Đồ án Chi tiết máy - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí

CHƯƠNG I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC Chọn động cơ điện Chọn kiểu loại động cơ: Hiện nay trên thị trường có 2 loại động cơ điện là động cơ 1 chiều và động cơ xoay chiều. Để thuận tiện và phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọn động cơ xoay chiều. Trong các loại động cơ xoay chiều ta chọn loại động cơ không đồng bộ 3 pha roto lồng sóc ( còn gọi là ngắn mạch ) với những ưu điểm như : dễ tìm, kết cấu đơn giản, dễ bảo quản, giá thành thấp, làm việc đáng tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới điện 3 pha mà không cần biến đổi dòng điện. Tính toán sơ bộ: 1/ Công suất làm việc : Plv=F×v1000=7850.1,251000=9,8125 KW 2/ Hiệu suất của hệ thống: η=ηh.ηOL3.ηn.ηK Trong đó, tra bảng 2.3[1] tr19 ta được: ɳh : hiệu suất bộ truyền động bánh răng trụ răng nghiêng: 0,97 ɳn : hiệu suất bộ truyền động bánh ma sát: 0,93 ɳôl : hiệu suất bộ truyền động mỗi cặp ổ lăn: 0,99 ηk: hiệu suất khớp nối: 1 => η=ηh.ηOL3.ηn.ηK= 0,97.0,993.0,93.1=0,875 3/ Công suất cần thiết trên trục động cơ: Pct=Plvη=9,81250,875=11,2 Kw 4/ Số vòng quay trên trục công tác: nlv=60000.vπ.D=60000.1,25π.230= 103,8vòngphút 5/ Tỉ số truyền sơ bộ: uSB=uh.un Theo bảng 2.4 Tr21 [1] ta có: + Tỉ số truyền bánh ma sát : un=2 + Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng nghiêng: uh=4 ⟹usb=uh.un=4.2=8 6/ Số vòng quay trên trục động cơ: nsb=nlv.usb=103,8.8=830,4 (vòng/phút) 7/ Chọn động cơ: Động cơ được chọn phải thỏa mãn: nđc≈nsb=830,4(vg/ph)Pđc≥Pct=9,8125 (KW) Trang bảng P.13 [1]tr238 Động cơ: 4A160S6Y3 Pđc (kW) nđc (v/ph) ɳ% D(mm) 11 970 86 48 1.2 Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hệ thống: Tỉ số truyền của hệ: ut=nđcnlv=970103,8=9,34 Tỉ số truyền của bánh ma sát: un=2 Tỉ số truyển của hộp giảm tốc: uh=utun=9,342=4,67 Tính toán các thông số trên các trục hệ dẫn động: Số vòng quay trên các trục: Số vòng quay trên trục động cơ: nđc=970(vg/ph) Số vòng quay trên trục I: nI=nđcuK=9701=970(vg/ph) Số vòng quay trên trục II: nII=nIubr=9704,67=207,7 (vg/ph) Số vòng quay trên trục công tác: nct=nIIux=207,74=51,925 (vg/ph) Công suất trên các trục: Công suất trên trục động cơ: Pct = Plv = 11 (KW) Công suất trên trục I: PI=Pct. ηOL .ηk=11 . 1 . 0,99 =10,89 KW Công suất trên trục II: PII=PI.ηOL .ηh=10,89 . 0,99 . 0,97=10,45(KW) Công suất trên trục của trục công tác: Pđc=PII.ηOL .ηn=10,45 . 0,99 . 0,93=9,62KW Mômen xoắn trên các trục: Mô men xoắn trên trục động cơ: Tđc=9,55.106.Pđcnđc=9,55.106.11970=108298.96(N.mm) Mô men xoắn trên trục I: TI=9,55.106.PInI=9,55.106.10,89970=108298(N.mm) Mô men xoắn trên trục II: TII=9,55.106.PIInII=9,55.106.10,45207,7=480488.6 N.mm Mô men xoắn trên trục công tác: Tct=9,55.106.PctnIII=9,55.106.9,6251,925=1769301,87 N.mm 1.3.4 Bảng các thông số động học Trục Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục công tác uK=1 uh=4,67 un=2 P(KW) 11 10,89 10,45 9,62 n(vg/ph) 970 970 207,7 51,925 T(N.mm) 108298,96 108298 480488 1769301 CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP 2.1 Tính chọn khớp nối. Thông số đầu vào: •Mômen cần truyền: T = Tđc = 108298 (N.mm) •Đường kính trục động cơ: dđc = 48 (mm) Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục. Hình 4.1: Khớp nối đàn hồi Ta chọn khớp theo điều kiện: Trong đó : • dt- Đường kính trục cần nối: dt = dđc =48mm • Tt- Mômen xoắn tính toán: Tt = k.T ,với: +k- Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Tra bảng 16.1[2], ta lấy k =1,5 +T- Mômen xoắn danh nghĩa trên trục: T = Tđc = 108298,96 (N.mm) Do vậy: Tt = k.T = 1,5. 108298,96 = 162448,44 (N.mm) Tra bảng 16.10a[2] với điều kiện: Ta được: Tra bảng 16.10b[2] với , ta được thông số cớ bản của khớp nối đầu vào hộp giảm tốc : Các thông số của khớp nối đầu vào T Nm d mm D mm dm mm L mm L mm d1 mm D0 mm Z nmax vg/phút B B1 l1 mm D3 mm l2 mm 125 32 125 65 165 80 56 90 4 4600 5 42 30 28 32 2.2 Kiểm nghiệm khớp nối: Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện: a)Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi : σd=2k.TZ.Dod0l3≤[σd] σd - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su σd=2÷4 Mpa Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi : σ d = 2.k.TZ.D0.d0.I3 = 2.1,5.108298,964.90.14.28=2,3<σd=3 (MPa) → Thỏa mãn b)Điều kiện bền của chốt : σu=k.T.l10,1.d03.D0.Z≤[σu] Trong đó: [σu]- Ứng suất uốn cho phép của chốt. Ta lấy [σu]=(60÷80) MPa; Do vậy, ứng suất sinh ra trên chốt: σ u =k.T.l10,1.d03.D0.Z= 1,5.108298,96.300,1.143.90.4=49,33 Mpa< [ σ u ] = 70 (Mpa) Khớp nối ta chọn đảm bảo. 2.3-TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG. 2.3.1 Chọn vật liệu. Chọn vật liệu bánh răng với: - Bánh răng nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 241285. Chọn độ cứng HB = 245 Giới hạn bền sb1 = 850 (MPa) Giới hạn chảy sch1 = 580 (MPa). - Bánh răng lớn : Thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 192240. Chọn độ cứng HB = 230 Giới hạn bền sb2 = 750 (MPa) Giới hạn chảy sch2 = 450 (MPa). 2.4 Xác định ứng suất cho phép. 2.4.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép. σH=σHlimο.KHLSH σHlimο=2HB+70:Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với só chu kỳ cơ sở tra b6.2 σHlim1ο=2.245+70=560 Mpa σHlim2ο=2.230+70=530 Mpa KHL=mHNHONHE:Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ bộ truyền + HB = 245 < 350 ⇒ mH = 6 + NHO = 30HHB2,4 : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử nghiệm về tiếp xúc. NHO1 = 30.2452,4 = 1,8.107 NHO2 = 30.2302,4 = 1,4.107 NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE1=60CTiTmax3niti NHE2=60Cn1u1tiTiTmax3niti/ti NHE2=60.1.301,63,161000013.3,58+0,773.4,38= 3,9.107 NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1 Suy ra NHE1 > NHO1 do đó KHL1 = 1 - SH = 1,1: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. Tra bảng 6.2 ⇒ Ứng suất tiếp xúc cho phép: σH1 =560.11,1=509 MPa σH2=530.11,1=482 MPa Bánh răng trụ răng thẳng nên: σH=σH2=482 MPa *Ứng suất uốn cho phép. σF=σFlimο.KFC.KFLSF σFlim1ο=1,8HB=1,8.245=441 Mpa: tra b6.2 σFlim2ο=1,8HB=1,8.230=414 Mpa:tra b6.2 KFL=mFNFONFE KFC = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải KFL:Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ bộ truyền + HB = 245 < 350 ⇒ mF = 6 + NFO = NFO1 = NFO2 = 4.106: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử nghiệm về uốn. NFE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NFE1=60CTiTmax6niti NFE2=60Cn1u1tiTiTmax6niti/ti NFE2=60.1301,63,16.1000016.3,58+0,776.4,38=4,1.107 NFE2 > NFO2 do đó KFL2 = 1 Tương tự NFE1 > NFO1 do đó KFL1 = 1 - SF = 1,75: Hệ số an toàn khi tính về uốn. Tra bảng 6.2 ⇒ Ứng suất tiếp xúc cho phép: σF1 =441.11,75=252 MPa σF2=414.11,75=237 MPa 2.4.2. Ứng suất cho phép khi quá tải. - Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: σH1max=2,8σch1=2,8.580=1624 MPa σH2max=2,8σch2=2,8.450=1260 MPa Bánh răng trụ răng thẳng nên: σHmax=σH2max=1260 MPa - Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: 0,8 . 580 = 464 (MPa) 0,8 . 450 = 360 (MPa) σF1max=02,8σch1=0,8.580=464 MPa σF2max=0,8σch2=0,8.450=360 MPa 2.5 Xác định các thông số ăn khớp. 2.5.1. Xác định môđun. m = (0,010,02). aw = 2,14,2(mm) Tra bảng 6.8 ta có m = 3 (mm) 2.5.2. Xác định số răng, góc nghiêng β, hệ số dịch chỉnh. - Bánh răng thẳng nên góc nghiêng β = 0o. - Xác định số răng: z1=2awm.u+1=2.21033,16+1=33,7 Chọn z1 = 34 Þ z2 = u.z1 = 3,16.34 = 107,44 chọn z2 = 107 zt = z1 + z2 = 34 + 107 = 141 - Tỷ số truyền thực tế là ut=z2z1=10734=3,15 - Tính lại khoảng cách trục: aw=m.zt2=3.1412=211,5 - Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng: + Đường kính vòng lăn, vòng chia: dw1 = d1 = m.z1 = 3.34 = 102 (mm) dw2 = d2 = m.z1 = 3.107 = 321 (mm) + Khoảng cách trục chia, khoảng cách trục: a = aω = 211,5 + Đường kính đỉnh răng: da1 = d1 + 2.m.(1 + x1 - ) = 102 + 2.3.(1 + 0 + 0) = 108 (mm) da2 = d2 + 2.m.(1 + x2 - ) = 321 + 2.3.(1 + 0 + 0) = 327 (mm) + Đường kính đáy răng: df1 = d1 – (2,5 – 2.x1).m = 102 – (2,5 – 2.0).3 = 9104,5 (mm) df2 = d2 – (2,5 – 2.x2).m = 321 – (2,5 – 2.0).3 = 313,5 (mm) 2.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. 2.6.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: σH=ZM.ZH.Zε2T.KH.u+1bw.u.dw2≤σH - ZM = 274 (Mpa)1/3: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5. - ZH = 1,62: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Tra bảng 6.12. Zε=4-εα3=4-1,763=0,866 + Hệ số trùng khớp ngang: εα=1,88-3,21z1+1z2cosβ=1,88-3,2134+1107cos0=1,76 - KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: KH=KHβ.KHα.KHv=1,05.1.1,06=1,113 + KHβ = 1,05 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. tra bảng 6.7 + KHα= 1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp + KHV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. KHv=1+vH.bw.dw12T.KHβ.KHα=1+3,85.63,45.1022.210252.1,05.1=1,06 Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác 9, do đó theo bảng 6.16 go= 73. Theo (6.42) vH=δH.go.v.awu=0,004.73.1,61211,53,15=3,85 v=π.dw.n60000=π.102301,660000=1,61 (m/s) δH = 0,004: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15. go = 73: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng của bánh 1 và bánh 2. Tra bảng 6.16. bw = Ψba.aw = 0,3.211,5 = 63,45 (mm) σH=274.1,62.0,8662.210252.1,1133,15+163,45.3,15.1022=371,5 (Mpa) * Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: σH=σH.Zv.ZR.KxH=482.1.1.1=482 (MPa) Z R = 1: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc. Cấp chính xác 9 ⇒ Ra = 1,250,63 µm ⇒ Z R = 1. Zv = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. v = < 5 (m/s) ⇒ Zv = 1 KxH = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng. da2 = ≤ 700 (mm) ⇒ KxH = 1. ⇒ ≤ . Vậy răng thỏa mãn về độ bền tiếp xúc. Tính lại chiều rộng vành răng: bw=Ψba.awσHσH2=0,3.211,5371,54822=37,7 Lấy bω = 38 (mm) * Bảng thông số. Các thông số Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Khoảng cách trục aw (mm) 211,5 Môđun m 3 Chiều rộng vành răng bw (mm) 38 Số răng bánh răng (z1,z2) 34 107 Đường kính vòng lăn (dw1, dw2) (mm) 102 321 Đường kính đỉnh răng (da1,da2) (mm) 108 327 Đường kính đáy răng (df1,df2) (mm) 94,5 313,5 CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC 3.1 Chọn vật liệu Trục chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 thường hóa có: Độ cứng HB = 200 Giới hạn bền σb=600(Mpa) Giới hạn chảy σch=340(Mpa) ứng suất xoắn cho phép τ=1220(Mpa) 3.2 Tính thiết kế trục 3.2.1 Tính sơ bộ đường kính các trục - Đường kính trục I: d1=3T10,2τ=32102520,2.20=37,5mm Lấy d1 = 40 (mm) - Đường kính trục II: d2=3T20,2τ=36316610,2.15=59,5mm Lấy d2 = 60 (mm) 3.2.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ - Chọn chiều rộng ổ lăn. Tra bảng 10.2. Bảng. d (mm) 40 60 bo (mm) 23 31 - Chiều dài bánh răng: + lm13 = (1,21,5).d1 = (1,21,5).40 = 48 60 (mm) chọn lm13 = 50 (mm) + lm23 = (1,21,5).d2 = (1,21,5).60 = 7290 (mm) chọn lm23= 80 (mm) - Chiều dài bánh đai: + lm12 = (1,21,5).d1 = (1,21,5).40 = 4860 (mm) chọn lm12 = 50 (mm) - Chiều dài nửa khớp nối đàn hồi: lm22 = (1,42,5)d2 = (1,42,5).60 = 84150 (mm) chọn lm22 = 100 (mm) Bảng Tên gọi Ký hiệu và giá trị Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k1 = 10 Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp K2 = 15 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ K3 = 10 Chiều cao lắp ổ và đầu bulông hn = 15 - Khoảng côngxôn trên trục tính từ chi tiết ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ: lc12 = 0,5(lm13 + bo) + k3 + hn = 0,5(50 + 23) + 10 +15 = 61,5 (mm) lc22 = 0,5(lm23 + bo) + k3 + hn = 0,5(80 + 31) + 10 +15 = 80,5 (mm) - Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay: + Trục I: l12 = -lc12 = -61,5 (mm) l13 = 0,5.( lm13 + bo) + k1 + k2 = 0,5.(80 + 31) + 10 + 15 = 80,5 (mm) l11 = 2 l13 = 2.80,5 = 161 (mm) + Trục II: l22 = -lc22 = -80,5 (mm) l23 = l13 = 80,5 (mm) l21 = l11 = 161 (mm) 3.3 Sơ đồ lực - Lực tác dụng lên trục: Vị trí đặt lực của bánh răng 3: âm cq1 = -1: Trục I quay cùng chiều kim đồng hồ. cb13 = 1: Trục I là trục chủ động. Lực vòng trên bánh răng: Ft13=2Tdw=2.210252102=3447N Fx13 = -3447 (N) Fx13 = -Fx23 = 3447 (N) Fy13 = -1255 (N) Fy13 = -Fy23 = 1255 (N) - Lực từ bánh đai tác dụng lên trục I: Fx12 = cosα.Fr = cos55.1416 = 812 (N) Fy12 = sinα.Fr = sin55.1416 = 1160 (N) - Lực từ khớp nối tác dụng lên trục II: Fx22=0,20,3Ft=0,20,3TDt=0,20,3631661130=9721458(N) Tra bảng 16.10a Dt = 130 (mm) Lấy Fx22 = 1000 (N) Chiều của lực từ khớp nối trục có chiều sao cho mômen uốn tại mặt cắt tiết diện bất kỳ là lớn nhất, do đó Fx22 ngược chiều với Fx23. * Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ mômen ta có các tiết diện cần được kiểm tra Trục 1: Tiết diện lắp bánh đai 12 Tiết diện ổ lăn 10 Tiết diện lắp bánh răng: 13 Trục 2: Tiết diện lắp bánh răng : 23 Tiết diện ổ lăn 21 Tiết diện lắp khớp nối 22 Chọn lắp ghép: các ổ lăn đươc lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, nối theo k6 kết hợp với lắp then. Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện: - :hệ số an toàn cho phép [S] = 2. - :hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp - :hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp + Với thép 45 có σb = 600 (Mpa) Giới hạn mỏi uốn và giới hạn mỏi xoắn được xác định gần đúng theo công thức : (Mpa) (Mpa) - Xác định các hệ số và tại các tiết diện nguy hiểm: + =1,46 ,= 1,54: Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn. Tra bảng 10.12. (Trục có rãnh then, sử dụng dao phay ngón gia công) + ,: Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến ghới hạn mỏi. Tra bảng 10.10. Ta được + Kx = 1,06: Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Tra bảng 10.8.( Gia công trên máy tiện độ nhám đạt Ra = 2,50,63) + Ky = 1: Hệ số tăng bền mặt trục. Không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt. Từ đó ta tính được , kết quả trong bảng sau: Bảng 4.3. Tiết diện 12 10 13 23 21 22 d 30 35 38 52 50 45 0,9 0,874 0,85 0,785 0,7975 0,81 0,85 0,804 0,78 0,745 0,7525 0,76 Rãnh then 2,0 - 1,72 1,86 - 1,80 1,86 - 1,97 2,07 - 2,03 Lắp dôi 2,06 2,06 2,06 2,28 2,28 2,88 1,64 1,64 1,64 1,87 1,87 1,87 2,12 2,12 2,12 2,34 2,34 2,34 1,74 1,96 2,06 2,10 1,94 2,02 - : Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j: b, t1 Tra bảng 9.1a Wj , Wo j : Trục tiết diện tròn Wj Wo j : Trục có một rãnh then. Xem Bảng 4.3. + = 0, : Trục quay ứng suất uốn biến đổi theo chu kì. + : Trục quay một chiều ứng xuất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động. Bảng 4.4. Tiết diện 12 10 13 23 21 22 d (mm) 30 35 38 52 50 45 b× h (mm2) 8x7 - 10x8 18×11 - 16×10 t1 (mm) 4 - 5 7 - 6 M (Nmm) 0 87082 211075 684180 470960 0 W (mm3) 1534 2647 5364 286849 120750 27608 (Mpa) 0 46,3 40,3 37,5 28,8 0 T (Nmm) 268300 268300 268300 631661 631661 631661 Wo (mm3) 3068 5864 11648 39462 32668 23019 (Mpa) 7,0 7,3 4,3 16,1 9,7 13,8 - , : Hệ số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7. * Tính , , S. Bảng 4.5. Tiết diện 12 10 13 23 21 22 d (mm) 30 35 38 52 50 45 σ-1 (Mpa) 261,6 261,6 261,6 261,6 261,6 261,6 Kσ 2,12 2,12 2,12 2,34 2,34 2,34 σa 4,5 46,3 40,3 37,5 28,8 0 0,05 0,05 0,05 0,05 0,05 0,05 σm 0 0 0 0 0 0 - 2,7 2,5 2,5 4,3 - τ-1 (Mpa) 151,7 151,7 151,7 151,7 151,7 151,7 Kτ 1,7 1,98 2,03 2,12 1,93 2,09 τa 7,0 7,3 4,3 16,1 9,7 13,8 0 0 0 0 0 0 τ m 7,0 7,3 4,3 8,8 9,7 13,8 Sτ 12,7 10,5 17,4 4,4 8,1 5,3 S 11,5 2,6 2,5 2,2 3,8 5,3 Vậy kết quả cho thấy tại các tiết diện nguy hiểm trên trục đều thỏa mãn vì điều kiện bền. ⇒ kết cấu trục đã chọn thỏa mãn. * Kiểm nghiệm độ bền của then. Chọn vật liệu thép 45, chịu tải trọng va đập nhẹ. - Ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then theo công thức: + T: mô men xoắn trên trục (Nmm). + d: Đường kính trục (mm). + lt = (0,80,9).lm :chiều dài then. + h, t1 , b: Tra bảng 9.1. Theo bảng 9.5 trang 178 với tải trọng va đập nhẹ và dạnh lắp cố định thì: (Mpa) : Ứng suất dập cho phép đối với mối ghép then. Tra bảng 9.5. (Mpa) Ứng suất cắt cho phép đối với mối ghép then. Tiết diện d (mm) lt (mm) b×h (mm2) t1 (mm) T (N.mm) (MPa) (MPa) 12 30 40 8x7 4 210252 48,3 7,1 13 38 60 10x8 5 210252 81,2 7,0 23 52 68 18×11 7 631661 69,7 17 22 45 68 16x10 6 631661 91,2 26,8 Sau khi tính toán ta lập được bảng sau: Vậy các tiết diện thỏa mãn điều kiện bền mỏi. CHƯƠNG 4. TÍNH LỰA CHỌN KẾT CẤU 4.1 Tính kết cấu của vỏ hộp: Vỏ hộp của hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền tới , đựng dầu bôi trơn, bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi. Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, vì vậy vật liệu nên dùng của hộp giảm tốc là GX15-32 4.2 Kết cấu các chi tiết truyền động: Hình 5.1. Kết cấu bánh răng Bánh răng trụ lớn trục 2: Dm2 = (1,5÷1,8)d2 = (1,5÷1,8).45= 80 mm s = (2,5÷4)m = (2,5÷4)2 = 8 mm 4.3 Kết cấu nắp ổ: Các kích thước đường kính tâm lỗ vít (D) và đường kính ngoài của bích (D) của các nắp ổ: Với lắp ổ nhỏ: D=56mm; D2=77mm; D3=95mm; d4=M12; Z=4. Với lắp ổ lớn: D=86mm; D2=105mm; D3=124mm; d4=M12; Z=4 BẢNG THỐNG KÊ CÁC KIỂU LẮP, TRỊ SỐ CỦA SAI LỆCH GIỚI HẠN VÀ DUNG SAI CỦA CÁC KIỂU LẮP Smax=ES - ei ;Smin=EI- es=- Nmax ; Nmax=es – EI;Nmin= ei – ES= -Smax Các chi tiết Kiểu lắp Trục mm ES EI es ei Smax Smin Trục và bánh răng H7 k6 Trục II +25 0 +18 +2 +23 -18 Lắp thành trong ổ lăn với trục k6 Trục I +15 +2 Trục II +18 +2 Lắp bích nắp trục với vỏ hộp H7 f8 Trục I +30 0 -30 -76 +106 +30 Trục II +35 0 -36 -90 +125 +36 Trục với vòng chắn dầu H7 k6 Trục I +21 0 +15 +2 +19 -15 Trục II +25 0 +18 +2 +23 -18 Lắp thành ngoài ổ lăn với vỏ hộp H7 Trục I +30 0 Trục II +35 0 Trục với bạc chặn H7 k6 Trục I +21 0 +15 +2 +19 -15 Trục II +25 0 +18 +2 +23 -18 4.4 Các chi tiết phụ : 4.4.1 Chốt định vị: Dùng chốt định vị dạng côn: d= 4 mm c= 0,6 mm l= 44 mm Hình 5.2 : Chốt định vị 4.4.2 Que thăm dầu: Kích thước que thăm dầu Hình 5.3 : Que thăm dầu 4.4.3 Nút tháo dầu: +Chọn nút tháo dầu hình trụ: Bảng 5.4.3 : Các thông số của nút tháo dầu d b m F L c q D S D0 M27 x 2 18 12 4 34 3,5 24 38 27 31,2 4.4.4 Nắp cửa thăm: + Ta chọn theo kích thước theo nắp hộp với C = 85 mm. 4.4.5 Nút thông hơi: Bảng : Các thông số của nút thông hơi A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27 x 2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 4.4.6 Vòng móc : Ta chọn vòng móc để dễ gia công với thông số : + Chiều dày : S= 2 . 10 = 20 mm + Đường kính : d = 3. 10 = 30 mm. 4.5 Bôi trơn hộp giảm tốc: Độ nhớt của dầu: Chọn dầu bôi trơn cho hộp giảm tốc Dầu máy bay MC-20: Độ nhớt centistoc: Độ nhớt engle: 4.6 Bôi trơn ổ lăn : Vì vận tốc vòng của cả 2 bánh răng đều nhỏ hơn 4m/s(vmax=0,89m/s) nên ta chọn phương pháp bôi trơn bằng mỡ cho ổ lăn Chọn mỡ kí hiệu LGMT2 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] PGS.TS.Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, tập 2 – NXB Giáo dục. [2] GS.TS. Nguyễn Trọng Hiệp : Chi tiết máy tập 1, tập 2 – NXB Giáo dục