 58,4Ta đi phân phối lại tỉ số truyền như sau: chọn Ubrt = 20 Trong đó: +Tỉ số truyền cấp nhanh là: Ucn = 5,69 +Tỉ số truyền cấp chậm là: Ucc = 3,51Ta có Ux = Ut/Ubrt = 58,4/20 = 2,92

1.3: Tính các thông sô trên các trục: -Tính toán toán tốc độ quay trên các trục :

+Trục động cơ : ndc = 1425 (v/p)+Trục số 1: n І = ndc/Uk thay số ta có: n І = 1425/1 = 1425 (v/p)+Trục số 2:n ІІ = nІ/Ucn thay số vào ta có: n ІІ= 1425/5,69= 250 (v/p)+Trục số 3: n ІІІ= n ІІ/Ucc thay số vào ta có: n ІІІ = 250/3,51 = 71 (v/p)+Trục số 4: n ІV= n ІІI/Ux thay số vào ta có:n ІV = 71/2,92 = 24,3(v/p)

- Tính công suất trên các trục:P IV=¿ Plv= 4,16 kw

P ІІІ = P ІV

k .ol = 4,2 kw

P ІІ=¿ PІІІ

ol .brt = 4,4 kw

P І= P ІІ

ol brt = 4,6 kw

Pdc=¿ P І

k = 4,65 kw

- Tính mômen xoắn trên các trục:+Tdc = 9,55.106.Pct/ndc = 9,55.106.4,65/1425 = 31163 (N.mm)+T І = 9,55.106.P І/n І = 9,55.106.4,6/1425 = 308288 (N.mm)+T ІІ = 9,55.106.P ІІ/n ІІ = 9,55.106.4,4/250 = 168080 (N.mm)+T ІІІ = 9,55.106.PІІІ/nІІІ = 9,55.106.4,2/71 = 564930 (N.mm)+T IV = 9,55.106.PIV/nІV = 9,55.106.4,16/24,3 = 1634897(N.mm)



Thông sốTrục

Tỉ số truyềnTốc độ quay(v/p)

Công suất(kw)

Mômen xoắn (N.mm)

Trục động cơ

20

1425 4,65 31163

Trục số 1 1425 4,6 30828

Trục số 2 250 4,4 168080

Trục số 31,945

71 4,2 564930

Trục số 4 24,3 4,16 1634897

PHẦN ІІ: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI

2.1: Các sô liệu ban đầu+ Công suất: PІІI = 4,2 kw + Số vòng quay của trục dẫn: nІІI = 71 v/p+Tỉ số truyền: Ux = 2,92+ Góc nghiêng nối tâm bộ truyền ngoài: 90o

2.2:Thiêt kê bô truyên xích2.2.1:Chọn loại xích

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên ta chọn loại xích ống con lăn.

2.2.2: Xác định các thông sô của xích va bô truyên- Chọn số răng của đĩa xích dẫn theo công thức:

z1 = 29 – 2 u = 29 – 2 2,92 = 23,16 răng

Chọn z1 = 23 răng

- Tính số răng đĩa xích lớn theo công thức:

z2 = u z1 = 2,92 23 = 67,16 răng

Lấy z2 = 67 răng

Ta có tỉ số truyền thực tế là Ux = z2

z1 = 67

23 = 2,91



- Xác định các hệ số điều kiện sử dụng xích K theo công thức :

K = Kd Ka Ko Kdc Kb Klv = 1 1 1,25 1 1,3 1,45 = 2,36

Trong đó:

Kd = 1 (bộ truyền làm việc êm)

Ka = 1 (a = (3050)p)

Ko = 1,25 (đường nối hai tâm đĩa xích hợp với đường nằm ngang một góc lớn hơn 60o)

Kdc = 1 (trục điều chỉnh được)

Kb =1,3 (bôi trơn đạt yêu cầu trong môi trường có bụi)

Klv = 1,45 (làm việc 3 ca)

Hệ số Kn = n01 / nIII = 200 /71 = 2,8

Hệ số Kz = z01 / z1 = 25 / 25 = 1

Chọn xích một dãy, Kx = 1.

Công suất tính toán :

Pt = K× KZ×Kn×P III

K x =

2,36×1×2,8×4,21 = 27,75 kw

Theo bảng 5.5 SGKTTTKHDĐCK tập 1 theo cột n01 = 200 (vg/ph) ta chọn bước xích

p = 38,1 mm.

Theo bảng 5.8 SGKTTTKHDĐCK tập 1 số vòng quay tới hạn tương ứng bước xích 38,1 mm là nth = 500 vg/ph, nên điều kiện n < nth được thỏa mãn.

- Vận tốc trung bình của xích:



V = π ×d×n60000 = n×z× p60000 = 71×23×38,1

60000 = 1,13 m/s

- Lực vòng có ích:

Ft = 1000× P

v = 1000×4,21,13 = 3717 N

-Kiểm nghiệm bước xích p

Theo bảng 5.8 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có p < pmax

- Chọn khoảng cách trục sơ bộ

a = (30 50) p = 40 38,1 = 1524 mm.

- Số mắt xích X

X = 2×apc

+z1+z2

2+( z2−z1

2π )2

×Pa

= 2×152438,1

+23+672 +(67−23

2π )2

×38,11524 = 126

Chọn X = 126 mắt xích.

- Chiều dài xích L = p X = 126.38,1= 4801 mm.

- Tính chính xác khoảng cách trục

a = 0,25.p.[X− z1+ z2

2+√(X−

z1+z2

2 )2

−8×( z2−z1

2 π )2]

= 0,25.38,1.[126−23+67

2+√(126−

23+672 )

2

−8×( 67−232π )

2]

= 1521,7 mm

Ta chọn a = 1517 mm ( giảm khoảng cách trục (0,0020,004).a )

- Số lần va đập xích trong 1 giây:



i = z1×n1

15× X = 23×71

15×126 = 0,86 ≤ [i] = 20

Theo bảng 5.9 SGKTTTKHDĐCK tập 1 với bước xích p = 38,1 mm,

ta chọn [i] = 20.

2.2.3: Tính kiểm nghiệm xích về độ bền.

- Kiểm tra xích theo hệ số an toàn

+ Tải trọng phá hủy Q tra theo bảng 5.2 SGKTTTKHDĐCK tập 1 với

bước xích p = 38,1 mm thì Q = 127 kN

khối lượng một mét xích q = 5,5 kg/m

+ Lực trên nhánh căng F1 Ft = 3717 N

+ Lực căng do lực ly tâm gây nên

Fv = q v2 = 5,5.1,132 = 7 N

+ Lực căng ban đầu của xích Fo

Fo = Kf a q g = 4 1,522 5,5 9,81 = 328,5 N

s = 31,34 > [s] = (7,3 7,6)

Vậy bộ truyền xích đảm bảo đủ bền

- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức:

σH = 0,47.√ kr×(Ft×Kd+Fvd)×EA ×k d

= 0,47.√ 0,48×(3717×1+5,1)×2,1. 105

395×1

= 458 Mpa



Trong đó:

+[σh] là ứng suất tiếp xúc cho phép

+ kr = 0,48 là hệ số ảnh hưởng đến số răng đĩa xích

+ Kd = 1 là hệ số tải trọng động

+ kd = 1 là hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy

+ Fvd là lực va đập trên m dãy xích

Fvd = 13.10-7n1.p3.m

=13.10-7.71.38,13.1 = 5,1 N

+ E = 2,1.105 là môđun đàn hồi

+ Ft = 3717 N

+ A: là diện tích chiếu của bản lề

tra theo bảng 5.12 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có A = 395 mm2

Vậy dùng thép 45 tôi độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép

[σH] = 600Mpa, đảm bảo được độ bền cho răng đĩa 1.

Tương tự với răng đĩa 2 cũng tương tự: σH2 ≤ [σH] (với cùng vật liệu và nhiệt luyện)

2.2.4: Bán kính đáy

r=0,5025d1' +0,05

với d1' tra theo bảng 5.2 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta được:d1

'=22,23 (mm)

=> r=0,5025.22,23+0,05=11,22 (mm )



2.2.5: Kích thước đĩa xích

d1 = p× z1

π = 38,1×23

π = 279 mm

d2 = pc×z2

π = 38,1×67

π = 813 mm

- Đường kính đỉnh răng:

da1 = d1 + 0,7.p = 305,67 mm

da2 = d2 + 0,7.p = 839,67 mm

- Đường kính chân răng:

d f 1=d1−2 r=279−2.11,22=256,56(mm)

d f 2=d2−2 r=813−2.11,22=790,56 (mm)

2.2.6: Lực tác dụng lên trục Fr = Kx Ft = 1,05 3717 = 3903 N

Trong đó Kx = 1,05 do bộ truyền nghiêng một góc lớn hơn 40o

2.2.7:Các thông sô của bô truyên xích

Thông số Kí hiệu Giá trị1. Loại xích ------- Xích ống con lăn2. Bước xích p 38,1 (mm)3. Số mắt xích x 1264. Chiều dài xích L 4801 (mm)5. Khoảng cách trục a 1517 (mm)6. Số răng đĩa xích nho Z1 237. Số răng đĩa xích lớn Z2 678. Vật liệu đĩa xích ---- Thép 45(Tôi,ram)9. Đương kính vòng chia đĩa xích

nhod1 279 (mm)



10.Đương kính vòng chia đĩa xích lớn

d2 813 (mm)

11.Đương kính vòng đỉnh đĩa xích nho

da1 305,67(mm)

12.Đương kính vòng đỉnh đĩa xích lớn

da2

839,67(mm)13.Bán kính đáy r 11,22(mm)14.Đương kính chân răng đĩa xích

nho d f 1 256,65(mm)

15.Đương kính chân răng đĩa xích lớn

d f 2 790,56(mm)

16.Lực tác dụng lên trục F r 3903(N)17.Xích một dãy Kx 1,05

PHẦN ІІІ. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

3.1: Tính toán bô truyên câp nhanh bánh răng trụ răng thẳng3.1.1: Các sô liệu ban đầu

- Công suất N = 4,6 (kw)

- Tỉ số truyền u = 5,69

- Tốc đ quay của bánh chủ đ ng nô ô 1 = 1425 (vg/ph)

- Thời gian làm vi c lê h = 16000(giờ)

Tmm = 1,4T1

T2 = 0,68T1



t1 = 3,2 (giờ)

t2 = 4,6 (giờ)

tck = 8 (giờ)

3.1.2:Thiêt kê bô truyên bánh răng trụ răng thẳng

3.1.2.1: Chọn vật liệu chê tạo.Đối với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp chịu công suất không lớn lắm(Pđm = 7,5kw) ta nên sử dụng vật liệu loại nhóm I là loại vật liệu có độ rắn

HB 350, bánh răng được thương hoá hoặc tôi cải thiện, nhơ có độ rắn thấpNên có thể cắt răng một cách chính xác sau khi nhiệt luyện đồng thơi bộ truyền có khả năng chạy mòn ,hơn nữa để tăng khả năng chạy mòn của răng,Ta nên nhệt luyện bánh răng lớn có độ rắn thấp hơn bánh răng nho từ 10

– 15 đơn vị tức H1 H2 + (10….15)HB.Ta tra bảng 6.1 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta chọn- Vật liêụ chế tạo bánh răng nho là:

+Thép C45 tôi cải thiện;+Độ rắn:HB = (241….285);+Giới hạn bền: σ b1 = 850MPa;

+Giới hạn chảy:σ ch1 = 580MPa;Chọn độ rắn của bánh nho là: HB1 = 250.- Vật liệu chế tạo bánh răng lớn là:

+Thép C45 tôi cải thiện;+Độ rắn HB = (192….240);

+Giới hạn bền σ b2 = 750MPa;+Giới hạn chảy σ ch2= 450MPa;

Chọn độ rắn của bánh lớn:HB2 = 240.3.1.2.2: Xác định ứng suât cho phép- Ưng suất tiếp xúc cho phép [σ H ¿ và ứng suất uốn cho phép[σ¿¿ F ]¿ đựoc xác định theo công thức sau:

+ [σ H] = σ Hlimo

sH.ZR.ZV.KXH.KHL



+ [σ H] = σ Flimo

SF .YR.YS.KXF.KFC.KFL

Trong đó: ZR : hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám của mặt răng làm việc; ZV : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng; KXH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng; YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng; YS : hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất; KXF : hệ số xét đến kích thước răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;

Trong thiết kế sơ bộ ta lấy: ZR.ZV.KXH = 1 và YR.YS.KXF = 1Do đó các công thức trên lân lượt trở thành:

¿¿] = σ Hlimo

SH KHL (1-a)

[σ¿¿ F ]¿ = σ Flimo

sF KFL.KF (2-a)

Trong đó :σ Hlim0 ;σ Flim

0 . lân lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6.12SGKTTTKHĐCK tập 1 với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180….350)

Ta có: σoHlim = 2HB + 70 ; SH = 1,1;

σoFlim = 1,8HB ; SF = 1,75;

với SH,SF là hệ số an toàn khi tính về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn;Thay các kết qua trên vào công thức ta có:

σoHlim1 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa;

σoHlim2 = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 MPa;

σoFlim1 = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 Mpa;

σoFlim2 = 1,8HB2 = 1,8.240 = 432 Mpa;

+KFC :là hệ số ảnh hưởng đến đặt tải KFC = 1 (khi đặt tải một phía và bộ truyền quay một chiều);+KHL, KFL : là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thơi gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền và được xác định theo công thức:

KHL = mH√ N HO

NHE

(1-1)



KFL = mF√ N FO

N FE

(1-2)

Trong đó: mH, mF là bậc của đương cong moi khi thử về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn;

mH = mF = 6 khi độ rắn của mặt răng HB 350;NHO – là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền tiếp xúcVới: NHO = 30H HB

2,4 (1-3)Do đó:

+NHO1 = 30.2502,4 = 17067789

+NHO2 = 30.2402,4 = 15474913+NFO - là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền uốn: NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép.+NHE, NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc.

Với +NHE = 60.C.∑(Mi/Mmax)3.ni.ti (1-1a) +NFE = 60.C.∑(Mi/Mmax¿m F.ni.ti (1-2a)

Trong đó: C : là số lân ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng; ni :là số vòng quay của bánh răng trong một phút; Mi :mô men xoắn ở chế độ thứ I; Mmax : mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét; ti : là tổng số giơ làm việc của bánh răng;Ta có: Với bánh răng nho (bánh răng số 1); C = 1 ; nI = 1425 (v/p); Với bánh răng lớn (bánh răng số 2); C = 1 ; nII = 250 (v/p);

Thay số vào ta có:

+NHE1 = 60.1.1425.16000. (1 )3 .3,2+(0,68)3 .4,6

8 = 794,5.106

+NHE2 = 60.1.250.16000.(1 )3 .3,2+(0,68).3 4,6

8 = 139,4.106

+NFE1 = 60.1.1425.16000.(1 )6 .3,2+(0,68)6 .4,6

8 = 625.106



+NFE2 = 60.1.250.16000. (1 )6 .3,2+(0,68)6 .4,68

= 109,6.106

Xét do NHE1 > NHO1, NHE2 > NHO2 => KHL1 = 1 ; KHL2 = 1

Tương tự ta có: NFE1 > NFO , NFE2 > NFO => KFL1 = 1 , KFL2 = 1;Ta thay các giá trị trên vào các công thức (1-a) và (2-a)

Ta có: [σH]1 = 570.1

1,1 = 518 Mpa;

[σH]2 = 550.1

1,1 = 500 Mpa;

[σF]1 = 450.1,1

1,75 = 257,14 Mpa;

[σF]2 = 432.1,1

1,75 = 246,86 Mpa;

Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, thì ứng suất tiếp xúc cho phép là giá

trị nho hơn trong hai giá trị tính toán [σH]1 và [σH]2.

Vậy ta chọn [σH] = 500 MPa.+ Ưng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức các công thức sau:

[σH]max = 2,8σch

[σF]max = 0,8σch

Vậy => [σH1]max = 2,8.580 = 1624MPa;

[σH2]max = 2,8.450 = 1260MPa;

[σF1]max = 0,8.580 = 464MPa;

[σF2]max = 0,8.450 = 360MPa;3.1.2.3:Tính toán các thông sô của bô truyên bánh răng trụ răng thẳng.

a: Tính sơ b đương kính vong lănô

Theo công thức:

dw1 = 77.\f(,ψd.[σH]2.u

Trong đó:

+ T1: Là mômen xoắn trên bánh dẫn 1: T1 = 30828 N.mm

+ KHα: Là h số phân bố không đều tải trọng giưa các răngê



Ta chọn KHα = 1

+ ψd = \f(bw,dw1 chọn theo ψa = \f(bw,aw = 0,3

Ψd = 0,53.ψa.(u+1) = 0,53.0,3.(5,69+1) = 1,06

+ Theo trị số Ψd và bảng 6.7SGKTTTKHĐCK tập 1 ta tim được

KHβ = 1,15 (sơ đồ 3)

+Ưng suất tiếp xúc cho phép [σH] = 500 MPa.+ KHv: Là h số tải trọng đ ngê ô

Vì tính sơ b nên lấy Kô Hv = 1,2

V y dâ w1 = 77.3√30828 .1 ,15. 1 .1,2(5 ,69+1 )

1 ,06 .(500 )2. 5 ,69 = 44,17

Lấy dw1 = 44 mm

b: Tính khoảng cách truc aw sơ bô

aw = \f(,2 = 44 .(5 ,69+1)

2 = 147

Lấy aw = 147 mm

Môđun pháp: m = (0,01÷0,02).aw = 1,2÷2,4 mm

Theo bảng 6.8 SGKTTTKHĐCK tập 1 Chọn m = 2 mm

c: Tính số răng của môi bánh

Số răng bánh nhỏ Z1 = \f(dw1,m = 442 = 22

Lấy Z1 = 22 răng

Z2 = u.Z1 = 5,69.22 = 125,18 răng

Lấy Z2 = 125 răng

d: Các kích thươc của các bánh răng



- Các đường kính vòng chia (b truyền không dịch chỉnh)ô

d1 = m.Z1 = 2.22 = 44 mm

d2 = m.Z2 = 2.125 = 250 mm

- Chiều r ng vành răng:ô

bw = ψd.dw1 = 1,06.44 = 46,7 mm

Lấy bw = 47 mm

Khoảng cách trục aw = 147 mm

3.1.2.4: Kiểm nghiệm răng vê đô bên tiêp xúc- Ưng suất tiếp xúc trên bề mặt răng phải thoả mãn điều kiện:

σH = ZM.ZH.Zε.√ 2.T 1. K H .(U+1)bw . dw 1

2 .U

Trong đó:+ZM – là hệ số xét đến sự ảnh hưởng cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Theo bảng 6.5 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có:ZM = 274MPa1/3

+ZH - hệ số kể đến ảnh hưởng hình dạng của bề mặt tiếp xúc ZH = \f(2,

Ta có: tanαw = tanα

Lấy α = 20°

=> αw = 20°

V y Zâ H = 1,76

+Zε hệ số kể đến sự trùng khớp của răngVới bánh răng trụ răng thẳng ta có:

Zε = √ 4−εα3

Trong đó:+ εα là hệ số trùng khớp ngang Ta có thể tính εα theo bảng 6.11 SGKTTTKHDĐCK tập 1 với công thức

εα = [Z1tgαa1±Z2tgαa2 ± (Z2±Z1)tgαtw/(2π ¿



Hoặc theo công thức: εα = [1,88 – 3,2( 1Z1

+1Z2

)]cos β

Thay số vào ta có: εα = [1,88 – 3,2( 122

+ 1125 )]cos 0 (với β = 0);=> εα = 1,7

Thay số vào công thức Zε = √ 4−1,73

= 0,87

+KH là hệ số tải trọng khi tiếp xúc; KH = KHβ.KHα.KHv

Trong đó:+KHβ là hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Theo bảng 6.7 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có KHβ = 1,15 như đã chọn+KHα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thơi ăn khớp. Với bánh răng trụ răng thẳng KHα = 1.+KHv là hệ số kể đến sự xuất hiện của tải trọng động trong vùng ăn khớp, tính theo công thức sau:

KHv = 1 + V H . dw 1 . bw

2T 1 . K Hα . KHβ (1-1)

-Với VH = δH.go.V.√ aw 1

U (1-2)

Trong đó:+ V là vận tốc vòng của bánh răng trụ nho và được tính theo CT:

V = π .dw 1 .n І

60. 103 thay số vào ta có: V = 3,14.44 .1425

60.103 = 3,3(m/s)

Tra bảng 6.13 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn cấp chính xác bằng 8;

+ δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.Theo bảng 6.15 SGKTTTKHDĐCK tập 1 do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên ta chọn δH = 0,006;

+go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng Theo bảng 6.16 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn go = 56; +dw1 – đương kính vòng lăn bánh răng nho dw1 = 44 (mm) Thay số vào công thức (1-2) ta có:



VH = 0,006.56.3,3.√ 1475,69

= 5,6 (m/s)

+T1 là mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động với

T1 = 30828(N.mm)

+bw là chiều rộng vành răng bw = 47 mmVậy ta thay các giá trị vừa xác định được vào công thức (1-1) ta có:

KHv = 1 + 5,6.44 .47

2.30828.1,15 .1 = 1,16

Ta đem thay các giá trị trên vào công thức: KH = KHα.KHβKHv => KH = 1,15.1.1,16 = 1,334

Theo như các số liệu ở trên đã xác định thì trị số của ứng suất tiếp xúc cho phép

[σH] = 500 MPa;Ta đi thay các giá trị vừa tính được vào công thức:

+σH = ZM.ZH.Zε.√ 2.T 1. K H .(U+1)bw . dw 1

2 .U

= 274.1,76.0,87.√ 2.30828 .1,334 .(5,69+1)47.¿¿

¿ = 432,5 MPa;

Ta đi tính lại một cách chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức:

[σH] = [σH].ZV.ZR.KXH ta chọn [σH] = [σH1] = 500 MPa;+ZV là hệ số kể đến sự ảnh hưởng của vận tốc vòng do V = 3,3 (m/s) < 5 nên

=> ZV = 1

+ZR là hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám mặt răng làm việc với Ra = (1,25….0,63) có ZR = 1;+KXH là hệ số kể đến ảnh hưởng kích bánh răng với kích thước vòng đỉnh răng da < 700(mm) ta có KXH = 1.

Vậy => σH = 500.1.1.1 = 500MPa mà σH =432,5 Mpa < [σH] = 500MPaVậy bộ truyền thoả mãn yêu câu về độ bền moi khi tiếp xúc

3.1.2.5: Kiểm nghiệm vê đô bên uôn



Hai điều kiện đưa ra với bộ truyền bánh răng trụ đó là

+ σF1 = 2T 1 . K F .Y εԐ . Y β .Y F1

bw .m.dw 1 ≤ [σF1] (1)

+ σF2 = σ F1 .Y F2

Y F1 ≤ [σF2] (2)

-Trong đó +T1 là mô men xoắn trên bánh chủ động. T1 = 30828 (N.mm) +m là mô đun Với m = 2 +bw chiều rộng vành răng, bw = 47 (mm) +dw1 đương kính vòng lăn của bánh răng chủ động dw1 = 44(mm) +Yβ hệ số kể đến độ nghiêng của răng. Với bánh răng trụ răng thẳng, β = 0,Yβ = 1. +YF1, YF2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 được tính theo công thức sau:

- ZVn1 = Z1

cos3 β

- ZVn2 = Z2

cos3 β

Ta thay số vào 2 công thức trên ta có:ZVn1 = 22ZVn2 = 125Tra bảng 6.18 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn bánh răng không dịch chỉnh ta có YF1 = 3,9 và YF2 = 3,6;

+ Yε = 1εα

hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với εα là hệ số trùng

khớp ngangTa có: εα = 1,736

=> Yε = 1

1,736 = 0,58

+ KF hệ số tải trọng khi tính về uốn; Với KF = KFβ.KFα.KFv

Trong đó:+KFβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng tra bảng 6.7 SGKTTTKHDĐCK tập 1 có KFβ = 1,32.



+KFα là hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thơi ăn khớp,với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng KFα = 1.+KFv hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,tính theo công thức

KFv = 1 + V F .bw .d w1

2.T 1 . K Fβ .K Fα

Với VF = δF.go.V.√ awU Trong đó:

+δF hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp Tra bảng 6.15 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn δF = 0,016.+go hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước răngTra bảng 6.16 SGKTTTKHDĐCK tập 1 với cấp chính xác bằng 8 ứng với môđun bánh răng = 2(mm) ta chọn go = 56.

+V là vận tốc vòng như đã tính về độ bền tiếp xúc V = 3,3 (m/s) + Khoảng cách trục aw = 147 mm +dw1 đương kính vòng lăn của bánh răng nho. dw1 = 44 (mm) +U là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ,U= 5,69. +bw là chiều rộng vành răng, bw = 47 (mm) +T1 là mô men xoắn trên trục của bánh chủ động,T1= 30828 (N.mm)

Vậy => VF = 0,016.56.3,3.√ 1475,69

= 15

Thay các kết quả đã tính được vào công thức ta suy ra:

KFv = 1 + 15.47 .44

2.30828.1,32 .1 = 1,38

mà KF = KFβ.KFα.KFv vậy thay số ta có: KF = 1,32.1.1,38 = 1,8Kết hợp tất cả các kết quả trên thay vào công thức (1)và(2) ta có :

σF1 = 2.30828.1,8 .0,58 .1 .3,9

47.2 .44 = 60,7 MPa

σF2 = 60,7.3,6

3,9 = 56 MPa

So sánh với các giá trị đã tính được ở trên ta có:

[σF1] = 257,43 MPa. với σF1 = 60,7 MPa.

[σF2] = 246,857 MPa. Với σF2 = 56 MPa.



Ta thấy rằng +σF1 = 60,7 MPa < [σF1] = 257,43 MPa.

+σF2 = 56 MPa < [σF2] = 246,857 MPa. Như vậy điều kiện moi về uốn được đảm bảo

3.1.2.6: Kiểm nghiệm răng vê quá taiLý do khiến chúng ta phải đi kiểm nghiệm răng về độ bền khi quá tải đó là khi( mở máy hoặc hãm máy ) tải trọng thay đổi đột ngột khiến ứng suất sinh ra , tại bề mặt răng quá lớn có thể gây ra một số hư hong như gãy răng.

Ta đi kiểm nghiệm răng theo công thức :

Kqt = Tmax

T =

Tmm

T 1 = 1,4.

Trong đó: +T là mô men xoắn danh nghĩa +Tmax là mô men quá tảiĐể tránh biến dạng dư hoặc gây dòn lớp bề mặt, thì ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép + σHmax = σH.√Kqt ≤ [σH]max

+ σFmax = σF.Kqt ≤[σF]max

+Với σH như đã tính khi thử về độ bền tiếp xúc và σHmax đã được tính ở phân trên.+Với σF đã được xác định khi kiểm nghiệm về độ bền uốn và σFmax đã được tính ở trên. Với σH = 427 MPa;

+[σH1]max = 1624 MPa, [σH2]max = 1260 MPa.

+[σF1]max = 464 MPa, [σF2]max = 350 MPa.

+σF1 = 60,7 MPa, σF2 = 56 MPa.

Thay các giá trị trên vào công thức ta có:

+σHmax = 427.√1,4 = 505,23 MPa.

+σF1max = 60,7.1,4 = 85 MPa.

+σF2max = 56.1,4 = 78,4 MPa.So sánh giữa các giá trị ta thấy



+σHmax = 505,23 MPa < [σH1]max = 1624 MPa.


+σF1max = 85 MPa < [σF1max] = 464 MPa.

+σF2max = 78,4 MPa < [σF2max] = 360 MPa.

Như vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải.2.1.2.7: Xác đinh các kích thươc trong b truyền bánh răngô

Vì tính toán và kiểm nghi m các điều ki n bền của bánh răng được thỏa ê êmãn do đó

Các kích thước là:

- Đường kính: dw1 = d1 = 44 mm

dw2 = d2 = 250 mm

- Khoảng cách trục: aw = 147 mm

- Chiều r ng bánh răng: bô w = 47 mm

- Số răng: + Z1 = 22 răng

+ Z2 = 125 răng

- Góc ăn khớp: αw = 20°

- Tỉ số truyền: u = 5,69

- H số dịch chỉnh: xê 1 = 0

x2 = 0

- Đường kính đỉnh răng: + Bánh nhỏ: da1 = d1 + 2.m = 44 + 4 = 48 mm

+ Bánh lớn: da2 = d2 + 2.m = 250 + 4 = 254 mm

- Đường kính chân răng:+ Bánh nhỏ: df1 = d1 - 2,5.m = 44 – 5 = 39 mm

+ Bánh lớn: df2 = d1 - 2,5.m = 250 – 5 = 245 mm



Bang thông sô của bô truyên bánh răng trụ răng thẳng

THÔNG SỐ TRỊ SỐ

Số răng bánh nho Z1 = 22Số răng bánh lớn Z2 = 125Tỉ số truyền Ubrt = 5,69Đương kính vòng lăn của bánh răng - Chủ động:dw1 = 44 (mm)

- Bị dẫn :dw2 = 250 (mm)Đương kính đỉnh răng - da1 = 48 (mm)

- da2 = 254 (mm)Đương kính chân răng - df1 = 39 (mm)

- df2 = 245 (mm)Chiều rộng vành răng - bw = 47 (mm)Góc nghiêng răng - β = 0o

Hệ số dịch chỉnh - X1 = X2 = 0(mm)Góc ăn khớp -αtw = 20o

Khoảng cách trục -aw = 147 mm

3.2: Tính toán bô truyên câp chậm bánh răng trụ răng nghiêng3.2.1: Các sô liệu ban đầu

- Công suất N = 4,4 (kw)

- Tỉ số truyền u = 3,51

- Tốc đ quay của bánh chủ đ ng nô ô 1 = 250 (vg/ph)

- Thời gian làm vi c lê h = 16000(giờ)

Tmm = 1,4T1

T2 = 0,68T1

t1 = 3,2 (giờ)

t2 = 4,6 (giờ)

tck = 8 (giờ)



với mômen xoắn T = T1

2=168080

2 = 84040 N.mm

3.2.2:Thiêt kê bô truyên bánh răng trụ răng nghhiêng

3.2.2.1: Chọn vật liệu chê tạo.Ta sử dụng vật liệu loại nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB≤ 350, bánh răng được thương hoá hoặc tôi cải thiện, nhơ có độ rắn thấpNên có thể cắt răng một cách chính xác sau khi nhiệt luyện đồng thơi bộ truyền có khả năng chạy mòn ,hơn nữa để tăng khả năng chạy mòn của răng, ta nên nhệt luyện bánh răng lớn có độ rắn thấp hơn bánh răng nho từ 10 – 15 đơn vị tức H1 ≥ H2 + (10….15)HB.

Ta tra bảng 6.1 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta chọn- Vật liêụ chế tạo bánh răng nho là:

+Thép C45 tôi cải thiện;+Độ rắn:HB = (241….285);+Giới hạn bền: σ b1 = 850MPa;

+Giới hạn chảy:σ ch1 = 580MPa;Chọn độ rắn của bánh nho là: HB1 = 250.

- Vật liệu chế tạo bánh răng lớn là:+Thép C45 tôi cải thiện;+Độ rắn HB = (192….240);

+Giới hạn bền σ b2 = 750MPa;+Giới hạn chảy σ ch2= 450MPa;

Chọn độ rắn của bánh lớn:HB2 = 240.

3.2.2.2: Xác định ứng suât cho phép- Ưng suất tiếp xúc cho phép [σ H ¿ và ứng suất uốn cho phép[σ¿¿ F ]¿ đựoc xác định theo công thức sau:

+ [σ H] = σ Hlimo

sH.ZR.ZV.KXH.KHL

+ [σ H] = σ Flimo

SF .YR.YS.KXF.KFC.KFL

Trong đó:



ZR : hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám của mặt răng làm việc; ZV : hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng; KXH : hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng; YR : hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng; YS : hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất; KXF : hệ số xét đến kích thước răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;

Trong thiết kế sơ bộ ta lấy: ZR.ZV.KXH = 1 và YR.YS.KXF = 1 Do đó các công thức trên lân lượt trở thành:

¿¿] = σ Hlimo

SH KHL (1-a)

[σ¿¿ F ]¿ = σ Flimo

sF KFL.KF (2-a)

Trong đó :σ Hlim0 ;σ Flim

0 . lân lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6.12SGKTTTKHĐCK tập 1 với thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180….350)

Ta có: σoHlim = 2HB + 70 ; SH = 1,1;

σoFlim = 1,8HB ; SF = 1,75;

với SH,SF là hệ số an toàn khi tính về độ bền tiế p xúc và độ bền uốn;Thay các kết qua trên vào công thức ta có:

σoHlim1 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa;

σoHlim2 = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 MPa;

σoFlim1 = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 Mpa;

σoFlim2 = 1,8HB2 = 1,8.240 = 432 Mpa;

+KFC :là hệ số ảnh hưởng đến đặt tải KFC = 1 (khi đặt tải một phía và bộ truyền quay một chiều);+KHL, KFL : là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thơi gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền và được xác định theo công thức:

KHL = mH√ N HO

NHE

(1-1)

KFL = mF√ N FO

N FE

(1-2)

Trong đó: mH, mF là bậc của đương cong moi khi thử về độ bền tiếp xúc và độ bền uốn;



mH = mF = 6 khi độ rắn của mặt răng HB 350;NHO – là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền tiếp xúcVới: NHO = 30H HB

2,4 (1-3)Do đó:

+NHO1 = 30.2502,4 = 17,068.106

+NHO2 = 30.2402,4 = 15,47.106

+NFO - là số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về độ bền uốn: NFO = 4.106 đối với tất cả các loại thép.+NHE, NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc.

Với +NHE = 60.C.∑(Mi/Mmax)3.ni.ti (1-1a) +NFE = 60.C.∑(Mi/Mmax¿m F.ni.ti (1-2a)Trong đó: C : là số lân ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng; ni :là số vòng quay của bánh răng trong một phút; Mi :mô men xoắn ở chế độ thứ I; Mmax : mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét; ti : là tổng số giơ làm việc của bánh răng;Ta có: Với bánh răng nho (bánh răng số 1); C = 1 ; nI = 250 (v/p); Với bánh răng lớn (bánh răng số 2); C = 1 ; nII = 71(v/p);

Thay số vào ta có:

+NHE1 = 60.1. 250.16000. (1 )3 .3,2+(0,68)3 .4,6

8 = 139,4.106

+NHE2 = 60.1.71.16000.(1 )3 .3,2+(0,68).3 4,6

8 = 39,6.106

+NFE1 = 60.1. 250.16000.(1 )6 .3,2+(0,68)6 .4,6

8 = 109,6.106

+NFE2 = 60.1.71.10000. (1 )6 .3,2+(0,68)6 .4,68

= 31,1.106

Xét do NHE1 > NHO1, NHE2 > NHO2 => KHL1 = 1 ; KHL2 = 1

Tương tự ta có: NFE1 > NFO , NFE2 > NFO => KFL1 = 1 , KFL2 = 1;



Ta thay các giá trị trên vào các công thức (1-a) và (2-a)

Ta có: [σH]1 = 570.1

1,1 = 518 Mpa;

[σH]2 = 550.1

1,1 = 500 Mpa;

[σF]1 = 450.1,1

1,75 = 257,14 Mpa;

[σF]2 = 432.1,1

1,75 = 246,86 Mpa;

- Ưng suất tiếp xúc cho phép [σH] dùng để tính b truyền bánh răng nghiêngô

(HB < 350), chọn chỉ số nhỏ trong các trị số dưới đây:

Theo công thức: [σH] = 0,5.([σH1] + [σH2])

[σH] = 1,18.[σH2]

Ta có: [σH] = 0,5.( 518 + 500) = 509 Mpa

[σH] = 1,18.500 = 590 Mpa

V y ta lấy [â σH] = 509 Mpa

+ Ưng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức các công thức sau:

[σH]max = 2,8σch

[σF]max = 0,8σch

Vậy => [σH1]max = 2,8.580 = 1624MPa;

[σH2]max = 2,8.450 = 1260MPa;

[σF1]max = 0,8.580 = 464MPa;

[σF2]max = 0,8.450 = 360MPa;3.2.2.3:Tính toán các thông sô của bô truyên bánh răng trụ răng nghiêng.a: Tính sơ b đương kính vong lănô

Theo công thức:



dw1 = 68.3√T 1 .K H ∝ .K Hβ . KHv .(u+1)

ψ d . [σ H ]2 . u

Trong đó:

+ T1: Là mômen xoắn trên bánh dẫn 1: T1 = 84040 N.mm

+ KHα: Là h số phân bố không đều tải trọng giưa các răngê

Vì tính sơ bộ nên ta chọn KHα = 1

+ ψd = \f(bw,dw1 chọn theo ψa = \f(bw,aw = 0,3

Ψd = 0,53.ψa.(u+1) = 0,53.0,3.(3,51+1) = 0,717

+ Theo trị số Ψd và bảng 6.7SGKTTTKHĐCK tập 1 ta tim được

KHβ = 1,12(sơ đồ 3)

+ Ưng suất tiếp xúc cho phép [σH] = 509MPa.+ KHv: Là h số tải trọng đ ngê ô

Vì tính sơ b nên lấy Kô Hv = 1,2

V y dâ w1 = 68.3√84040 .1 ,12. 1 .1,2(3 ,51+1)

0 ,717 .(509 )2. 3 ,51 = 62,6 mm

Lấy dw1 = 63 mm

b: Tính khoảng cách truc aw sơ bô

aw = \f(,2 = 63 .(3 ,51+1 )

2 = 142

Lấy aw = 142 mm

Môđun pháp: m = (0,01÷0,02).aw = 1,42÷2,84 mm

Theo bảng 6.8 SGKTTTKHĐCK tập 1 Chọn m = 2,5 mm

c: Chon sơ b goc nghiêng β = 35°ô

Số răng bánh nhỏ Z1 = \f(dw1.cosβ,m = 63.cos 35

2,5 = 20,6



Lấy Z1 = 21 răng

Z2 = u.Z1 = 21.3,51 = 73,71 răng

Lấy Z2 = 74 răng

Tính lại góc nghiêng β

Cosβ = \f(,2.aw = 2,5.(21+74)2.142

= 0,836 => β = 33016'

d: Các kích thươc của các bánh răng

- Các đường kính vòng chia (b truyền không dịch chỉnh)ô

d1 = dw1 = m.Z1

cosβ =

2,5.210,836 = 63 mm

d2 = dw2 = m.Z2

cosβ =

2,5.740,836 = 221 mm

- Chiều r ng vành răng:ô

bw = ψd.dw1 = 0,717.63 = 45,2 mm

Lấy bw = 45 mm

Khoảng cách trục aw = 142 mm

- H số trùng khớp dọcê

εβ = \f(bw.sinβ,π.m = 45. sin(33¿¿o16')

3,14.2,5¿ = 3,1

thỏa mãn điều ki n εê β ≥ 1,1

3.2.2.4: Kiểm nghiệm răng vê đô bên tiêp xúc- Ưng suất tiếp xúc trên bề mặt răng phải thoả mãn điều kiện:

σH = ZM.ZH.Zε.√ 2.T 1. K H .(U+1)bw . dw 1

2 .U

Trong đó:+ZM – là hệ số xét đến sự ảnh hưởng cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp.



Theo bảng 6.5 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có: ZM = 274MPa1/3

+ZH - hệ số kể đến ảnh hưởng hình dạng của bề mặt tiếp xúc ZH = \f(2.cosβ,

αtw: Là góc ăn khớp trong m t mút bánh răng nghiêng, đối với ăb truyền không dịch chỉnh αô tw =αt

ta có: tanαt = \f(tanα,cosβ

Lấy α = 20°

tanαt = tan 20o

0,834 = 0,436

αt = 23°33'

V y Zâ H = √ 2.0,834sin (2.23o16' )

= √ 2.0,8360,734

= 1,5

+ Zε: Là h số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc với bánh răng nghiêngê

Zε = \f(1,εα

εα: Là h số trùng khớp ngangê

εα = [1,88 - 3,2.( \f(1,Z1 + \f(1,Z2 )].cosβ

= [1,88 - 3,2.( 1

21 + 1

74 )].0,836

= 1,4

=> Zε = √ 11,4

= 0,84

+KH là hệ số tải trọng khi tiếp xúc; KH = KHβ.KHα.KHv

Trong đó:+KHβ là hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Theo bảng 6.7 SGKTTTKHDĐCK tập 1 ta có KHβ = 1,12 như đã chọn+KHα hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thơi ăn khớp.



Với bánh răng trụ răng nghiêng tra bảng 6.14SGKTTTKHDĐCK tập 1 KHα = 1,13.+KHv là hệ số kể đến sự xuất hiện của tải trọng động trong vùng ăn khớp, tính theo công thức sau:

KHv = 1 + V H . dw 1 . bw

2T 1 . K Hα . KHβ (1-1)

-Với VH = δH.go.V.√ aw 1

U (1-2)

Trong đó:+ V là vận tốc vòng của bánh răng trụ nho và được tính theo CT:

V = π .dw 1 .n І

60. 103 thay số vào ta có: V = 3,14.63.250

60. 103 = 0,82(m/s)

Tra bảng 6.13 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn cấp chính xác bằng 9;

+ δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.Theo bảng 6.15 SGKTTTKHDĐCK tập 1 do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng nên ta chọn δH = 0,002;

+go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng Theo bảng 6.16 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn go = 73; +dw1 – đương kính vòng lăn bánh răng nho dw1 = 63 (mm) Thay số vào công thức (1-2) ta có:

VH = 0,002.73.0,82.√ 1423,51

= 0,76 (m/s)

+T1 là mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động với

T1 = 84040 (N.mm)

+bw là chiều rộng vành răng bw = 45 mmVậy ta thay các giá trị vừa xác định được vào công thức (1-1) ta có:

KHv = 1 + 0,82.63.45

2.84040.1,12 .1,13 = 1,01

Ta đem thay các giá trị trên vào công thức: KH = KHα.KHβKHv => KH = 1,12.1,13.1,01 = 1,3

Ta đi thay các giá trị vừa tính được vào công thức



+σH = ZM.ZH.Zε.√ 2.T 1. K H .(U+1)bw . dw 1

2 .U

= 274.1,51.0,84.√ 2.84040 .1,3 .(3,51+1)45.¿¿

¿ = 284,3 MPa;

Theo như các số liệu ở trên đã xác định thì trị số của ứng suất tiếp xúc cho phép

[σH] = 509 MPa;Ta đi tính lại một cách chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép theo công thức:

[σH] = [σH].ZV.ZR.KXH ta chọn [σH] = [σH1] = 509 MPa;+ZV là hệ số kể đến sự ảnh hưởng của vận tốc vòng do V = 0,82 (m/s) < 5 nên => ZV = 1 +ZR là hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám mặt răng làm việc với Ra = (1,25….0,63) có ZR = 1;+KXH là hệ số kể đến ảnh hưởng kích bánh răng với kích thước vòng đỉnh răng da < 700(mm) ta có KXH = 1.

Vậy => σH = 509.1.1.1 = 509 MPa mà σH = 284,3 Mpa < [σH] = 509 MPaVậy bộ truyền thoả mãn yêu cầu về độ bền mỏi khi tiếp xúc.

3.2.2.5: Kiểm nghiệm vê đô bên uôn

Hai điều kiện đưa ra với bộ truyền bánh răng trụ đó là

+ σF1 = 2T 1 . K F .Y εԐ . Y β .Y F1

bw .m.dw 1 ≤ [σF1] (1)

+ σF2 = σ F1 .Y F2

Y F1 ≤ [σF2] (2)

-Trong đó +T1 là mô men xoắn trên bánh chủ động. T1 = 84040 (N.mm) +m là mô đun Với m = 2,5 +bw chiều rộng vành răng, bw = 45(mm) +dw1 đương kính vòng lăn của bánh răng chủ động dw1 = 63 (mm) +Yβ hệ số kể đến độ nghiêng của răng.

Yβ = 1 - \f(β°,140 = 1 - 33o16'

140 = 0,76



+YF1, YF2 là hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2 được tính theo công thức sau:

- ZVn1 = Z1

cos3 β

- ZVn2 = Z2

cos3 β

Ta thay số vào 2 công thức trên ta có:

ZVn1 = 21

0,8363 = 36

ZVn2 = 74

0,8363 = 127

Tra bảng 6.18 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn bánh răng không dịch chỉnh ta có: YF1 = 3,68 và YF2 = 3,6;

+ Yε = 1εα

hệ số kể đến sự trùng khớp của răng với εα là hệ số trùng

khớp ngangTa có: εα = 1,44

=> Yε = 1

1,44 = 0,69

+ KF hệ số tải trọng khi tính về uốn; Với KF = KFβ.KFα.KFv

Trong đó:+KFβ là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng tra bảng 6.7 SGKTTTKHDĐCK tập 1 có KFβ = 1,28. +KFα là hệ số xét đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thơi ăn khớp

Với bánh răng trụ răng nghiêng tra bảng 6.14SGKTTTKHDĐCK tập 1

KFα = 1,37.+KFv hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp,tính theo công thức

KFv = 1 + V F .bw .d w1

2.T 1 . K Fβ .K Fα



Với VF = δF.go.V.√ awUTrong đó:

+δF hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp Tra bảng 6.15 SGKTTTKHDĐCK tập 1 chọn δF = 0,006.+go hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước răngTra bảng 6.16 SGKTTTKHDĐCK tập 1 với cấp chính xác bằng 9 ứng với môđun bánh răng m = 2,5 (mm) ta chọn go = 73.

+V là vận tốc vòng như đã tính về độ bền tiếp xúc V = 0,82(m/s) + Khoảng cách trục aw = 142 mm +dw1 đương kính vòng lăn của bánh răng nho. d1 = 63 (mm) +U là tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ,U= 3,51. +bw là chiều rộng vành răng, bw = 45 (mm) +T1 là mô men xoắn trên trục của bánh chủ động, T1 = 84040 (N.mm)

Vậy => VF = 0,006.73.0,82.√ 1423,51

= 2,3

Thay các kết quả đã tính được vào công thức ta suy ra:

KFv = 1 + 2,3.45.63

2.84040.1,28 .1,37 = 1,02

mà KF = KFβ.KFα.KFv vậy thay số ta có: KF = 1,28.1,37.1,02= 1,8Kết hợp tất cả các kết quả trên thay vào công thức (1)và(2) ta có :

σF1 = 2.84040.1,8 .0,69 .0,76 .3,68

45.2,5.63 = 108,4 MPa

σF2 = 108,4.3,6

3,68 = 106 MPa

So sánh với các giá trị đã tính được ở trên ta có:

[σF1] = 257,43 MPa. với σF1 = 108,4 MPa.

[σF2] = 246,857 MPa. Với σF2 = 106 MPa.

Ta thấy rằng +σF1 = 108,4 MPa < [σF1] = 257,43 MPa.

+σF2 = 106 MPa < [σF2] = 246,857 MPa. Như vậy điều kiện moi về uốn được đảm bảo.



3.2.2.6: Kiểm nghiệm răng vê quá taiLý do khiến chúng ta phải đi kiểm nghiệm răng về độ bền khi quá tải đó là khi( mở máy hoặc hãm máy ) tải trọng thay đổi đột ngột khiến ứng suất sinh ra , tại bề mặt răng quá lớn có thể gây ra một số hư hong như gãy răng.Ta đi kiểm nghiệm răng theo công thức :

Kqt = Tmax

T =

Tmm

T 1 = 1,4.

Trong đó: +T là mô men xoắn danh nghĩa +Tmax là mô men quá tảiĐể tránh biến dạng dư hoặc gây dòn lớp bề mặt, thì ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép + σHmax = σH.√Kqt ≤ [σH]max + σFmax = σF.Kqt ≤[σF]max

+Với σH như đã tính khi thử về độ bền tiếp xúc và σHmax đã được tính ở phân trên.+Với σF đã được xác định khi kiểm nghiệm về độ bền uốn và σFmax đã được tính ở trên. Với σH = 425,72 MPa;

+[σH1]max = 1624 MPa, [σH2]max = 1260 MPa.

+[σF1]max = 464 MPa, [σF2]max = 350 MPa.

+σF1 = 108,4MPa, σF2 = 106 MPa.Thay các giá trị trên vào công thức ta có:

+σHmax = 425,72.√1,4 = 503,72 MPa.

+σF1max = 108,4.1,4 = 184 MPa.

+σF2max = 106.1,4 = 148 MPa.So sánh giữa các giá trị ta thấy



+σF1max = 184 MPa < [σF1max] = 464 MPa.

+σF2max = 148 MPa < [σF2max] = 360 MPa.Như vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải.

2.2.2.7: Xác đinh các kích thươc trong b truyền bánh răngô



Vì tính toán và kiểm nghi m các điều ki n bền của bánh răng được thỏa ê êmãn do đó

Các kích thước là:

- Đường kính: dw1 = d1 = 63 mm

dw2 = d2 = 221 mm

- Khoảng cách trục: aw = 142 mm

- Chiều r ng bánh răng: bô w = 45 mm

- Góc nghiêng răng: β = 33°16'

- Số răng: + Z1 = 21 răng

+ Z2 = 74 răng

- Góc ăn khớp: αtw = 23°31’

- Tỉ số truyền: u = 3,51

- H số dịch chỉnh: xê 1 = 0

x2 = 0

- Đường kính đỉnh răng: + Bánh nhỏ: da1 = d1 + 2.m = 63 + 5 = 68 mm

+ Bánh lớn: da2 = d2 + 2.m = 221 + 5 = 226 mm

- Đường kính chân răng:+ Bánh nhỏ: df1 = d1 - 2,5.m = 63 – 6,25 = 56,75 mm

+Bánh lớn: df2 = d1 - 2,5.m = 221– 6,25 = 214,75mm

Bang thông sô của bô truyên bánh răng trụ răng nghiêng

THÔNG SỐ TRỊ SỐ

Số răng bánh nho Z1 = 21Số răng bánh lớn Z2 = 74Tỉ số truyền Ubrt = 3,51Đương kính vòng lăn của bánh răng - Chủ động:dw1 = 63 (mm)



- Bị dẫn :dw2 = 221 (mm)Đương kính đỉnh răng - da1 = 68 (mm)

- da2 = 226 (mm)Đương kính chân răng - df1 = 56,75(mm)

- df2 = 214,75(mm)Chiều rộng vành răng - bw =45 (mm)Góc nghiêng răng - β = 33o16’Hệ số dịch chỉnh - X1 = X2 = 0(mm)Góc ăn khớp - αtw = 23o31’Khoảng cách trục - aw = 142 mm

PHẦN І V : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC

4.1: Chon và tính các thông số ban đầu của truc

Vật liệu chế tạo trục là thép C45 tôi cải thiện

Giới hạn bền: σb = 850 MPa

Trị số ứng suất uốn cho phép tra trong bảng 10.5 SGKTTTKHDĐCK tập 1

[σ ] = 63 MPa

Ưng suất xoắn cho phép:

[τ ] =20 ÷ 25 MPa đối với trục vào ra của hộp giảm tốc

[τ ] =10 ÷ 15 MPa đối với trục trung gian

4.1.1. Xác đinh sơ bộ đương kính truc theo công thức:

Đối với động cơ 4A112M4Y3 tra phụ lục P1.7 SGKTTTKHDĐCK tập 1

Ta có: dđc = 32 mm



- Truc 1:

T1 = 30828N.mm

[τ] = 20 MPa

d1 ≥ 3√ T 1

0,2[τ ] = 3√ 30828

0,2.20 = 19,75

Đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động cơ thì đường kính này tối thiểu bằng(0,8…1,2).dđc

d1 ≥ (0,8…1,2).32 = 25,6…38,4 Chọn d1 = 30 mm( bảng 10.2)

- Truc 2:

T2 = 168080 N.mm

[τ] = 20 MPa

d2 ≥ 3√ T 2

0,2[τ ] = 3√ 168080

0,2.20 = 34,77

Chọn d2 = 35 mm(bảng 10.2)

- Truc 3:

T3 = 564930 N.mm

[τ] = 25 MPa

d3 ≥ 3√ T 3

0,2[τ ] = 3√ 564930

0,2.20 = 52,07

Chọn d3 = 55 mm(bảng 10.2)

4.1.2. Xác đinh khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực:



a. Theo bảng 10.2 trang 189 SGKTTTKHDĐCK tập 1

ta chọn chiều rộng ổ lăn tương ứng:

+b01 = 19 mm

+b02 = 21 mm

+b03 = 29 mm

b. Chiều dài mayer đĩa xích:

lm31 = (1,2 ÷ 1,5 ).d3 = (1,2 ÷ 1,5 ).55 = 66 ÷ 82,5

Chọn lm31 = 75 mm

c. Chiều dài mayer bánh răng:

lm22 = (1,2 ÷ 1,5 ).d2 = (1,2 ÷ 1,5 ).35 = 42 ÷ 52,5

Chọn lm22 = 52 mm

lm24 = lm22 = 52 mm

lm12 = (1,2 ÷ 1,5 ).d1 = (1,2 ÷ 1,5 ).30 = 36 ÷ 45

Chọn lm12 = 45 mm

lm12 = lm23 = 45 mm

lm22 = lm32 = lm34 = 52 mm

d. Chiều dài mayer nửa khớp nối:

lm11 = (1,4 ÷ 2,5 ).d1 = (1,4 ÷ 2,5 ).30 = 42 ÷ 75



Chọn lm11 = 60 mm

e. Chọn các khoảng cách k1, k2, k3, hn như sau:

+k1 = 10

+k2 = 8

+k3 = 15

+hn = 18

f. Tính các khoảng cách lki theo bảng 10.4 trang 191SGKTTTKHDĐCKtập 1



L33

L12

L11

L13

L21

Lc13

Lc33

L22

L23L24

L32L34

L31

- Trục 2:

l22 = 0,5.(lm22 + b02 ) +k1 + k2 = 0,5.(52 + 21) + 10 + 8 = 54,5 mm

l23 = l22 + 0,5.(lm22 + lm23) +k1 = 54,5 + 0,5.(52 + 45) + 10 = 113 mm

l24 = 2.l23 – l22 = 2.113 – 54,5 = 171,5 mm

l21 = 2.l23 = 2.113 = 226 mm

- Trục 1:

l12 = l23 = 113 mm

l11 = l21 = 226 mm



l13 = 2.l12 + lc13 = 2.l12 + 0,5.(lm11 + b01)+ k3 + hn = 2.113+0,5.(60+ 19)+15+18

= 298,5 mm

- Trục 3:

l31 = l21 = l11 = 226 mm

l34 = l24 = 171,5 mm

l32 = l22 = 54,5 mm

l33 = l31 + lc33 = l31 + 0,5.(lm31 + b03) + k3 + hn

= 226 + 0,5.(75 + 29) + 15 + 18 = 311 mm

4.2.TÍNH ĐƯỜNG KÍNH CÁC ĐOẠN TRỤC:

4.2.1.Truc 1:

- Lực từ khớp nối tác dụng lên trục:

Lực vòng Fx13 tác dụng lên bánh răng theo hướng trục x vì vậy chiều lực từ

khớp nối tác dụng lên trục được chọn ngược chiều với Fx13 để có đựơc

ứng suất lớn nhất tác dụng lên tiết diện trục lắp bánh răng, từ đó mà ta sẽ

tim đựơc tiết diện trục hợp lí nhất.

Độ lớn lực từ khớp nối được xác định:

Fx13 = (0,2÷0,3).2T 1

Dt

Dt là đường kính vòng tròn đi qua tâm các chốt của nối trục đàn hồi



Từ bảng 16.10 trang 68 SGKTTTKHDĐCK tập 2

với d1 = 30 mm ta chọn Dt = 90 (mm)

=> Fx13 = (0,2÷0,3).2.30828

90 = 137 ÷ 205,5

Ta lấy Fx13 = 200 (N)

- Lực từ bánh răng tác dụng lên trục:

Ft1 = 2.T 1

d w1 =

2.3082844 = 1401 (N)

Fr1 = F t 1 . tanα twcosβ

= 1401. tan (20o)cos (0) = 510 (N)

Fa1 = Ft1.tanβ = 0 (N)

Ta có:

Fx12 = 1401 N

Fy12 = 510 N

- Phản lực tại các gối tựa:

Trong mặt phẳng yoz:

Xét phương trình moment tại điểm 0:

∑Moy = 113.Fy12 – 226.Fy11 = 0

<=> Fy11 = 12.Fy12 = 510/2 = 255 N

Do lực phân bố đối xứng nên:



Fy10 = Fy11 = 255 (N)

Trong mặt phẳng xoz:

Phương trình moment tại 0:

∑Mox = l12.Fx12 – l11.Fx11 – l13.Fx13 = 0

<=> Fx11 = l12 .F x12−l13 . Fx 13

l11 =

113.1401– 298,5.200226

= 436 N

Phương trình cân bằng lựctheo phương x:

∑Mx = Fx10 – Fx12 + Fx11 + Fx13 = 0

=> Fx10 = Fx12 – Fx13 – Fx11

= 1401 – 200 – 436

= 768 N

BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC 1



Fx10 Fy10

Fx12

Fy12

Fx13

Fy11Fx11

Mx

y

z0

My

x

z

Fy10

Fy12

Fy11

Fx11

T

Ø34

Ø30

0

101312

11

(N.mm)

(N.mm)

(N.mm)

113

226298,5

72,5

28815

Fx10

Fx12

Fx13

86784 14500

30828

Ø30

Ø28

- Xác định moment tương đương:

Ta có:

Mtdj = √M xj2+M yj

2+0,75.M zj2



=> Mtd10 = 0 N.mm

Mtd11 = √288152+867842+0,75.308282 = 95260 N.mm

Mtd12 = √145002+0,75.308282 = 30381 N.mm

Mtd13 = √0,75. 308282 = 30381 N.mm

Tính đường kính trục:

Từ bảng 10.5 trang 195 SGKTTTKHDĐCKtập1 với đường kính sơ bộ d1 = 30

mm

Ta chọn [σ] = 67 MPa

Ta có:

dj = 3√ M tdj

0,1.[σ ]

=> d10 = 0 mm

d11 = 3√ 952600,1.67

= 24,2 mm

d12 = 3√ 303810,1.67

= 16,6 mm

d13 = 3√ 266980,1.67

= 16 mm

Chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau:

d10 = d12 = 30 mm (đoạn trục lắp ổ lăn)

d11 = 34 (đoạn trục lắp bánh răng)

d13 = 28 mm (đoạn trục lắp khớp nối)



4.2.2. Truc 2:

- Bánh răng dẫn ( bánh răng 3 ):

Ft2 = Ft1= 1401 (N)

Fr2 = Fr1= 510 (N)

Fa2 = Fa1 = 0

=> Fx23 = 1401 (N)

=> Fy23 = 510 (N)

- Bánh răng bị dẫn ( bánh răng 2; 4 ):

Ft2 = 2T 1

d w1 =

16808063 = 2668 (N)

Fr2 = F t 1 . tanα twcosβ

= 2668. tan (23o31' )0,836

= 1389 (N)

Fa2 = Ft1.tanβ = 2668.0,6616 = 1765 (N)

=> Fx22 = Fx24 = 2668 (N)

=> Fy22 = Fy24 = 1389 (N)

=> Fz22 = Fz24 = 1765 (N)

- Phản lực tại các gối tựa:

Trong mặt phẳng yoz:0

Phương trình moment tại điểm 0:

∑Moy = Fy22.l22 – Fy23.l23 + Fy24.l24 – Fz22.r22 + Fz24.r24 – Fy21.l21 = 0



=> Fy21 = F y 22 . l22−F y 23 . l23+F y 24 . l24

l21

= 1389.54,5−510.113+1389.171,5

226

= 1134 N

Phương trình cân bằng lực:

∑Fyo = Fy20 – Fy22 + Fy23 – Fy24 + Fy21 = 0

=> Fy20 = Fy22 – Fy23 + Fy24 – Fy21

= 1389 – 510 + 1389 – 1134

= 1134 N


∑Mox = Fx22.l22 + Fx23.l23 + Fx24.l24 – Fx21.l21 = 0

=> Fx21 = F x22 .l22+Fx 23 . l23+Fx 24 .l24

l21

= 2668.54,5.1401 .113+2668.171,5

226

= 3375 N

Vì lực theo phương x đối xứng trên trục nên:



Fx20 = Fx21 = 3375 N




Mx

y

z0

6180355598

My

x

z

Fy20

Fy22

Fy23

Fy24

Fy21

Fx20

Fx22Fx23 Fx24

Fx21

183938225297

183938

T

42020

42020

Ø30

Ø36

Ø40

Ø36

Ø30

0

20 21 23 2422

(N.mm)

(N.mm)

(N.mm)

4688661803

Fx20

Fy20

Fx22

Fy22

Fx23

Fy23

Fx24

Fy24

Fy21

Fx21

Fz22

Fz24

54,5

114

171,5

226




Ta có:


2+0,75.M zj2

=> Mtd20 = 0 N.mm

Mtd21 = √618032+1839382+0,75.420202 = 197426 N.mm

Mtd22 = √468862+2252972+0,75.840402 = 241359 N.mm

Mtd23 = Mtd21 = 197426N.mm

Mtd24 = 0 N.mm


Từ bảng 10.5 trang 195 SGKTTTKHDĐCKtập1 với đường kính sơ bộ d1 = 30 mm


Ta có:

dj = 3√ M tdj

0,1.[σ ]

=> d20 = 0 mm

d21 = 3√ 1974260,1.67

= 31 mm

d22 = 3√ 2413570,1.67

= 33 mm

d23 = 3√ 1974260,1.67

= 31 mm



d24 = 0 mm


d20 = d24 = 30 (đoạn trục lắp ổ lăn)

d21 = d23 = 36 mm (đoạn trục lắp bánh răng)

d22 = 40 mm (đoạn trục lắp bánh răng)

4.2.3 .Truc 3:

- Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục:

Fr = 3903 N

+ Fx33 = Frx = Fr.cos35o = 3903.0,8192 = 3197,3 N

+ Fy33 = Fry = Fr.sin35o = 3903.0,5736 = 2238,8 N

- Lực từ bánh răng tác dụng lên trục:

Ft3 = Ft2 = 2668 (N)

Fr3 = Fr2 = 1389 (N)

Fa3 = Fa2 = 1765 (N)

Ta có:

Fx32 = Fx34 = 2668 N

Fy32 = Fy34 = 1389 N

Fz32 = Fz34 = 1765N

Phản lực tại các gối tựa:



Trong mặt phẳng yoz:

Xét phương trình moment tại điểm 0:

∑Moy = Fy32.l32 + Fy34.l34 + Fy33.lc33 + Fz32.r32 – Fz34.r34 – Fy31.l31 = 0

=> Fy31 = F y 32 . l32+F y 34 .l34+F y 33 . lc33

l31

= 1389.54,5+1389.171,5+2238,8.85

226

= 2231 N

Phương trình lực theo phương y:

∑Fyo = Fy33 – Fy30 –Fy32 – Fy34 + Fy31 = 0

=> Fy30 = Fy33 – Fy32 – Fy34 + Fy31

= 2238,8 + 2231 – 1389 – 1389

= 1692 N


∑Mox = Fx33.lc33 – Fx32.l32 – Fx34.l34 + Fx31.l31 = 0

=> Fx31 = F x32 .l32+Fx 34 . l34−Fx 33 . lc33

l31

= 2668.54,5+2668.171,5 –3197,3.85

226

= 1465,5 N

∑Fxo = Fx30 – Fx32 – Fx34 – Fx33 + Fx31 = 0



=> Fx30 = Fx32 + Fx33 + Fx34 – Fx31

= 2668 + 3197,3 + 2668 – 1465,5

= 7068 N




Mx

y

z0

My

x

z0

T

Fy32 Fy34

Fy33 Fy31

Fy30

190298220099

275697

121590

55598

Fx32Fx34

Fx30Fx31

Fx33

271771

60817

79870

564930

282465

Ø48

Ø55

Ø55

Ø50

Ø50

3031

32 3334

(N.mm)

(N.mm)

(N.mm)

Fx30

Fx32

Fx31

Fx33 Fy34

Fx34

Fy32Fy33

Fy30

Fy31

Fz32 Fz34

85

54,5

171,5

224


Ta có:




2+0,75.M zj2

=> Mtd30 = √0,75.5649302 = 489244 N.mm

Mtd31 = √1902982+2717712+0,75.5649302 = 591128 N.mm

Mtd32 = √2756972+608172+0,75.5649302 = 564860 N.mm

Mtd33 = √1771882+798702+0,75.2824652 = 312433 N.mm

Mtd34 = 0 N.mm


Từ bảng 10.5 trang 195 SGKTTTKHDĐCKtập1 với đường kính sơ bộ d1 = 45

mm


Ta có:

dj = 3√ M tdj

0,1.[σ ]

=> d30 = 3√ 48922440,1.55

= 45mm

d31 = 3√ 5911280,1.55

= 47 mm

d32 = 3√ 5648600,1.55

= 46 mm

d33 = 3√ 3124330,1.55

= 38 mm

d34 = 0 mm




d30 = 48 mm (đoạn trục lắp đĩa xích)

d31 = d34 = 50 mm (đoạn trục lắp ổ lăn)

d32 = d33 = 55 (đoạn trục lắp bánh răng)

4.3: Kiểm nghiệm truc về độ bền mỏi:

4.3.1. Vật liệu truc:

Thép C45 tôi cải thiện với σb = 850 (MPa)

Ta có:

σ-1 = 0,436.σb = 0,436.850 = 370,6 Mpa

τ-1 = 0,58.σ-1 = 0,58.370,6 = 215 Mpa

Theo bảng 10.7 SGKTTTKHDĐCK tập1

Ta có

4.3.2. Kiểm nghiệm truc 1:

Trục có 3 tiết diện nguy hiểm là 1-1(vị trí lắp bánh răng Z1), 1-2(vị trí lắp ổ lăn) và 1-3(vị trí lắp khớp nối)

* Tại tiết diện 1-1:

Theo bảng 9.1a chọn then bằng với đường kính trục 34 là:

b = 10mm, h = 8mm, t1 = 5mm

Mômen cản uốn và mômen cản xoắn (theo bảng 10.6 SGKTTTKHDĐCKtập1)



ω = π .d3

32 – b . t1 .(d−t 1)

2

2.d = π .343

32 – 10.5 .(34−5)2

2.34 = mm

ωo = π .d3

16 – b . t1 .(d−t 1)

2

2.d = π .343

16 – 10.5 .(34−5)2

2.34 = 7098,94 mm3

Vì trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng

Do đó: m = 0

Theo 10.22 SGKTTTKHDĐCKtập1: Ưng suất uốn:

a = max = M11/95260Mpa.

Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn theo 10.23 SGKTTTKHDĐCKtập1:

a = m = max/2 = T1/(2.o) = 30828/(2.7098,94) = 2,17Mpa.

- Xác định hệ số KdJ và KdJ. Theo 10.25 và 10.26 SGKTTTKHDĐCKtập1:

KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky

KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky

Tra bảng 10.11 SGKTTTKHDĐCKtập1, chọn kiểu lắp k6

ta có: K/ = 2,54 K/

+Kx: Là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt

+ Kx: Là hệ số tăng bền bề mặt trục

Tra bảng 10.8 và 10.9 SGKTTTKHDĐCKtập1

ta có: Kx = 1,1

Ky = 1 (không dùng phương pháp tăng bền cho trục)

Do đó: KdJ = (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64

KdJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56

Hệ số an toàn xét cho ứng suất uốn và xoắn:



Theo 10.20 và 10.21 SGKTTTKHDĐCKtập1:

s = σ−1

Kσdj . σa+Ψ σ . σm =

370,62,64.29,4 = 4,8

sτ = τ−1

K τdj . τa+Ψ σ . τm =

2152,56.2,17 = 38,7

Theo 10.19 SGKTTTKHDĐCKtập1: hệ số an toàn của mặt cắt 1-1 là:

s =

sσ . sτ

√sσ2+sτ2 =

4,8 .38 ,7

√4,82+38 ,72 = 4,8≥ [s] = (1,5 ÷ 2,5)

Vậy trục thỏa mãn điều kiện uốn xoắn tại tiết diện 1-1.


Đường kính trục 30 là:


ω = π .d3

32 = π .303

32 = mm

ωo = π .d3

16 = π .303

16 = 5301,1 mm3


Do đó: m = 0


a = max = M12/30381Mpa.


a = m = max/2 = T1/(2.o) = 30828/(2.5301,1) = 2,9 Mpa.




KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky

KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky


ta có: K/ = 2,54 ; K/




ta có: Kx = 1,1


Do đó: KdJ = (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64

KdJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56



s = σ−1


370,62,64.11,5 = 12,2

sτ = τ−1


2152,56.2,9 = 29


s =

sσ . sτ

√sσ2+sτ2 =

12 ,2. 29

√12 ,22+292 = 11,2 ≥ [s] = (1,5 ÷ 2,5)






b = 8mm, h = 7mm, t1 = 4mm


ω = π .d3

32 – b . t1 .(d−t 1)

2

2.d = π .283

32 – 8.4 .(28−4 )2

2.28 = mm

ωo = π .d3

16 – b . t1 .(d−t 1)

2

2.d = π .283

16 – 8.4 .(28−4 )2

2.28 = 3981 mm3


Do đó: m = 0


a = max = M12/Mpa.


a = m = max/2 = T1/(2.o) = 30828/(2.3981) = 3,8 Mpa.


KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky

KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky


ta có: K/ = 2,54 ; K/






ta có: Kx = 1,1


Do đó: KdJ = (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64

KdJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56



s = σ−1


370,62,64.14,6 = 9,6

sτ = τ−1


2152,56.3,8 = 22


s =

sσ . sτ

√sσ2+sτ2 =

9,6 .22

√9,62+222 = 8,8 ≥ [s] = (1,5 ÷ 2,5)

Vậy trục thỏa mãn điều kiện uốn xoắn tại tiết diện 1 - 3.


Trục 2 có ba mặt cắt nguy hiểm là 2-1, 2-2, 2-3(các vị trí đều lắp bánh răng). Trong đó tiết diện và chịu tác dụng lực của mặt cắt 2-1 và 2-3 là như nhau.

* Tại tiết diện 2-1, 2-3:


b = 10mm, h = 8mm, t1 = 5mm




ω = π .d3

32 – b . t1 .(d−t 1)

2

2.d = π .363

32 – 10.5 .(36−5)2

2.36 = mm

ωo = π .d3

16 – b . t1 .(d−t 1)

2

2.d = π .363

16 – 10.5 .(36−5)2

2.36 = 8494 mm3


Do đó: m = 0


a = max = M22/Mpa.


a = m = max/2 = T1/(2.o) = 168080/(2.8494) = 9,9Mpa.


KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky

KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky


ta có: K/ = 2,54 ; K/






ta có: Kx = 1,1


Do đó: KdJ = (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64

KdJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56



s = σ−1


370,62,64.50,5 = 2,8

sτ = τ−1


2152,56.9,9 = 8,5


s =

sσ . sτ

√sσ2+sτ2 =

2,8 .8,5

√2,82+8,52 = 2,7 ≥ [s] = (1,5 ÷ 2,5)




b = 12mm, h = 8mm, t1 = 5mm


ω = π .d3

32 – b . t1 .(d−t 1)

2

2.d = π .403

32 – 12.5 .(40−5)2

2.40 = mm

ωo = π .d3

16 – b . t1 .(d−t 1)

2

2.d = π .403

16 – 12.5 .(40−5)2

2.40 = 11641 mm3


Do đó: m = 0




a = max = M22/Mpa.


a = m = max/2 = T1/(2.o) = 168080/(2.11641) = 7,2 Mpa.


KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky

KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky


ta có: K/ = 2,54 K/




ta có: Kx = 1,1


Do đó: KdJ = (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64

KdJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56



s = σ−1


370,62,64.45 = 3,1



sτ = τ−1


2152,56.7,2 = 11,7


s =

sσ . sτ

√sσ2+sτ2 =

3,1. 11 ,7

√3,12+11 ,72 = 3 ≥ [s] = (1,5 ÷ 2,5)



Trục 3 có ba mặt cắt nguy hiểm là 3-2, 3-3 (vị trí lắp bánh răng) và 3-1 (vị trí lắp ổ lăn).


Đường kính trục là: 50

Mômen cản uốn và mômen cản xoắn (theo bảng 10.6SGKTTTKHDĐCKtập1)

ω = π .d3

32 = π .503

32 = mm

ωo = π .d3

16 = π .503

16 = 24531 mm3


Do đó: m = 0


a = max = M31/591128Mpa.




a = m = max/2 = T1/(2.o) = 564930/(2.24531) = 11,5 Mpa.


KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky

KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky


ta có: K/ = 2,54 K/




ta có: Kx = 1,1


Do đó: KdJ = (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64

KdJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56



s = σ−1


370,62,64.48 = 2,9

sτ = τ−1


2152,56.11,5 = 7,3


s =

sσ . sτ

√sσ2+sτ2 =

2,9 .7,3

√2,92+7,32 = 2,7≥ [s] = (1,5 ÷ 2,5)




* Tại tiết diện 3-2; 3-3


b = 16mm, h = 10mm, t1 = 6mm


ω = π .d3

32 – b . t1 .(d−t 1)

2

2.d = π .553

32 – 16.6 .(55−6)2

2.55 = mm

ωo = π .d3

16 – b . t1 .(d−t 1)

2

2.d = π .553

16 – 16.6 .(55−6)2

2.55 = 30572 mm3


Do đó: m = 0


a = max = M32/564860Mpa.


a = m = max/2 = T1/(2.o) = 564930/(2.30572) = 9,24 Mpa.


KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky

KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky


ta có: K/ = 2,54 K/






ta có: Kx = 1,1


Do đó: KdJ = (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64

KdJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56



s = σ−1


370,62,64.39,7 = 3,5

sτ = τ−1


2152,56.9,24 = 9,1


s =

sσ . sτ

√sσ2+sτ2 =

3,5 .9,1

√3,52+9,12 = 3,3 ≥ [s] = (1,5 ÷ 2,5)


4.4: Tính và kiểm nghiệm then:

a. Tính then cho truc I:



*Vị trí lắp bánh răng Z1: d = 34 với then b = 10, t2 = 3,3. nhưng df1 = 39

=> X = df1/2 – d/2 – t2 = 39/2 – 34/2 – 3,3 = 0,7 < 2,5.m = 2,5.2 = 5

=> không đủ bền khi bánh răng phải gia công rãnh then nên ta chọn phương án bánh răng liền trục.

*Vị trí lắp khớp nối: d = 28 và then: b = 8, h = 7, t1 = 4

Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm11 = (0,8 ÷ 0,9).60 = (48 ÷ 54)

Chọn lt = 50 mm.

- Kiểm nghiệm sức bền dập:

Theo công thức 9.1 SGKTTTKHDĐCKtập1:

σ d=2.T 1

d . lt .(h−t1)≤[ σd ]

Tra bảng 9.5 SGKTTTKHDĐCKtập1 ta được [d] = 150 MPa.

Với may ơ của khớp nối bằng thép, tải trọng làm việc êm.

=> σ d=

2 .3082828 .50 .(7−4 ) = 15 ≤ 150 MPa.

- Kiểm nghiệm sức bền cắt:


τ c=2.T1

d .lt .b≤[ τc ]

Với tải trọng làm việc êm: [c] = (60 ÷ 90) MPa.

Chọn [c] = 60 MPa.



Do đó: τ c=

2. 3082828 . 50.8 = 5,5 MPa < [c] = 60 MPa.

Vậy then lắp trên trục I thỏa mãn.

b. Tính then cho truc II:

Vì tại vị trí 2-1 và vị trí 2-3 có đường kính bằng nhau nên tại hai vị trí này chọn cùng loại then.

*Vị trí 2-1 (lắp bánh răng):

d = 36 và then: b = 10, h = 8, t1 = 5

Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm22 = (0,8 ÷ 0,9).52 = (41,6 ÷ 46,8)

Chọn lt = 45 mm.



σ d=2.T 1

d . lt .(h−t1)≤[ σd ]



=> σ d=

2 .16808036 .45 .(8−5) = 69 ≤ 150 MPa.





τ c=2.T1

d .lt .b≤[ τc ]



Do đó: τ c=

2 .16808036 . 45 . 10 = 22 MPa < [c] = 60 MPa.

*Vị trí 2-2 (lắp bánh răng):

d = 40 và then: b = 12, h = 8, t1 = 5

Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm23 = (0,8 ÷ 0,9).45 = (36 ÷ 40,5)

Chọn lt = 40 mm.



σ d=2.T 1

d . lt .(h−t1)≤[ σd ]



=> σ d=

2 .16808040.40 .(8−5 ) = 70 ≤ 150 MPa.



τ c=2.T1

d .lt .b≤[ τc ]





Do đó: τ c=

2 .16808040. 40. 12 = 17,5 MPa < [c] = 60 MPa.

Vậy then lắp trên trục II thỏa mãn.

b. Tính then cho truc III:

Vì tại vị trí 3-2 và vị trí 3-3 có đường kính bằng nhau nên tại hai vị trí này chọn cùng loại then.

*Vị trí 3-2, 3-3 (lắp bánh răng):

d = 55 và then: b = 16, h = 10, t1 = 6

Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm32 = (0,8 ÷ 0,9).52 = (41,6 ÷ 46,8)

Chọn lt = 45 mm.



σ d=2.T 1

d . lt .(h−t1)≤[ σd ]



=> σ d=

2 .56493055 .45 .(10−6 ) = 114 ≤ 150 MPa.



τ c=2.T1

d .lt .b≤[ τc ]





Do đó: τ c=

2 .56493055 . 45 .16 = 28,5 MPa < [c] = 60 MPa.

*Vị trí 3-0 (lắp đĩa xích):

d = 50 và then: b = 14, h = 9, t1 = 5,5

Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm31 = (0,8 ÷ 0,9).75 = (60 ÷ 67,5)

Chọn lt = 65 mm.



σ d=2.T 1

d . lt .(h−t1)≤[ σd ]



=> σ d=

2. 56493050 .65.( 9−5,5 ) = 99 ≤ 150 MPa.



τ c=2.T1

d .lt .b≤[ τc ]





Do đó: τ c=

2. 56493050 . 65 .14 = 25 MPa < [c] = 60 MPa.

Vậy then lắp trên trục III thỏa mãn.

PHẦN V: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ ĐỠ

5.1: Chon ổ lăn cho truc I của hộp giảm tốc.

a: Chon loại ổ lăn .

Vì trục chỉ lắp bánh răng trụ răng thẳng nên ta có:Fa = 0.

Ta chọn loại ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ 0 và 1 .Vì ổ có khả năng chịu lực hướng tâm lớn làm việc ở tốc độ cao, giá thành thấp và cấu tạo đơn giản

_ b: Chon sơ bộ kích thươc của ổ

Ta có đường kính trục d = 30 mm (tra bảng P2.7 SGKTTTKHDĐCK tập 1)

ta chọn loại ổ có số hiệu 306 có các thông số .

+Đường kính trong d = 30 mm,

+Đường kính ngoài D = 72 mm,

+Chiều rộng của ổ B = 19 mm,

+Đường kính bi dB = 12,3 mm.

+Khả năng tải động C = 22 (kN),

+Khả năng tải tĩnh C0 = 15,1 kN

c: Kiệm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc.



* Khả năng tải động.

Ta có khả năng tải động

CD = Q. m√LLUYEN

Với :- m bậc của đường cong mỏi đối với ổ bi đỡ m = 3

- Q là tải trọng động tương đương (KN)

- L là tuổi thọ tính băng triệu vòng .

Ta có Q = m√Qi

m . Li/∑ Li (với i = 1,2)

+Qi tải động quy ước của ổ lăn trên gối thứ i trên trục.

Qi = (X.V.Fri + Y.Fa).Kt.Kđ = X.V.Fri.Kt.Kđ (Fa=0)

+ X :hệ số tải trọng hướng tâm.

X = 1 (tra bảng 11.4 SGKTTTKHDĐCK tập1)

- Fai,Fri ;Tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối I (kN)- V: hệ số ảnh hưởng dến vòng quay . có vòng trong quay nên ta có V=1- Kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa Kđ=1,1- Kt :hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc khi θ ≤ 1050

C ⇒ Kt=1

Ta có Fr10 =√FX 102 +FY 10

2 =√7682+2552

=809 (N)

Fr11 =√FX 112 +FY 11

2 √4362+2552= 505 (N)

⇒Q10 = X.V. Fr10.Kt.Kđ =1.1.809.1,1.1 = 890 (N) = 0,89 kN

Q11 = X.V. Fr11.Kt.Kđ =1.1.505.1,1.1 = 555,5 (N)

Vì ổ tại vị trí 10 chịu tải lớn hơn nên ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Fr = 809 N



Tuổi thọ của ổ lăn :

L = Lh.n1.60.10−6 = 20000.1425.60.10−6= 1710 (triệu vòng)

Vậy hệ số khả năng tải động:

Cd = 0,89.3√1710 = 10,6 (kN) < C = 22 (kN)

Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động.

* Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh

Tra bảng 11.6 (SGKTTTKHDĐCK tập1)

+Ta được hệ số tải trọng hướng tâm X0 = 0,6

+Hệ số tải trọng dọc trục Y0 = 0,5

Tải trọng tĩnh tính toán được là giá trị lớn nhất trong hai giá trị sau ;

Qt0 = X0.Fr = 0,6.809 = 485,4N¿0,485 kN

Qt1 = Fr = 809 N ¿ 0,81 kN

Chọn Q = Qt1

Q1 = 0,81 kN < C0 = 15,1 kN

Vậy ổ 306 thỏa mãn.

5.2: Chon ổ lăn cho truc II của hộp giảm tốc.


Ta có:∑ Fa = Fa22 + Fa24 = 0

Trục II là loại ổ tùy động cho phép trục có khả năng di chuyển theo phương dọc trục nên ta chọn ổ bi đũa ngắn đỡ.



b: Chon sơ bộ kích thươc của ổ






+Đường kính con lăn dB = 10 mm.

+Chiều dài con lăn l = 14 mm

+Khả năng tải động C = 41,6 (kN),

+Khả năng tải tĩnh C0 = 31,2 kN

c: Kiệm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc.



CD = Q. m√LLUYEN

Với :- m bậc của đường cong mỏi đối với ổ đũa đỡ m = 10/3

- Q là tải trọng động tương đương (kN)


Ta có Q = m√Qi

m . Li/∑ Li (với i = 1,2)







- Fai,Fri ;Tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối I (KN)- V: hệ số ảnh hưởng dến vòng quay . có vòng trong quay nên ta có V=1- Kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa Kđ = 1,1- Kt :hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc khi θ ≤ 1050

C ⇒ Kt=1

Ta có Fr20 =√FX 202 +FY 20

2 =√33752+11342

= 3560,4 (N)

Fr21 =√FX 212 +FY 21

2 =√33752+11342

= 3560,4 (N)

⇒Q20 = X.V. Fr10.Kt.Kđ =1.1.3560,4.1,1.1 = 3916,4 (N)

Q21 = X.V. Fr11.Kt.Kđ =1.1.3560,4.1,1.1 = 3916,4 (N)

Vì ổ tại hai vị trí chịu tải như nhau nên ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ tại một vị trí với Fr = 3560,4 N


L = Lh.n1.60.10−6 = 20000.250.60.10−6= 300 (triệu vòng)


Cd = 3,9.10 /3√300 = 21,5 (kN) < C = 41,6 (kN)







Qt0 = X0.Fr = 0,6.3560,4 = 2136 N¿ 2,1 kN

Qt1 = Fr = 3560 N ¿ 3,6 kN



Chọn Q = Qt1

Q1 = 3,6 kN < C0 = 31,2 kN


5.3: Chon ổ lăn cho truc III của hộp giảm tốc.


Ta có:∑ Fa = Fa32 + Fa34 = 0

Để tránh trục chuyển động theo phương dọc trục nên ta chọn ổ bi đỡ chặn cho trục III.

b: Chon sơ bộ kích thươc của ổ






+Khả năng tải động C = 56,03 (kN),

+Khả năng tải tĩnh C0 = 44,8kN

c:Kiệm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc.





CD = Q. m√LLUYEN

Với :- m bậc của đường cong mỏi đối với ổ bi đỡ chặn m = 3

- Q là tải trọng động tương đương (kN)


Ta có Q = m√Qi

m . Li/∑ Li (với i = 1,2)





- Fai,Fri ;Tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối I (KN)- V: hệ số ảnh hưởng dến vòng quay . có vòng trong quay nên ta có V=1- Kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa Kđ = 1,1- Kt :hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc khi θ ≤ 1050

C ⇒ Kt=1

Ta có Fr30 = √FX 302 +FY 30

2 =¿√70682+16922

= 7268 (N)

Fr31 =√FX 312 +FY 31

2 =¿√1465 ,52+22312

= 2669 (N)

⇒Q30 = X.V. Fr10.Kt.Kđ =1.1. 7268.1,1.1 = 7995 (N) = 8 kN

Q31 = X.V. Fr11.Kt.Kđ =1.1.2669.1,1.1 = 2936 (N) = 2,9 kN

Vì ổ tại vị trí 30 chịu tải lớn hơn nên ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Fr = 7268 N


L = Lh.n1.60.10−6 = 20000.71.60.10−6= 85 (triệu vòng)




Cd = 7,3.3√85 = 32 (kN) < C = 56,03 (kN)







Qt0 = X0.Fr = 0,6.8982 = 5389 N¿ 5,4 kN

Qt1 = Fr = 8982 N ¿ 9 kN

Chọn Q = Qt1

Q1 = 9 kN < C0 = 44,8 kN


PHẦN VI: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BÔI TRƠN VÀ ĂN KHỚP

6.1: Thiêt kê vỏ hôpChỉ tiêu của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ nên chọn vật liệu để đúc là gang xám có ký hiệu là GX15 – 32

- Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục và song song với mặt đế.

- Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài để lắp sít , khi lắp có

một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặc biệt.

- Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng về phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 1o.



Quan hệ kích thươc của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc

Tên gọi Biểu thức tính toán Chọn

Chiều dày thân hộp = 0,03.a + 3

= 0,03.289 + 3 = 11,67

= 12



Chiều dày nắp hộp 1 = 0,9.

1 = 11

Gân tăng cứng:

- Chiều dày:- Chiều cao:- Độ dốc:

+e = (0,8 ÷ 1). = 9,6÷12

+h < 58

+e = 11

+h = 55

+20

Đường kính:

- Bulông nền, d1

- Bulông cạnh ổ. d2

- Bulông ghép nắp và thân hộp, d3

- Vít ghép nắp ổ, d4

- Vít ghép nắp cửa thăm đầu, d5

d1 > 0,04.a +10

= 0,04.289+10= 21,56

d2 = (0,7÷0,8).d1

= 15,4÷ 17,6

d3 = (0,8÷0,9).d2

= 13,6÷ 15,3

d4 = (0,6÷0,7).d2

= 10,2÷11,9

d5 = (0,5÷0,6).d2

= 8,5÷10,2

d1 = 22

=> M8

d2 = 17

=> M8

d3 = 15

=> M16

d4 = 11

=> M8

d5 = 10

=> M8

Mặt bích ghép nắp và thân:

- Chiều dày bích thân

- Chiều dày bích nắp

- Bề rộng bích nắp và thân

S3 = (1,4÷1,8).d3

= 21÷27

S4 = (0,9÷1).S3

= 21,6÷24

S3 = 24

S4 = 22



K3 = K2 – (3÷5)

= 45÷47 K3 = 45

Kích thước gối trục:

- Đường kính ngoài và tâm lỗ vít

- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ

- Tâm lỗ bulông cạnh ổ:

- Chiều cao h:

DI2 = DI + (1,6÷2).d4

= 79,6÷84

DI3 = DI + 4,4.d4

= 110,4

DII2 = DII + (1,6÷2).d4

= 89,6÷94

DII3 = DII + 4,4.d4

= 120,4

DIII2= DIII + (1,6÷2).d4

= 127,6÷132

DIII3=DIII + 4,4.d4

= 158,4

K2=1,6.d2+1,3.d2 + (3÷5)

= 52÷54

E2 = 1,6.d2 = 27

C = D3/2 (hoặc theo kết cấu)

(Theo kết cấu)

DI2= 80

DI3= 110

DII2=90

DII3=120

DIII2=130

DIII3=160

K2 = 53

E2 = 27

Mặt đế hộp:



- Chiều dày (khi có phần lồi)

- Bề rộng mặt đế hộp.

S1 = (1,4÷1,7).d1

= 30,8÷37,4

S2 = (1÷1,1).d1

= 22÷24,2

Dd: xác định theo đường kính dao khoét

K1 = 3.d1 = 66

q ≥ K1+2. = 90

S1 = 35

S2 = 23

Dd = 40

K1 = 66

q = 90

Khe hở giưa các chi tiết:

- Giưa bánh răng với thành trong hộp

- Giưa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp

- Giưa mặt bên các bánh răng với nhau

≥ (1÷1,2). =12÷ 14,4

≥ (3÷5). = 36÷ 60

≥

= 14

= 50

= 13

Số lượng bulông nền Z = (L + B)/(200 ÷ 300)

= 4,84 ÷ 7,27

Z = 6

6.2. Bôi trơn trong hộp giảm tốc

-Tra bảng 18.11: SGKTTTKHDĐCK tập 2 ta có:



Độ nhớt của dầu ở 50oC (100oC) là 8011

Tra bảng 18.11: SGKTTTKHDĐCK tập 2 ta chọn dầu bôi trơn là: Dầu ôtô máy kéo AK-20.

- Lấy chiều sâu ngâm dầu là ¼ bán kính của bánh răng cấp chậm là 24 mm cộng với khoảng cách của đáy hộp tới bánh răng ,vậy chiều sâu lớp dầu là 54 mm.

6.3. Lắp bánh răng lên truc và điều chỉnh sự ăn khơp

- Do sản xuất đơn chiếc lại làm trong điều kiện tải trọng êm nên mối ghép

giưa bánh răng với trục là kiểu lắp H 7k 6 , còn mối ghép giưa then với trục là

kiểu lắp có độ dôi P 9h9 .

- Để điều chỉnh ăn khớp cho các cặp bánh răng trong hộp, ta dùng cách tăng chiều rộng vành răng của các bánh răng chủ động lên khoảng 10% so với chiều rộng của bánh răng bị động.

6.4: Thiết kế các kết cấu khác.

6.4.1: Kết cấu truc:

- Các kích thước của trục ở phần thiết kế trục.

- Các vị trí có đường kính trục thay đổi ta làm góc lượn chuyển tiếp

Tra bảng 13.1 SGKTTTKHDĐCK tập 2 ta có:

+ Góc lượn trục 1 là: 2mm



6.4.2. Kết cấu bánh răng:

Ta có d < 250mm, vật liệu là thép C45



=> dùng các phương pháp rèn hoặc dập.

Vành răng và may ơ gia công đạt Rz < 20μm

Với bánh răng trục 1 ta chế tạo liền với trục vì khoảng cách từ đỉnh rãnh then trên bánh rẳng chủ động (nêú có) tới chân răng < 2,5.2 = 5 mm.

- Vành răng:

Với bánh răng trụ ta có δ = (2,5÷4).m .Chọnδ=12mm

- May ơ:

Chiều dài đã được xác định trong phần kết cấu trục.

May ơ cần đủ độ cứng và độ bền nên đường kính ngoài D = (1,5¿ 1,8).d

Ta có :

+Đối với trục II có D = (1,5¿ 1,8).40 = 60

+Đối với trục III có: D = (1,5 ¿ 1,8).55 = 83,5

- Đĩa hoặc nan hoa được dùng để nối may ơ với vành răng.Ở đây ta dùng đĩa.

Chiều dày đĩa tính theo công thức: C ¿ (0,2¿0,3).b

Với bánh răng thẳng và bánh răng nghiêng bị động ta chọn:

CT = 10 mm và CN =15mm

Còn các bánh răng thẳng và nghiêng chủ động có đường kính nhỏ ta không làm đĩa.

Lỗ trên bánh răng : làm 4 lỗ (với đĩa lớn).

- Đương kính lô: d0 = (12¿ 25) mm

Lấy d0 = 20mm đối với bánh răng nghiêng còn đối với bánh răng thẳng

d0 =16 mm.

6.4.3. Các chi tiết khác



- Nắp quan sát:

Theo Bảng 18-5(trang 92: SGKTTTKHDĐCK tập 2)

Bảng kích thươc nắp quan sát

A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng

100 75 150 100 125 - 87 12M8¿

224

- Nút thông hơi



Theo Bảng 18-6(SGKTTTKHDĐCK tập 2)

Bảng kích thươc nút thông hơi

A B C D E G H I K L M N O P Q R S

M27¿2

15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32

- Nút tháo dầu

Theo Bảng 18-7(SGKTTTKHDĐCK tập 2)

Bảng kích thươc nút tháo dầu

d b m f L c q D S D0

M16¿1,5

12 8 3 23 2 13,8 26 17 19,6

- Vong phơt:



Tại cổ trục vào và cổ trục ra phải dùng vòng phớt để chắn cùng với nắp ổ.

Tra Bảng 15-17(SGKTTTKHDĐCK tập 2)

Bảng kích thươc của vong phơt

Vị trí d d1 d2 D a b S0

Trục I 30 31 29 43 6 4,3 9

Trục III 50 51 49 69 9 6,5 12

- Nắp ổ:

Đường kính cũng chính là đường kính nắp ổ

D3 = D + 4,4.d4

D2 = D + (1,6÷2).d4

Với D là đường kính lỗ lắp ổ lăn



Theo Bảng 18.2(SGKTTTKHDĐCK tập 2)

Vị trí D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm) d4(mm) Số lượng

Trục I 72 90 115 65 M 8 6

Trục II 72 90 115 65 M 8 6

Trục III 110 130 160 100 M 10 6

- Mắt chỉ dầu kính phẳng

Theo Bảng 18.9 (SGKTTTKHDĐCK tập 2)

Kích thước mắt kính D D1 l h32 70 12 12 8

- Que thăm dầu:

Hình dáng và kích thước được biểu diễn như hình vẽ:



6

12

Ø18

30

9 6

Ø53

Ø12

BẢNG THỐNG KÊ CÁC KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI:

Trục Chi tiêt lắp ghép Kiểu lắpSai lệch ghới hạn

(m)Sai lệch ghới hạn kiểu lắp

(m)Lỗ(m) trục(m)

Trục1

Trục và khớp nối 28 H 7k 6

+210

+15+2

+15-19

Trục và ổ lăn 30 H 7k 6

+210

+15+2

+15-19

Trục và bánh răng trụ răng thẳng

34 H 7k 6

+250

+18+2

+23-16

Trục2

Nắp ổ và thân hộp 72D11k 6

+290 +100

+21+2

+320+100


+210

+15+2

+15-19

Trục và bánh răng trụ răng thẳng

38 H 7k 6

+250

+18+2

+18-23

Trục và bánh răng trụ răng nghiêng

34 H 7k 6

+250

+18+2

+18-23

Trục3

Trục và đĩa xích 42 H 7k 6

+250

+18+2

+18-23


+250

+18+2

+18-23

Trục và bánh răng trụ răng nghiêng

52 H 7k 6

+300

+21+2

+21-28




đồ áN chi tiết máy truc vit banh vit

Automotive