Đề tài Tính toán thiết kế các bộ truyền

LIỆU TÍNH ĐƯỢC Trục động cơ I II III i ibr = 3,15 ix = 2,6 ikn =1 n (v/p) 970 970 307,9 117,98 P (KW) 17 16,32 16,24 16,24 M(Nmm) 167371 164811 506190 1314561 PHẦN II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁCBỘ TRUYỀN CHƯƠNG I : TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG NGHIÊNG I .Thiết Kế Bộ Truyền Bánh Răng Trụ Răng Nghiêng Với Các Số Liệu Sau : - Thời gian phục vụ : 3 năm - Mỗi năm làm viêc 300 ngày - Mỗi ngày làm việc 2 ca 1- Chọn vật liệu chế tạo bánh răng : -Với điều kiện đề bài đặt ra không có gì đặt biệt và trên quan điểm sản xuất đồng bộ hiện nay thì thếp nhiệt luyện là vật liệu chủ yếu để chế tạo bánh răng. - Hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình , ta chỉ cần chọn vật liệu nhóm 1là thép tôi cải thiện . -Để tăng độ chịu mòn cho bánh răng ta chọn bánh răng lớn có độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ 20 → 25 HB. - Chọn thép C45 tôi cải thiện có HB 180 → 350 Dưa vào bảng 3.8 TR40 [4] ta chọn số liệu bánh răng như sau : - Bánh răng nhỏ dùng thép C45 tôi cải thiện ,giới hạn bền δb = 850 Mpa ; giới hạn chảy δch = 450 Mpa - Bánh răng lớn dùng thép C45 tôi cải thiện có giới hạn bền δb =750Mpa ;giới hạn chảy δch = 450 Mpa ; -Độ rắn HB bánh nhỏ(chủ động): 240 -Độ rắn HB bánh lớn(bị động) :210 . 2-Định ứng suất cho phép . - Thép C45 thuộc nhóm 1 tra bảng 6.13 TR220 [1] có : Độ rắn : HB =180 → 350 ; Giới hạn mỏi tiếp xúc tương ứng số chu kì cơ sở: = 2 HB + 70 ; Hệ số an toàn Sh=1,1. Giới hạn mỏi uốn tương ứng số chu kì cơ sở: = 1,8 HB ; Hệ số an toàn Sf = 1,75 - Ta chọn bánh răng nhỏ có đô rắn HB1 = 240 Mpa - Ta chọn bánh răng lớn có độ rắn HB2 = 210 Mpa Khi đó ta có : (Công thức trang 220_TL1) = 2 HB1 + 70 = 550 Mpa = 2 HB2 + 70 = 490 Mpa = 1,8 HB1 = 1,8 240 = 432 Mpa = 1,8 HB2 = 1,8 210 = 378 Mpa - NHO số chu kì thay đôi về ứng suất cơ sớ khi thử về tiếp xúc: Theo (CT_6.33_Tr 220 _TL1) ta có: NHO = 30 HB2,4 Từ đó suy ra : NHO1 = 30 HB=30 2402,4 = 15,4 106 NHO2 =30 HB= 30 2102,4 = 11,2 106 - NFO Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO = 5 106 với tất cả các loại thép .(CT_6.48_Tr221_TL1) - NHE Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương (CT_6.35_Tr221_TL1) NHE = 60 C n Lh Trong đó : Lh = La 300 Kn = 3 300 16 = 14400 ( giờ ) C = 1 Số lần ăn khớp trong 1 vòng quay n : Số vòng quay trong 1 phút n1 : = 970 vòng / phút ;n2 =307,9 vòng/phút NHE1 = 60 1 970 14400 = 83,8 107 NHE2 = 60 1 307,9 14400 = 26,6 107 Vì NHE > NHO nên ta suy ra NHE1= NHF1=83,8 107 NHE2= NHF2= 26,6 107 - Hệ số tuổi thọ được xác đinh theo (CT 6.34_Tr220_TL1) Với mH là bậc của đường cong mỏi có giá trị bằng 6. - Ứng suất tiêp xúc cho phép : Theo CT 6.33 TR220 [1] ta có : Trong đó : SH = 1,1 : Hệ số an toàn Theo CT 6.40 Tr 222[1] suy ra ứng xuất cho phép của bánh răng. Ứng suất uốn cho phép Theo 6.47 TR 223 [1] ta có ; Với : KFc = 1 quay 1 chiều (hệ số xét đên ảnh hưởng chiều quay) SF =1,75 Hệ số an toàn trung bình - Hệ số chiều rông vành răng ψba ; ψbd Theo 6.15 Tr 228 [1] với bánh răng đối xứng HB1 ,HB2 < 350 HB Thì ψba = 0,3 → 0,5 ta chọn ψba = 0,4 Ψbd = ψba ( Ubr + 1 ) / 2 = 0,83 (CT Tr 256_TL1) - Từ đó dựa vào bảng 6.4_206 [1] ta chọn hệ số tập trung tải vào bề rộng bánh răng KHβ = 1,04 ; KFβ = 1,09 3-Xác định thông số cơ bản của bánh răng trụ răng nghiêng : a-Tính sơ bộ khoảng cách trục : Theo 6.90 TR238[1] ta có : = 245,7 (mm) Trong đó : Ubrn = 3,15 ; ψba =0,4 ; KHβ = 1,04 Ka = 43 ; = 228,75Mpa Theo tiêu chuẩn dãy ưu tiên trang 229.TL1 → aw = 245,7 (mm) theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 250 (mm) b-Xác định thông số ăn khớp Mô đun : m = ( 0,01 → 0,02) aw = (0,01 → 0,02 ) 250 = 2,5 → 5 (mm) Theo tiêu chuẩn bảng 6.1 [1] chọn m = 2.5 c-Xác định số răng và góc nghiêng răng β : Từ điều kiện : 200 ≥ β ≥ 80 47,7,8 ≥ Z1 ≥ 45 Chọn Z1 =46 răng ; Z2 = U Z1 = 3,15 46 = 144,9 Theo tiêu chuuẩn chọn Z2 = 145 răng ; tỷ số tryuền thực tế là Uth = Z2 / Z1 = 145 / 46 = 3,16 Góc ngiêng răng : Cos β = m ( Z1 + Z2 ) / 2aw = 2,5 ( 46 + 145 ) / 2 250 = 0,955 β = 17,75 0 d - Kiểm ngiệm răng về đô bền tiếp xúc : Theo 6.86 TR238 [1] ta có : Ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: Trong đó : ZM = 275 Mpa hệ số kể đến cơ tính vât liệu tra theo bảng 6.56_226.[1] ZH hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = = = 1,721 Vì vật liệu chế tạo bánh răng là thép nên =200 - Hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc: Zε = theo CT 6.88 [1] Trong đó : Hệ số trùng khớp εα = [ 1,88 – 3,2 ( 1/ Z1 + 1/ Z2)] cos β = 1,76 Zε = = 0,75 - Hệ số tải trong khi tính về tièp xúc KH : KH = KHβ . KHα .KHv Với : KHβ = 1,04 Tra bảng 6.4 Tr208[1] KHα =1,13 hệ số kể đến phân bố tải trong không đều lên đôi bánh răng ăn khớp.Tra bảng 6.11.Tr212_TL1 KHv = 1 + hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp ,theo công thức 6.23,Tr 210.TL1. VH = δH g0 V Trong đó : σh = 0,002 Hệ số ảnh hưởng sai số ăn khớp theo bảng 6.9_221_TL4 g0 = 61 Hệ số ảnh hưởng của sai lệch các bánh răng 1 và 2 .bảng 6.10_221_TL4 -Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : Công thức 6.71.229_TL1 -Đường kín vòng lăn bánh lớn: -Vận tốc vòng bánh răng: V = = 6,14m/s Theo bảng 3.11_46_TL4 ta chọn cấp chính xác cho bánh răng trụ răng nghiêng với v≤ 9m/s.Chọn cấp chính xác 8. → VH = 0,002 61 6,14 -Chiều rộng vành răng : KHV = 1 + = 1,21 -Hệ số tải trọng tính về tiếp xúc CT.6.20_TL1 KH = 1,04 1,13 1,21 = 1,39 δH < [δ] = 228,75 Mpa Vậy điều kiện bền tiếp xúc được thỏa. Kiểm nghiệm răng về đô bền uốn : Theo công thức 6.92_293_TL1 Vì là bộ truyền bánh răng ăn khớp với Z2 = 145 theo CT_6.80_TL1 ta chọn KF = 1,55 là hệ số tải trọng động ta chọn theo B.3.13..Tr48.TL4 Yε = 1 / εα = 1/ 1,67 = 0,59 hệ số kể đến sự trùng khớp răng. Với εα là hệ số trùng khớp ngang.(CT_6.92_239_TL1) = 0,39 Hệ số kể đến độ nghiêng răng (CT 6.92_239_TL1) Trong đó β=17,75 là góc nghiêng răng. : là hệ số trùng khớp dọc . Để tính toán kiểm nghiệm ta thay Suy ra Vậy điều kiện bền uốn được kiểm nghiệm thỏa. II -Các thông số kích thước của bộ truyền : Khoảng cách trục : aw = 250 mm Modun : m = 2,5 Chiều rộng vành răng : bw1 = 105 mm ; bw2 = 100 mm Tỷ sồ truyền thực : u = 3,15 Góc nghiêng răng : β = 17,75 0 Sồ răng bánh răng : Z1 = 46 răng ; Z2 = 146 răng Hệ số dịch chỉnh răng : χ1 = χ2 = 0 Đường kính vòng chia răng : d1 = m Z1 / cos β = 121 (mm) d2 = m Z2 / cos β = 380 (mm) Bảng 6.2_196_TL1 Đường kính vòng đỉnh răng : da1 = d1 + 2 m = 121 + 2 2,5 = 126 (mm) da2 = d2 + 2 m = 380 + 2 2,5 = 385 (mm) Đường kính vòng chân răng : df1 = d1 – 2,5 m = 114,75(mm) df2 = d2 – 2,5 m = 373,75 Lực tác dụng lên bánh răng nghiêng : Lưc vòng : (CT6.16_205_TL1) Lực hướng tâm :(CT6.17_205_TL1) - Lực doc trục : Fa1 = Ft1 tg β = 2724 tg 17,75 = 872 ( N ) Fa2 = Ft2 tg β = 2664 tg 17,75 = 853 ( N ) CHƯƠNG II : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH І – Chọn Loại Xích : Chịu tải trọng trung bình vận tốc thấp, vì vậy ta chọn xích con lăn, độ bền mòn cao, chế tạo không phức tạp , loại xích này được sử dụng rộng rãi,và khố lượng và giá thành thấp hơn những loại xích khác. II- Chọn số răng dĩa xích : Số răng đĩa xích dẫn tính theo (Bảng 6.3_TL4) Với xích ống con lăn có tỉ số truyền 2,61 ta chọn Z1 = 25 răng Số răng đĩa xích bị dẫn : Z2 = U Z1 = 2,61 25 = 62,25 răng .(CT.6.2_TL3) Chọn Z2=66 răng. III. Xác định bước xích P : Công suất tính toán : Theo CT.5.22.TL1 hay 6.6_TL4_105 Hệ số điều kiệ sử dụng : K= Kđ. Ka . K0 . Kdc . Kb . Kc Trong đó : Kđ=1. Hệ số tải trọng động ,dẫn bằng động cơ điện , lực tác dụng lên bộ truyền tương đối êm . Ka = 1 Hệ số xét đến chiều dài xích . K0 = 1 Hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền. Kdc= 1 Hệ số xét đến điều chỉnh lực căng xích ,trục xích điều chỉnh được . Kb = 1,5 Hệ số xét đến diều kiện bôi trơn, bôi trơn định kì vì bộ truyền không năm trong hộp giảm tốc. Kc =1,25 Hệ số xét đến chế độ làm việc của bộ truyền , làm việc 2 ca. Vậy : K = 1 x 1 x 1 x 1 x 1,5 x 1,25 = 1,875 - Theo CT 6.7 _106[TL4] ta có : - Công suất tính toán : Trong đó : Kz = Z01 / Z1 = 25 / Z1 = 1 hệ số răng đĩa dẫn . Với n01 = 400 vòng/ phút Kn = n01 / n1 = 1,29 N= 16,24 Nmm công suất danh nghĩa . Vậy công suất tính toán : Nmm Theo bảng 5.4[TL1 ] với n01 = 400 vòng / phút , chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích Px = 38,1 thỏa điều kiện bền mòn Nt < [N]=57,7. 2-Khoảng cách trục : a = ( 30→ 50 ) Px = 1143→ 1905 (mm) Chọn a = 1524 mm.Theo CT 5.4_174_TL1 3- Chọn mắt xích : Theo CT 5.8 [TL1]số mắt xích : X = = 80+52+1,84 =133,8 mắt xích Theo tiêu chuẩn ta chọn X = 134 mắt xích Chiều dài xích : L = X ´ Pc = 134 ´ 38,1 = 5105,4 mm Tính lại chính xác lại khoảng cách trục theo 6.3_102 [TL4] a= = 1523 Chọn a = 1523 (mm) Để xích không chịu lực căng quá lớn giảm a một đoạn bằng : ∆a = 0,003 ´ a = 5 (mm) vậy a = 1518 mm - Số lần va đập của xích : u= Với z và n lần lượt là số răng và số vòng quay trong 1 phút của đĩa xích [U]=20 tra theo bảng 6.7_109_TL4 4-Tính kiểm nghiệm xích về độ bền : -Theo 5.15 [TL1] ta có : Trong đó : Q tải trọng phá hỏng tra bảng 5.2 [TL1] ta có Q = 226,8 N Kđ =1,2 Hệ số tải trọng đông FT =1000P / v = 1000 ´ 18,414 / 2,51 = 7307,14 (N) lực vòng. Trong đó : v = n ´ Z1 ´ Px / 60000 = 2,52 m/s Fv = q v2 = 11 ´ 2,522 = 69,85 trong đó q = 11 kg khối lượng 1 m xích F0 = 9,81 Kf ´ q ´ a = 9,81 ´ 3 ´ 11 ´ 1,458 = 471,9 (N) Với Kf = 3 Theo bảng 5.10[TL1] S = 19,4 > [S] = 9,3 Vậy bộ truyền xích đảm bảo điều kiện bền . 5.Đường kính đĩa xích : Đĩa dẫn .(Theo công thức 6.1_102_TL4) Đĩa dẫn .(Theo công thức 6.1_102_TL4) Theo CT 6.10.107_TL4 Nếu yêu cầu về kĩ thuật và kinh tế được đặt là chủ đạo thì: Vì đường kính đĩa xích tương đối lớn rất khó chế tạo và không tiện sử dụng . Ta thấy Mà số dãy xích Vì vậy ta có thể chọn xích con lăn hai dãy. Khi đó .Theo bảng 6.4_106_TL4 ta chon bước xích PX=25,4 Tính lại đường kính đĩa xích lúc này sẽ là: 6- Lực tác dụng lên trục : Theo CT_6.17_109_TL4 ta có: Trong đó : Kt là hệ số xét đên tác dụng của trọng lượng xích . Vì bộ truyền không nằm ngang nên ta chọn Kt=1,05 CHƯƠNG III : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC І- Tính Toán Thiết Kế Trục І : 1- Chọn vật liệu : Truc hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình , ta chọn thép thường hóa C45 chế tạo trục .Theo bảng 10.1_350_TL1 Có : δb = 800 Mpa [T] = 25 Mpa δ-1 = 300 Mpa [δ] = 65 Mpa 2- Phân tích lực tác dụng : * Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng : Lưc vòng : Ft1 = 2 T1 / dw1 = 2724 ( N ) Ft2 = 2 T2 / dw2 = 2664 ( N ) Lực hướng tâm : FR1 = FR2 = Lực doc trục : FA1 = FT1 tg β = 872(N) FA2 = FT2 tg β = 853(N) 3-Xác định sơ bộ đường kính trục : Theo 7.1 TR114[TL4] ta có : d Theo tiêu chuẩn ta chọn : d = 45 mm tại vị trí trục đầu vào hộp giảm tốc 4-Chọn kích thước dọc trục : Khoảng cách giữa 2 ổ lăn theo 10.5 TR351[TL1] ta có : L = L1 + 2x + 2 w = 100 + 2 ´ 10 + 60 = 170 mm. Ta có thể lấy L=176mm Trong đó : theo 10.2_353 [TL1] ta chọn w = 50 ; chọn x = 10 khe hở giưa hộp giảm tốc và bánh răng L1 = b1 = ψba ´ aw = 0,4 ´ 250 = 100 mm Khoảng cách từ khớp nối đến hộp giảm tốc theo bảng 10.2 TR353[TL1] chọn f = 75 ( mm) 5-Tìm phản lực tại các vị trí : a-Lực từ khớp nối tác dụng lên trục : Fkn = ( 0,2 → 0,3 ) ´ 2 = ( 0,2→ 0,3 ) ´ 2 ´ N Theo CT 9_22_234 TL4.Ta có: (mm) đường kính đi qua tâm các chốt b-Xét phản lực tại các gối đỡ : - Xét theo phương Y : ↑ ∑ Fky = 0 RAY + Fr1 + RCY = 0 RAY + RCY = - 1038 ( N ) (1) ∑ MBX = 0 - RAY ´ 88 – MA + 88 ´ RCY = 0 - RAY ´ 88 + 88 ´ RCY = 52756 ( N ) (2) Với : MA = Fa1 ´ = 52756 (Nmm) Giải (1) và (2) ta đươc : RAY = - 818,75 ( N ) RCY = - 219,25 ( N ) Chọn chiều RAY ; RCY ngược lại Xét theo phương X : ↓ ∑ Fkx = 0 - FKN + RAX + FT1 + RCX = 0 RAX + RCX = - 2034( N ) (3) ∑ MAY = 0 - FKN ´ 75 – FT1 ´ 88 – RCX ´ 176 = 0 RCX = - 1656 ( N ) ( Chọn chiều ngược lại ) Thế (3) ta được : RAX = - 378 ( N ) ( Chọn chiều ngược lại ) Tìm tiết diện nguy hiểm : Theo biểu đồ momen tiết diện nguy hiểm nhất tại B : Momen tương đương tại B : Mtd = = 218402 (Nmm) Đường kính trục tai B .(CT.10.15_357_TL1) DB= Theo tiểu chuẩn Tr.342_TL1 ta chọn DB = 45 (mm) Kiểm tra độ bền trục : Kiểm nghiệm theo ứng suất uốn .Với trục có 1 then CT_10.25.359_TL1 Momen cản uốn :W W ==mm3 δM = 0 .Theo CT_10.22_358_TL1 Kiểm ngiệm trục theo ứng suất xoắn Momen cản xoắn (CT 10.25.359_TL1) W0 = = Tại B có sự tập trung ứng suất tại rãnh then theo 10.8_362_[TL1] ta có : Kσ = 2,05 ; Kτ = 1,9 chọn β = 1 Theo 10.3 _360[TL1] ta chọn : ; Theo 153 [TL3] ta chọn : ; Xác định hệ số an toàn tại B : Theo công thức 10.19.TL1 Theo công thức 10.20.TL1 Với .Theo CT.10.21.TL1 Hệ số an toàn : = 4,38 S = 4,38 > [S] = 1,5 Vậy trục thỏa điều kiện bềnmỏi Chọn then trên trục І : a- Chọn then cho trục tại vị trí B (theo bảng 7.3b tr 122_[TL3]) ta có : Với trục có d = 45 mm ta chọn then bằng có chiều rộng b = 14 mm Chiều cao h = 9mm , chiều sâu rãnh then trên trục t = 5 mm ; chiều sâu rãnh then trên lỗ t1 = 4,1 mm. Chiều dài mayơ Lm = ( 1,2 → 1,5) ´ d chọn Lm = 65 (mm) Chiều dài then : L = 0,8 ´ Lm = 52 theo tiêu chuẩn chọn L = 50 mm Chiều dài làm việc của then : Theo CT_16.1_TL1 Độ sâu rảnh then trên mayơ: Kiểm tra bền theo độ bền dập : (CT.7.12_139_TL4) δd = 57,8 < [δd] = 150 Mpa.Bảng 7.20_TL4 then thỏa điều kiện bền dập Kiểm tra bền theo độ bền cắt : Theo CT_7.12_139_TL4 τc = 14,8 < [τ] = 120 Mpa. Ta chọn theo bảng 7.21_142_TL4 Then thỏa diều kiện bền cắt II- Tính Toán Thiết kế Trục II : 1- Chọn vật liệu : Truc hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình , ta chọn thép thường hóa C45 chế tạo trục .Theo bảng 10.1_350_TL1 Có : δb = 800 Mpa [T] = 25 Mpa δ-1 = 300 Mpa [δ] = 65 Mpa 2- Phân tích lực tác dụng : - Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng : Lưc vòng : Ft2 = 2 T2 / dw2 = 2664 ( N ) Lực hướng tâm : FR2 = Lực doc trục : FA2 = FT2 tg β = 853(N) 3-Xác định sơ bộ đường kính trục : Theo 7.1 TR114[TL4] ta có : d Theo tiêu chuẩn ta chọn : d = 50 mm tại vị trí trục đầu vào hộp giảm tốc 4-Chọn kích thước dọc trục : Khoảng cách giữa 2 ổ lăn theo 10.5 TR351[TL1] ta có : L = L1 + 2x + 2 w = 100 + 2 ´ 10 + 60 = 170 mm. Ta có thể lấy L=176mm Trong đó : theo 10.2_353 [TL1] ta chọn w = 50 ; chọn x = 10 khe hở giưa hộp giảm tốc và bánh răng L1 = b1 = ψba ´ aw = 0,4 ´ 250 = 100 mm Khoảng cách từ khớp nối đến hộp giảm tốc theo bảng 10.2 TR353[TL1] chọn f = 75 ( mm) 5-Tìm phản lực tại các vị trí : a-Xét theo phương Y : ↑ ∑ Fky = 0 - RAY – FR2 + RCY + FR = 0 - RAY + RCY = -2493 N (1) ∑ MBX = 0 RAY ´ 88 – MA + 88´RCY + (88+75)FR= 0 RAY ´ 88 + 88 ´ RCY = 409245 N (2) Giải (1) và (2) ta đươc : RAY = - 1078N chọn chiều ngược lại RCY = - 3571N chọn chiều ngược lại b- Xét theo phương X : ∑ Fkx = 0 RAX + FT2 - RCX = 0 RAX - RCX = - 2664 N (3) ∑ MAY = 0 FT2 ´ 88 – RCX ´ 88 = 0 RCX = 1332N ( Chọn chiều ngược lại ) Thế (3) ta được ; RAX = -1332 N c – Momen tại tiết diện nguy hiểm : Dựa vào biểu đồ momen ta thấy tiết diện nguy hiểm tại vị trí B MtdB = = 521465,15 (Nmm) Đường kính trục tại B : DB= Theo tiêu chuẩn ta chọn dB = 50 mm 6.Kiểm tra độ bền trục : Kiểm nghiệm theo ứng suất uốn .Với trục có 1 then CT_10.25.359_TL1 Momen cản uốn :W W == δM = 0 .Theo CT_10.22_358_TL1 Kiểm ngiệm trục theo ứng suất xoắn Momen cản xoắn (CT 10.25.359_TL1) W0 = = Tại B có sự tập trung ứng suất tại rãnh then theo 10.8_362_[TL1] ta có : Kσ = 2,05 ; Kτ = 1,9 chọn β = 1 Theo 10.3 _360[TL1] ta chọn : ; Theo 153 [TL3] ta chọn : ; Xác định hệ số an toàn tại B : Theo công thức 10.19.TL1 Theo công thức 10.20.TL1 Với .Theo CT.10.21.TL1 Hệ số an toàn : = 4,38 S = 2,3 > [S] = 1,5 Vậy trục thỏa điều kiện bềnmỏi Chọn then trên trục II : a- Chọn then cho trục tại vị trí B (theo bảng 7.3b tr 122_[TL3]) ta có : Với trục có d = 50 mm ta chọn then bằng có chiều rộng b = 16 mm Chiều cao h = 10mm , chiều sâu rãnh then trên trục t = 5 mm ; chiều sâu rãnh then trên lỗ t1 = 5,1 mm. Chiều dài mayơ Lm = ( 1,2 → 1,5) ´ d chọn Lm = 70 (mm) Chiều dài then : L = 0,8 ´ Lm = 56 theo tiêu chuẩn chọn L = 55 mm Chiều dài làm việc của then : Theo CT_16.1_TL1 Độ sâu rảnh then trên mayơ: Kiểm tra bền theo độ bền dập : (CT.7.12_139_TL4) δd = 129,7 < [δd] = 150 Mpa.Bảng 7.20_TL4 then thỏa điều kiện bền dập Kiểm tra bền theo độ bền cắt : Theo CT_7.12_139_TL4 τc = 32,44 < [τ] = 120 Mpa. Ta chọn theo bảng 7.21_142_TL4 Then thỏa diều kiện bền cắt CHƯƠNG 4 : CHỌN KHỚP NỐI - Ổ LĂN І- Chọn Khớp Nối : Chọn khớp nối vòng đàn hồi , loại này có cấu tạo đơn giản , dễ chế tao thay thế,đô tin cậy cao được sử dụng rộng rãi.Ngoài ra nó còn có khả năng giảm va đập ,đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục. - Vật liệu làm chốt chọn thép C45 có Ứng suất uốn cho phép: [δu] = 70 Mpa Ứng suất dập giữa chốt và ống : [δd] = 3 Mpa Ta chọn theo công thức 9.22,9.23_234_TL4 -Momen xoắn tính toán : Mt = K ´ Mx = 1,5 ´ 164811 = 2472165 Nmm Theo CT9.1_221_TL4 Trong đó : K = 1,5 hệ số chế độ làm việc tra bảng 9.1[TL4] Theo bảng 9.11_234 [4] + Đường kính trong của nối trục đàn hồi d = 40 mm ta chọn các kích thước cơ bản của vòng nối trục đàn hồi như sau : + Đường kính vòng ngoài của nối trục đàn hồi : D = 170 mm + Đường kính lỗ lắp chốt bạc vòng đàn hồi :d0 =36mm + Khoảng cách giữa hai nửa khớp nối : c = 4 mm + Chiều dài một nữa khớp nối: l = 110 mm + Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt: D0= D – d0 – (1020)=120 Theo CT_9.22_234_TL4 + Số chốt : Z = 6 + Đường kính chốt : dc = 18 mm + Đai ốc : M12 + Chiều dài chốt : lc = 42 mm Kích thức vòng đàn hồi với kích thước đường kính ngoài 35 mm Chiều dài toàn bộ vòng lv = 36 mm 2- Tính lực khớp nối tác dụng lên trục : Lực khớp nối tác dụng lên trục Fkn = ( 0,2 → 0,3 ) ´ 2 = ( 0,2→ 0,3 ) ´ 2 ´ N Theo CT 9_22_234 TL4.Ta có: (mm) đường kính đi qua tâm các chốt b- Kiểm tra đô bền dập vòng đàn hồi : Theo CT_9.22_234_TL4 δd = < [δd] = 3 Mpa c- Điều kiện sức bền uốn của chốt : Theo CT_9.23_234_TL4 δu = < [δu] = 70 Mpa Nối trục vòng đàn hồi vừa chọn thỏa điếu kiện bền . II- Chọn Ổ Lăn : Chọn ổ lăn cho trục 1 : Vì 2 ổ trên trục có đường kính vòng trong bằng nhau do đó ta có thể chọn 2 ổ giống nhau : Đường kính trong của ổ lăn d = 40 mm Ổ lăn trên trục 1 chịu cả lực Fr , và Fa Ta có : > 0,3 do đó ta ưu tiên dùng ổ đũa bi đỡ chăn cỡ trung hẹp Theo bảng P2.12tr264[TL2] tachọn ổ bi đỡ chăn loại trung hẹp có Kí hiệu : 46308 D = 90 mm C0 = 30700N C = 39200N Ta có Dựa vào bảng 11.3_TL1 ta chọn e = 0,34 Vì Ta chọn X = 0,45, Y= 1,62 . Tuổi thọ ổ tính bằng triệu vòng quay L = ( triệu vòng quay ) - Tải trọng tác dụng lên ổ A : FRA = - Tải trọng tác dụng lên ổ B : FRB = - Lực dọc trục tác dụng lên từng ổ : Ổ A : Theo 11.27a [1] : SA = e ´ FRA = 0,34 ´ 901,8 = 306,612N Ổ B : Theo 11.27a [1] : SB = e ´ FRB = 0,34 ´ 1670 = 567,8 N Ta có : SA SB - SA do đó lực dọc trục : FaA = SA = 306,612 N FaB = SA + Fa = 306,612 + 872 = 1178,6 N - Tải trong quy ước : Q = (X´FRB + Y´ FaB) ´ Kδ ´Kt = (0,45´1670 + 1,62´ 1178,6 ) ´1,7 = 4523,4 N Theo bảng 11.2[TL1] chọn : Kδ = 1,7 ; Kt = 1 - Khả năng tải đông tính toán : (CT 11.16_TL1) Cd = Q ´ ( N ) > C = 39,2 (KN) Vậy điều kiện tải động không thỏa ta phai chọn loại ổ bi đỡ chặn cỡ nặng. Chọn ổ có kí hiệu : 66408 D = 110 mm C0 = 38800N C = 52700N ,b = T=27 mm,r =2,5,r1 =1,2. Ta có Dựa vào bảng 11.3_TL1 ta chọn e = 0,34 Vì Ta chọn X = 0,45, Y= 1,62 . Tuổi thọ ổ tính bằng triệu vòng quay L = ( triệu vòng quay ) - Tải trọng tác dụng lên ổ A : FRA = - Tải trọng tác dụng lên ổ B : FRB = - Lực dọc trục tác dụng lên từng ổ : Ổ A : Theo 11.27a [1] : SA = e ´ FRA = 0,34 ´ 901,8 = 306,612N Ổ B : Theo 11.27a [1] : SB = e ´ FRB = 0,34 ´ 1670 = 567,8 N Ta có : SA SB - SA do đó lực dọc trục : FaA = SA = 306,612 N FaB = SA + Fa = 306,612 + 872 = 1178,6 N - Tải trong quy ước : Q = (X´FRB + Y´ FaB) ´ Kδ ´Kt = (0,45´1670 + 1,62´ 1178,6 ) ´1,7 = 4523,4 N Theo bảng 11.2[TL1] chọn : Kδ = 1,7 ; Kt = 1 - Khả năng tải đông tính toán : (CT 11.16_TL1) Cd = Q ´ ( N ) < C = 52,7 (KN) Vậy điều kiện tải động lúc này thỏa. - Khả năng tải tĩnh : Theo công thức 11.9 _221[TL2] Qt = X0 FrB + Y0 FaB = 0,5 ´ 1670 + 0,37 ´ 1178,6 = 1271,08 < C0 = 38,8 KN Trong đó : X0 = 0,5 : Y0 =0,37 theo bảng 11.6_221[TL2]. Vậy ổ lăn đã chọn thỏa điều kiện bền . Chọn ổ lăn cho trục II : Vì 2 ổ trên trục có đường kính vòng trong bằng nhau do đó ta có thể chọn 2 ổ giống nhau : Đường kính trong của ổ lăn d = 45 mm Ổ lăn trên trục 1 chịu cả lực Fr , và Fa Ta có : > 0,3 do đó ta ưu tiên dùng ổ đũa bi đỡ chăn cỡ trung hẹp Theo bảng P2.12tr264[TL2] tachọn ổ bi đỡ chăn loại trung hẹp có Kí hiệu : 46039 D = 100 mm C0 = 37700N C = 48100N Ta có Dựa vào bảng 11.3_TL1 ta chọn e = 0,34 Vì Ta chọn X = 0,45, Y= 1,62 . Tuổi thọ ổ tính bằng triệu vòng quay L = ( triệu vòng quay ) - Tải trọng tác dụng lên ổ A : FRA = - Tải trọng tác dụng lên ổ B : FRB = - Lực dọc trục tác dụng lên từng ổ : Ổ A : Theo 11.27a [1] : SA = e ´ FRA = 0,34 ´ 1713 = 582,24N Ổ B : Theo 11.27a [1] : SB = e ´ FRB = 0,34 ´ 3811 = 1295 N Ta có : SA SB - SA do đó lực dọc trục : FaA = SA = 582,24 N FaB = SA + Fa = 1435,24 N - Tải trong quy ước : Q = (X´FRB + Y´ FaB) ´ Kδ ´Kt = (0,45´3811 + 1,62´ 1435,24 ) ´1,7 = 6868 N Theo bảng 11.2[TL1] chọn : Kδ = 1,7 ; Kt = 1 - Khả năng tải đông tính toán : (CT 11.16_TL1) Cd = Q ´ ( N ) < C = 48,1 (KN) - Khả năng tải tĩnh : Theo công thức 11.9 _221[TL2] Qt = X0 FrB + Y0 FaB = 0,5 ´ 3811 + 0,37 ´ 1435,24 = 2436 < C0 = 37,7 KN Trong đó : X0 = 0,5 : Y0 =0,37 theo bảng 11.6_221[TL2]. Vậy ổ lăn đã chọn thỏa điều kiện bền . CHƯƠNG 5 : THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC І – Chọn Vật Liệu : - Vì hộp giảm tồc chịu tải và chịu va đập không lớn do đó ta chọn gang xám GX15-32 để chế tạo. II- Chọn Bề Mặt Ghép Lắp Và Thân: - Để thuận tiện cho việc lắp ghép các chi tiết của hộp giảm tốc, ta chọn lắp ghép của vỏ hộp đi qua đường tâm các trục, và bề mặt ghép song song với bề măt đế. III- Xác Định Các Kích Thước Cơ Bản Của Vỏ Hộp Giảm Tốc : Theo bảng 18_1_85_TL3 Chiều dày hộp giảm tốc : Thân hộp δ = 0,03 ´ a + 3 = 0,03 ´ 250 + 3 = 10,5 (mm) chọn δ = 11 mm Nắp hộp : δ1 = 0,9 ´ δ = 0,9 ´ 11 = 9,9 (mm) chọn δ1 = 10 (mm) Gân tăng cứng : Chiều dày : e = ( 0,8 →1 ) ´δ = ( 0,8 →1 ) ´ 11 = 8,8 → 11 chọn e = 10(mm) Chiều cao : h < 58 (mm) Độ dốc : Khoảng 20 Đường kính : Bu lông nền : d1>0,04.a+10 d1 > 20 (mm) ta chọn d1 = 20(mm) Bu lông cạnh ổ : d2=(0,7¸ 0,8).d1= 14 → 16 (mm) chọn d2 = 14 mm Bu lông ghép bích nắp và thân : d3 = ( 0,8 ¸ 0,9).d2 Þ d3 = 12 (mm) Vít lắp ghép nắp ổ : d4 = ( 0,6 ¸ 0,7).d2 Þ d4 = 10(mm) Vít ghép lắp cửa thăm : d5 =( 0,5 ¸ 0,6).d2 Þ d5 = 8 (mm) Mặt bích ghép nắp và thân hộp : Chiều dày bích thân hộp : S3 = ( 1,4 →1,8 ) ´ d3 = 16,8 → 21,6 (mm) chọn S3 = 18 (mm) Chiều dày bích lắp hộp : S4 = ( 0,9→ 1 ) ´ S3 = 16,2→ 17 chọn S4 =17 (mm) Bề rộng bích lắp và thân : K3 = K2 - ( 3→ 5 ) = 50 – ( 3→ 5 ) = 40 (mm) Trong đó : K2 = E2 + R2 + (3→5) = 1,6 ´ d2 + 1,3 ´ d2 + ( 3→ 5 ) = 45 (mm) Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ. Kích thước gối trục : Đường kính ngoài và tâm lỗ vít D2 ; D3 tra bảng 18.2[TL3] ta chọn : Trên trục 1 : D= 110mm,D2 = 130mm,D3 = 160mm Trên trục 2 : D = 100mm,D2 =120mm ,D3 = 150 mm. Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ : K2 = E2 + R2 + ( 3→5 ) = 1,6 ´ d2 + 1,3 ´ d2 + ( 3 → 5 ) = 40 (mm) Tâm lỗ bu lông cạnh ổ : E2 = 1,6 ´ d2 = 22,4 (mm) R2 = 1,3 ´ d2 = 18,2 (mm) Mặt đế hộp : Chiều dày khi có phần lồi : S1 = (1,4 ¸ 1,7) ´ d1 Þ S1 = 30 mm S2 = ( 1 ¸ 1,1) ´ d1 Þ S1 = 22 mm Bề rộng mặt đế hộp : K1 » 3 ´ d1 » 3 ´ 20 = 60 mm q = K1 + 2d = 60 + 2 ´ 11 = 82 mm Khe hở giữa các chi tiết : Giữa bánh răng với thành trong hộp : D ³ (1 ¸ 1,2) d Þ D = 12 mm Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp : D1 ³(3 ¸ 5) d Þ D1 = 55 mm Giữa mặt bên các bánh răng với nhau : D2 ³ d = 11 mm Chiều dài hộp giảm tốc : chọn L = 660 mm Bề rộng hộp giảm tốc : Từ chiều dài trục ta chọn sơ bộ bề rộng hộp giảm tốc : B = 300 (mm) Số lượng bu lông nền : Chọn Z = 4 Một số cơ cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp giảm tốc : Vòng móc : Tham khảo trang 89_90_TL3 Ta làm vòng móc trên thân hộp , kích thước vòng móc được xác định như sau Chiều dày vòng móc : S = ( 2 → 3 ) δ = 22 → 33 mm Đường kính : d = ( 3 → 4 ) δ = 33 → 44 mm Chốt định vị ta chọn 2 chốt định vị hình côn , tra bảng 18.4c[TL3] ta có các thông số cơ bản của chốt d = 8 ; c = 1,2 ; l1 = 9 ; l = 25 → 65 ; C1 = 0,7 ; l2 = 12 Cửa thăm : Theo 18.5[TL3] ta có các kích thước cơ bản của cửa thăm Số lượng vít : 4 Vít M8 ´ 12 A = 100 ; C = 125 ; B = 75 ; K = 87 ; R = 12 ; A1 = 150 ; B1 = 100 - Nút thông hơi lắp trên nắp cửa thăm theo bảng 18.6 [TL3] ta có c