Đồ án Truyền động cơ khí - Đề số 6: Thiêt kế hệ thống dẫn động thùng trộn

6 PHẦN II: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY 8 II.1 Thiết kế bộ truyền đai thang 8 II.2 Thiết kế bộ truyền bánh răng 12 II.3 Thiết kế trục 25 II.4 Tính toán chọn ổ 39 II.5 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 45 II.6 Các chi tiết phụ 47 II.7 Bảng dung sai lắp ghép 51 Tài liệu tham khảo 54 LỜI NÓI ĐẦU: Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ khí hiện đại. Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước. Hiểu biết, nắm vững và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí. Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đối với các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể thiếu. Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn học như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí..., và giúp sinh viên có cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ bản như bánh răng, ổ lăn,Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí. Em chân thành cảm ơn thầy ThS.Nguyễn Văn Thạnh, các thầy cô và các bạn khoa cơ khí đã giúp đỡ em rất nhiều trong quá trình thực hiện đồ án. Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi, em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn Sinh viên thực hiện: Hoàng Quang Minh PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN I.1. CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN Công suất tương đương: Ptđ=P*TiTmax2*titi=7.5*12*15+0.32*36+0.32*4915+36+49≈3.57kW =>Pct=Ptđη=Ptđηd*ηbr2*ηol3=3.570.95*0.972*0.993≈ 4.12kW + Số vòng quay của động cơ sơ bộ: nđcsb=nct*uchsb=nct*udsb*ugtsb Chọn udsb=3ugtsb=14 (theo bảng 3.2 tài liệu [3] ) nđcsb=38*3*14=1596 vg/ph Chọn động cơ Pđc=5.5kW>Pctnđc=1445 vg/ph (tra bảng P1.1 tài liệu [1] ) I.2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN uch=nđcnct=144538≈38.03 =>chọn ud=3 ugt=uchux=38.033≈12.67 u1=3u22ψba1ψba2-0.01÷0.02u u1=5.73u2=2.21 Công suất các trục: P3=Ptđηd=7.50.95≈7.9 P2=P3ηbr*ηol=7.90.97*0.99≈8.23 P1=P2ηbr*ηol=8.230.97*0.99≈8.57 Số vòng quay của các trục : n1=ndcud=14453=481.67 (vg/ph) n2=n1u1=481.675.73=84.06vg/ph n3=n2u2=84.062.21=38vg/ph Momen xoắn trên các trục: P=T*n9.55*106=>T=P*9.55*106n =>T1=80894T2=445349T3=944947 *Bảng đặc tính kỹ thuật: Trục động cơ I II III Công suất(kW) 4.12 8.57 8.23 7.9 Tỉ số truyền 3 5.73 2.21 N(vg/ph) 1445 481.67 84.06 38 T(Nmm) 27229 80894 445349 944947 PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY II.1 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI Công suất truyền: P=4.12 kW Số vòng quay trục dẫn: n=1445 vg/ph Tỉ số truyền: u=3 Chọn số hiệu đai thang: Chọn đai Theo (hình 4.22 - trang 152-tài liệu [3] ) chọn số hiệu đai là A. bp,mm bo,mm h,mm y2,mm A,mm2 Chiều dài đai,mm T1,Nm d1,mm 11 13 8 2.8 81 560-4000 11-70 100-200 Chọn d1=140 mm theo tiêu chuẩn v1=πd1n60000=10.6 ms Ta có: ε=0.01-0.02 d2=u*d1*1-ε=3*140*1-0.01=415.8mm Chọn d2=400 mm theo tiêu chuẩn Tính lại tỉ số truyền u: u=d2d1*1-ε=2.88 Sai lệch 3.8% nên chấp nhận được. Khoảng cách trục nhỏ nhất Xác định theo công thức: 2(d1+d2) ≥ a ≥ 0.55(d1+d2) + h 2(140+400) ≥ a ≥ 0.55(140+400) + 8 1080 ≥ a ≥ 305 Chọn sơ bộ: a=d2=400mm Chiều dài tính toán của đai: L=2a+πd1+d22+d2-d124a=1684.2 mm Theo bảng 4.3 ( tài liệu [3] ) chọn L=1600mm=1.6m theo tiêu chuẩn. Số vòng chạy của đai trong một giây: i=v1L=10.61.6=6.625<i=10 Tính toán lại khoảng cách trục a: a=k+k2-8∆24 Trong đó : k=L-πd1+d22=1600-π140+4002=752.2mm ∆=d2-d12=400-1402=130 a=752.2+752.2 2-8*13024=352mm Giá trị a vẫn thỏa mãn trong khoảng cho phép. Góc ôm đai bánh đai nhỏ: α1=180o-57d2-d1a=180o-57400-140352=138o=2.4 rad Các hệ số sử dụng: Hệ số ảnh hưởng đến góc ôm đai: Cα=1.241-e-α1110=0.89 Hệ số ảnh hưởng đến vận tốc: Cv=1-0.050.01v2-1=1-0.050.01*10.62-1=1 Hệ số ảnh hưởng đến tỉ số truyền u: Cu=1.14 vì u=3>2.5 Hệ số ảnh hưởng đến số dây đai Cz ta chọn sơ bộ bằng 0.95 (chọn z=2-3) Hệ số xét đến ảnh hưởng chế độ tải trọng: Cr=0.7 Hệ số xét ảnh hưởng chiều dài đai: CL=6LLo=616001700=0.99 Theo đồ thị hình 4.21c (t ài liệu [3] ) ta chọn [Po] =2.3 khi d = 140mm đai loại A. Số dây đai được xác định theo công thức: z≥PPoCαCuCLCzCrCv=4.122.3*0.89*1.14*0.99*0.95*0.7*1=2.68 Ta chọn z=3 đai (thỏa điều kiện chọn ban đầu). Định các kích thước chủ yếu của đai: Chiều rộng bánh đai: B=(z-1)t+2S Đường kính ngoài: dn1=d1+2h0dn2=d2+2h0 Trong đó: z=3 ; t=15 ; S=10 ; h0=3.3 Suy ra: B=50mm ; dn1=146.6mm ; dn2=406.6mm Lực căng đai ban đầu: Fo=Aσo=zA1σo=3*81*1.5=364.5 N Lực căng mỗi dây đai: Fo2=182.25 N Lực vòng có ích: Ft=1000Pv1=1000*4.1210.6=388.68 N Lực vòng trên mỗi đai 194.34 N Từ công thức: Fo=Ft2efα+1efα-1 Suy ra : 2Foefα=Ftefα+Ft efα2Fo-Ft=2Fo+Ft ; efα=2Fo+Ft2Fo-Ft Từ đây suy ra: f'=1αln2Fo+Ft2Fo-Ft=0.5 Hệ số ma sát nhỏ nhất để bộ truyền không bị trượt trơn (giả sử góc biên dạng bánh đai γ=38o): fmin=f'sin(γ2)=0.5*sin19o=0.163 Lực tác dụng lên trục: Fr≈2Fosinα12=2*364.5*sin1382=680.6N II.2 THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG Đây là bộ truyền bôi trơn tốt (bộ truyền kín) ta tính toán theo độ bền mỏi tiếp xúc để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm lại điều kiện bền uốn. Bộ truyền cấp nhanh Moment xoắn trên trục là 80894Nmm. Vì hộp giảm tốc có cấp nhanh phân đôi nên T1=80894/2=40447 Nmm. u = 5.73 n = 481.67 (v/p) Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn: Chọn thép 40Cr được tôi cải thiện. Theo bảng 6.13, tài liệu [3], ta có: Đối với bánh dẫn: HB1 = 250 σOHlim1 = 2HB1 + 70 = 2*250 + 70 = 570 Mpa sH1 = 1.1 σOFlim1 = 1.8HB1 =1.8*250 = 450 Mpa sF1 = 1.75 Đối với bánh bị dẫn: HB2 = 228 σOHlim2 = 2HB2 + 70 = 2*228 + 70 = 526 Mpa sH2 = 1.1 σOFlim2 = 1.8HB2 =1.8*228 = 410.4 Mpa sF2 = 1.75 Xác định sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH ] và ứng suất uốn cho phép [σF ]: Số chu kì làm việc cơ sở: NHO1 = 30 HB12.4 = 30* 2502.4 = 1.71*107 chu kì NHO2 = 30 HB22.4 = 30* 2282.4 = 1.37*107 chu kì NFO1 = NFO2 = 5*106 chu kì Số chu kì làm việc tương đương: Số lần ăn khớp của răng 1 vòng quay: c=1 Tuổi thọ: Lh = 6*250*8*2 = 24000 giờ mH = 6 NHE1 = 60c(TiTmax)3 niti = = 60*1*481.67*13*0.15+0.33*0.36+0.33*0.49 * 24000 = 12*107 chu kì NHE2 = NHE1u = 12*1075.73 2.1*107 chu kì NFE1 = 60c(TiTmax)6 niti = = 60*1*481.67*16*0.15+0.36*0.36+0.36*0.49 * 24000 = 10.45*107 chu kì NFE2 = NFE1u = 10.45*1072.21 = 4.73*107 chu kì Hệ số tuổi thọ: Do NHE1 > NHO1 ,NHE2 > NHO2 ,NFE1 > NFO1 ,NFE2 > NFO2 nên chọn KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: [σH1] = σOHlim1 0.9*KHL1sH1 = 570*0.9*11.1 = 466.36 Mpa [σH2] = σOhlim2 0.9*KHL2sH2 = 526*0.9*11.1 = 430.36 MPa [σF1] = σOFlim1KFCsF1 KFL1 = 450*11.75 *1 = 257.14 Mpa [σF2] = σOFlim2KFCsF2 KFL2 = 410.4*11.75 *1 = 234.51 Mpa Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]: σH= 0.5*σH12+σH22=317.3 MPa Vì không thỏa mãn điều kiện: σHmin=430.36≤σH≤1.25σHmin Do đó ta chọn σH=σHmin=430.36 Pma Chọn ứng suất uốn cho phép: [σF] = [σF2] = 234.51 Mpa Chọn hệ số tải trọng tính: Theo bảng 6.15, tài liệu [3] do bánh răng nằm không đối xứng các ổ trục nên chọn ψbα = 0.25÷0.4, chọn ψba = 0.4 theo tiêu chuẩn. Ta có: ψbd = ψbα(u+1)2 = 0.4*(5.73+1)2 = 1.346 Ứng với ψbd vừa chọn, tra bảng 6.4, tài liệu [3], (ứng với ψbd = 1.346 và HB <350) ta có: KHβ = 1.115 KFβ = 1.225 Tính khoảng cách trục: aw = 43(u+1)3T1KHβψbaσH2u = =43*(5.73+1)340447 *1.1150.4*430.362*5.73 =137 mm Theo tiêu chuẩn chọn aw = 160 mm Chọn modul răng: m= (0.01÷0.02) aw = (0.01÷0.02) *160= 1.6÷3.2 Theo tiêu chuẩn ta chọn m=3 Xác định số răng và góc nghiêng răng: Từ điều kiện 80 ≤ β ≤ 200 Suy ra: 2*160*cos2003*(5.73+1) ≤ z1 ≤ 2*250*cos803*(5.73+1) 14.89≤ z1 ≤ 15.7 Chọn z1 =15 răng suy ra z2 =15*5.73 = 85.95 răng Chọn z2=86 răng Tính lại tỉ số truyền: u = z2z1 = 8615 = 5.733 sai số 0.06% nên chấp nhận được. Góc nghiêng răng: β = arccosm*z1*(u+1)2*a = 18.84o Xác định các kích thước bộ truyền bánh răng: Đường kính vòng chia dω1 = mnz1cosβ = 3*15cos18.84 =47.55 mm dω2 = mnz2cosβ = 3*86cos18.84 = 272.6 mm Đường kính vòng đỉnh: da1 = dω1 + 2mn = 53.55 mm da2 = dω2 + 2mn =278.6 mm Đường kính vòng đáy: df1 = d1 – 2,5mn = 40.05 mm df2 = d2 – 2,5mn =265.1 mm Khoảng cách trục: aω = mnz1(1+u)2cosβ = 3*15*(1+5.73)2*cos18.84 ≈ 160 mm Chiều rộng vành răng: b2 = ψbα aω = 0.4*160 =64 mm b1 = b2 + 5 = 69 mm Tính vận tốc vòng v và chọn cấp chính xác bộ truyền: v = πdω1n60000 = π*47.55 *481.6760000 = 1.2 m/s Tra bảng 6.3, tài liệu [3], ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9, vgh = 6m/s Xác định lực tác dụng lên bộ truyền: Ft1 = 2*T1*cosβmnz1 = 2*40447*cos18.84o3*15 =1701.3 N Fn1 = Ft1cos∝cosβ = 1701.3cos20*cos18.84 = 1913 N Fa1 = Ft1 tgβ == 580.5N Fr1 = Ft1tg20cosβ = 654.3 N Tra bảng 6.6, tài liệu [3], chọn KHV = 1.02 KFV = 1.04 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc ZM = 275MPa1/2 εα = 1.2÷1.9 Chọn εα = 1.9 khi đó Zε=0.73 T1 = 84958 Nmm αtω = arctantg20cosβ = arctantg20cos18.84 = 21o ZH = 2cosβsin2αtω = 2*cos18.84sin⁡(2*21o) = 1.68 KH = KHβ * KHV*KHα= 1.115*1.02*1.13=1.3 u=5.73 dω1 = 47.55 mm b = 64 mm σH = ZMZHZεdω1 2T1KH(u+1)bu = = 275*1.68*0.7347.55 2*40447*1.3*(5.73+1)64*5.73 =311.6 Mpa Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = σOHlim KHL*ZR*ZV*Kl*KxHsH Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: ZR = 0,95 Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng, do HB ≤ 350 Zv = 0.85v0.1=0.87 Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn Kl = 1 Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng: KxH=1.05-d104=1.02 Suy ra [σH] = 430.361*0.95*0.87*1*1.021.1=330 MPa Ta có σH = 311.6 MPa nhỏ hơn [σH]=330 Mpa Vậy bộ truyền thỏa điều kiện bền tiếp xúc. Xác định số răng tương đương: zv1 = z1cos3β = 15cos318.84 =17.7 zv2 = z2cos3β = 86cos318.84 = 101.45 YF1 = 3.47+ 13.2zv1 =4.2 YF2 = 3.47+ 13.2zv2 =3.6 Kiểm nghiệm độ bền uốn. σF=σOFlimKFLYRYxYδKFCsF Trong đó: Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi: KFC = 1 khi quay 1 chiều. Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: YR = 1 khi phay và mài răng. Hệ số kích thước: Yx = 1.05 – 0.005m = 1.05 – 0.005.3 = 1.035 Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất: Yδ = 1.082 – 0.172lgm = 1.082 – 0.172lg3 = 1 Suy ra: σF1=266.1 σF2=242.5 Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng: σF1YF1 =266.14.2=63.36 σF2YF2 =242.53.6=67.36 Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh dẫn là bánh có độ bền thấp hơn. Giá trị ứng suất uốn tại chân răng: σF1=YFFtKFYεYβbwmn Trong đó: Hệ số tải trọng tính: KF=KFβ*KFv*KFα=1.225*1.04*1.37=1.75 Yε=1εα=11.6=0.625 Yβ=1-εβ*β120=1-1.22*18.84120=0.81 Ứng suất uốn tính toán là: σF=4.2*1701.3 *1.75*0.625*0.8164*3=33 MPa σF=33MPa≤σF1=266.1MPa Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc. Bộ truyền cấp chậm: Moment xoắn trên trục là 445349 Nmm. T1=445349 Nmm. u = 2.21 n = 84.06 (v/p) Chọn vật liệu cho bánh dẫn và bánh bị dẫn: Giống như bộ truyền cấp nhanh. Số chu kì làm việc tương đương: Số lần ăn khớp của răng 1 vòng quay: c=1 Tuổi thọ: Lh = 6*250*8*2 = 24000 giờ mH = 6 NHE1 = 60c(TiTmax)3 niti = = 60*1*84.06*13*0.15+0.33*0.36+0.33*0.49 * 24000 = 21*106 chu kì NHE2 = NHE1u = 21*1062.21 =9.5*106 chu kì NFE1 = 60c(TiTmax)6 niti = = 60*1*84.06*16*0.15+0.36*0.36+0.36*0.49 * 24000 = 18.23*106 chu kì NFE2 = NFE1u = 18.23*106 2.21 = 8.24*106 chu kì Hệ số tuổi thọ: Do NHE1 > NHO1 ,NHE2 > NHO2 ,NFE1 > NFO1 ,NFE2 > NFO2 nên chọn KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: [σH1] = σOHlim1 0.9*KHL1sH1 = 570*0.9*11.1 = 466.36 Mpa [σH2] = σOhlim2 0.9*KHL2sH2 = 526*0.9*11.1 = 430.36 MPa [σF1] = σOFlim1KFCsF1 KFL1 = 450*11.75 *1 = 257.14 Mpa [σF2] = σOFlim2KFCsF2 KFL2 = 410.4*11.75 *1 = 234.51 Mpa Chọn ứng suất tiếp xúc cho phép [σH]: σH=σH min=σH2= 430.36 MPa Chọn hệ số tải trọng tính: Theo bảng 6.15 do bánh răng nằm không đối xứng các ổ trục nên chọn ψbα = 0.25÷0.4, chọn ψba = 0.4 theo tiêu chuẩn. Ta có: ψbd = ψbα(u+1)2 = 0.4*(2.21+1)2 = 0.642 Ứng với ψbd vừa chọn, tra bảng 6.4(ứng với ψbd = 0.642 và HB <350) ta có: KHβ = 1.04 KFβ = 1.07 Tính khoảng cách trục: aw = 50*(u+1)3T1KHβψbaσH2u = =50*(2.21+1)3445349*1.040.4*430.362*2.21 =227mm Theo tiêu chuẩn chọn aw =250 mm Chọn modul răng: m= (0.01÷0.02) aw = (0.01÷0.02) *250 = 2.5÷5 Theo tiêu chuẩn ta chọn m=4 Xác định số răng và góc nghiêng răng: Số răng bánh dẫn là: z3=2awm*(u+1)=2*2504(2.21+1)=38.9 (răng) Chọn z3 =39 răng suy ra z4 =39*2.21 = 86.19 răng Chọn z4 = 86 răng Tính lại tỉ số truyền: u = z4z3 = 8639 = 2.205 Δu=0.22%<4% (thỏa) Khoảng cách trục: aω = mnz3(1+u)2 = 4*39*(1+2.21)2 ≈ 250 mm Vậy không cần dịch chỉnh. Xác định các kích thước bộ truyền bánh răng: Đường kính vòng chia dω3 = mnz3=4*39= 156 mm dω4 = mnz4=4*86= 344mm Đường kính vòng đỉnh: da3 = dω3 + 2mn = 164 mm da4 = dω4 + 2mn =352 mm Đường kính vòng đáy: df3 = d3 – 2,5mn = 146 mm df4 = d4– 2,5mn = 334 mm Chiều rộng vành răng: b3 = ψbα aω = 0.4*250 = 100 mm b4 = b3 + 5 = 100 + 5 = 105 mm Tính vận tốc vòng v và chọn cấp chính xác bộ truyền: v = πdω3n60000 = π*156*84.0660000 = 0.7 m/s Tra bảng 6.3 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9, vgh = 3m/s Xác định lực tác dụng lên bộ truyền: Lực pháp tuyến Fn nằm trên mặt pháp trùng với mặt ngang và phân tích thành hai thành phần lực vòng Ft và lực hướng tâm Fr: - Lực vòng Ft có chiều ngược với chiều vận tốc dài bánh dẫn tại điểm tiếp xúc Ft1 = 2*T1dw3 = 2*445349156 = 5709.6 N - Lực hướng tâm có chiều hướng vào tâm bánh răng: Fr1 = Ft1tg20 = 2078 N Chọn hệ số tải trọng động : Ta có cấp chính xác là 9 và vận tốc v=0.7 m/s Tra bảng 6.6 chọn KHV = 1.06 KFV = 1.11 Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc ZM = 275MPa1/2 εα = 1.2÷1.9 Chọn εα = 1.9 khi đó Zε=4-εα3=0.84 T1 = 445349 Nmm αω= 20o ZH = 2sin2αω = 2sin⁡(2*20o) = 1.76 KH = KHβ * KHV = 1.04*1.06=1.1024 u=2.21 dω3 = 156 mm b = 100 mm σH = ZMZHZεdω3 2T1KH(u+1)bu = = 275*1.76*0.83156 2*445349*1.1024*(2.21+1)100*2.21 = 307.5 Mpa Tính lại ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH] = σOHlim KHL*ZR*ZV*Kl*KxHsH Hệ số ảnh hưởng của độ nhám bề mặt: ZR = 0,95 Hệ số ảnh hưởng vận tốc vòng, do HB ≤ 350 theo (3,61): Zv = 0.85v0.1=0.82 Hệ số xét đến ảnh hưởng của điều kiện bôi trơn, thông thường chọn Kl = 1 Hệ số ảnh hưởng của kích thước răng: KxH=1.05-d104=1.017 Suy ra [σH] = 5261*0.95*0.82*1*1.0171.1=379MPa Ta có σH = 307 Mpa ≤[σH]=379MPa vậy bộ truyền thỏa điều kiện bền tiếp xúc Xác định số răng tương đương: YF1 = 3.47+ 13.2zv1 = 3.47+ 13.239 =3.8 YF2 = 3.47+ 13.2zv2 = 3.47+ 13.286 =3.6 Kiểm nghiệm độ bền uốn. σF=σOFlimKFLYRYxYδKFCsF Trong đó: Hệ số xét đến ảnh hưởng khi quay hai chiều đến độ bền mỏi: KFC = 1 khi quay 1 chiều. Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám: YR = 1 khi phay và mài răng. Hệ số kích thước: Yx = 1.05 – 0.005m = 1.05 – 0.005.4 = 1.03 Hệ số độ nhạy vật liệu bánh răng đến sự tập trung ứng suất: Yδ = 1.082 – 0.172lgm = 1.082 – 0.172lg4 = 0.84 Suy ra: σF1=222.48 σF2=203 Đặt tính so sánh độ bền uốn các bánh răng: σF1YF1 =222.483.8=58.5 σF2YF2 =2033.6=56.4 Ta kiểm nghiệm độ bền uốn cho bánh bị dẫn là bánh có độ bền thấp hơn. Giá trị ứng suất uốn tại chân răng: σF2=YFFtKFbwmn Trong đó: Hệ số tải trọng tính: KF=KFβ*KFv=1.07*1.11=1.1877 Ứng suất uốn tính toán là: σF=3.6*5709.6*1.1877100*4=61.03 MPa σF=61.03MPa≤σF2=203MPa Vậy bộ truyền thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc. thông số bánh răng cấp nhanh cấp chậm bánh dẫn bánh bị dẫn bánh dẫn bánh bị dẫn Khoảng cách trục 160 250 Mô đun m 3 4 Chiều rộng vành răng 64 69 100 105 Tỉ số truyền: 5.73 2.21 Góc nghiêng của răng 18.84 0 Số răng bánh răng 15 86 39 86 Hệ số dịch chỉnh 0 0 Đường kính vòng chia 47.55 272.6 156 344 Đường kính vòng chia 53.55 278.6 164 352 Đường kính đáy răng 40.05 265.1 146 334 Kiểm tra điều kiện bôi trơn ngâm dầu Tính từ tâm thì mức dầu phải cách tâm lớn hơn 2R/3 của bánh răng lớn nhất (điều này đảm bảo mức dầu sẽ thấp hơn 2R/3 của tất cả bánh răng). Mức dầu phải cao hơn đỉnh phía dưới của bánh lớn là 10mm. Ta có điều kiện: da22-10>da42*23 => 278.6 /2 – 10 > (352/2)(2/3) ó 129.3 mm > 117.33 mm Với da2=278.6mm, da4=352mm Vậy điều kiện bôi trơn ngâm dầu được thỏa mãn. II.3.THIẾT KẾ TRỤC Vật liệu chế tạo trục và ứng suất cho phép Vật liệu trục :thép 45, tôi cải thiện. sb=600MPa [σ] = 85, 70 hoặc 65 MPa ứng với trục có đường kính lần lượt 30, 50, hoặc 100 mm. Chọn: τ=20MPa đối với trục đầu vào và ra, τ=15MPa đối với trục trung gian. TRỤC TRUNG GIAN: Tải trọng tác dụng lên trục: Lực vòng: Ft2=(2T22)d2=(2*222674.5)272.6=1633.7 N Ft3=2T2d3=(2*222674.5)156=5709.6 N Lực hướng tâm: Fr2=Ft2tanαnwcosβ=628.3 N Fr3=Ft3*tan20=2078 N Lực dọc trục: Fa2=Ft2*tanβ=557.4 N Môment tai bánh răng nghiêng: M2 = 75973.62Nmm Xác định sơ bộ đường kính trục: Ta có : d2≥35T2τ=52.9 Chọn d2 = 55 mm theo tiêu chuẩn. Chiều dài trục được tính như sau L2 = 2b2 + b3 + 4x +w Tra bảng ta có: x=10 Với T=445349 ta có w=45-85, ta chọn w=50 mm Vậy ta có : L2=2*69+100+4*10+50 = 328 mm Ta có: AB=328mm;AC=BE=69.5;CD=CE=94.5 -Trong mặt phẳng yOz: MA=0 =>Fr2*AC+Fr2*AE+RBy*AB=Fr3*AD RBy=410.7 N FY=0=>RAy=410.7 N -Trong mặt phẳng xOz: MA=0 =>Ft2*AC+Ft2*AE+Ft3*AD=RBx.AB => RBx=4488.5 N Fx=0=>RAx=4488.5 N Tính đường kính tại các đoạn trục: TạiC: Theo tiêu chuẩn chọn dC=45mm. Tại E : ta chọn dE=dC=45mm Tại D: Theo tiêu chuẩn chọn dD=50mm Tại A và tại B: ta chọn dA=dB=40mm. TRỤC VÀO Tải trọng tác dụng lên trục: Lực vòng: Ft1=Ft2=1633.7N Lực hướng tâm: Fr1=Fr2=628.3N Lực dọc trục: Fa1=Fa2=557.4 N Lực do bộ truyền đai tác dụng lên trục: Fr=2*F0*sinα12=680.6 N Mô ment tác dụng lên bánh răng: M1=13252.185Nmm Xác định sơ bộ đường kính trục: Ta có : d1≥35T1τ=27.24 Chọn d2 =28 mm theo tiêu chuẩn. Chiều dài trục được tính dựa vào trục trung gian. Với T=80894 ta có f=60-80, ta chọn f=70mm Vẽ biểu đồ mômen uốn và xoắn: Ta có: AB=328mm; AC=70; AD=BE=69.5; DE=189 -Trong mặt phẳng yOz: MA=0 =>Fr1*AD+Fr1*AE+Fr*AC=RBy*AB RBy=773.55N FY=0=>RAy=197.55 N -Trong mặt phẳng xOz: MA=0 =>Ft1*AD+Ft1*AE=RBx*AB => RBx=1633.7 N Fx=0=>RAx=1633.7 N Tính đường kính tại các đoạn trục: TạiC: Theo tiêu chuẩn chọn dC=22mm. Tại D: Theo tiêu chuẩn chọn dD=30mm TạiA: Theo tiêu chuẩn chọn dA=25mm Tại B: chọn dA=dB=25mm Tại E: Theo tiêu chuẩn chọn dE=30 mm TRỤC RA. Tải trọng tác dụng lên trục: Lực vòng: Ft4=Ft3=5709.6 N Lực hướng tâm: Fr4=Fr3=2078N Lực nối trục: Fnt=0.1÷0.3Ft=(0.1÷0.3)2TDt=859÷2577 Chọn Fnt=2000 Nmm Trong đó: Dt là đường kính vòng chia của nối trục ứng với T≈1000Nm ta chọn Dt=220mm Ta chọn khoảng cách ổ lăn với nối trục là 120mm Tính sơ bộ đường kính trục: Ta có : d3≥35T3τ=61.82 Chọn d2 =63 mm theo tiêu chuẩn. Ta tính chiều dài trục dựa vào kích thước trục trung gian: AD=BD=AB/2=164 ; BC=120 -Trong mặt phẳng yOz: MA=0 =>Fr4*AD=RBy*AB RBy=1039N FY=0=>RAy=1039N -Trong mặt phẳng xOz: MA=0 Ft4*AD=RBx*AB+Fnt*AC => RBx=123.1N Fx=0=>RAx=3586.5 N Tính đường kính tại các đoạn trục: TạiC: Theo tiêu chuẩn chọn dC=50 Tại D: Theo tiêu chuẩn chọn dD=60mm Tại B: Theo tiêu chuẩn chọn dB=55mm Tại B : ta chọn dA=dB=55mm KIỂM NGHIỆM TRỤC THEO HỆ SỐ AN TOÀN: Vật liệu trục :thép C45, tôi cải thiện. sb=600MPa Với: s-1= 0.4* sb=240MPa t-1=0.25*sb=150MPa Hệ số xét đến ảnh hưởng tập trung tải trọng:Ks ,Kt Tra bảng 10.8 tài liệu[3] ta có : Ks=1.75 Kt=1,5 Hệ số tăng bền bê mặt: b=1,7 tra theo bảng 10.4 tài lịêu [3] ứng với trường hợp phun bi. Hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình : ys =0,05 và yt=0. sa , ta là biên độ của ứng suất tính theo: ,σm=0 với W là mômen cản uốn với Wo là mômen cản xoắn. ss , st là hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất uốn và ứng suất xoắn: Khi đó hê số an toàn kiểm nghiệm cho trục là : Kết quả kiểm ngiệm hệ số an toàn cho thấy các đoạn trục đều thoã mãn hệ số an toàn kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi. Ngoài ra trục còn đảm bảo về độ cứng. Kích thước của then (phụ luc 13.1. tài liệu [3]), trị số mô men cản uốn và mô men cản xoắn ứng với các tiết diện trục như sau tiết diện đường kính trục bxhxl t1 W(mm3) Wo(mm3) A1,B1 25 1562.5 3125 C1 22 6x6x45 3.5 882.02 1927.4 A2,B2 40 6400 12800 C2,E2 45 14x9x50 5.5 7611.3 16557 D2 50 14x9x90 5.5 10747 23019 A3,B3 55 16638 33275 C3 50 14x9x120 5.5 10747 23019 D3 60 18x11x90 7 18256 39462 Biên độ và giá trị trung bình các ứng suất: tiết diện σa,Mpa σm,Mpa τa=τm,Mpa A1 54.22 0 12.94 B1 0 0 0 C1 79.43 0 20.99 D1 69.77 0 8.19 E1 57.74 0 4.09 A2 13.24 0 0 B2 0 0 0 C2 9.2 0 10.76 D2 14.87 0 9.67 E2 17.37 0 6.72 A3 0 0 0 B3 52.39 0 14.2 C3 76.15 0 20.53 D3 56.78 0 11.97 Chọn kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các tiết diện lắp ổ, đối với các tiết diện lắp bánh răng, bánh đai và nối trục chọn lắp then kết hợp lắp trung gian có độ dôi. Kết quả tính toán đối với tiết diện ba trục: tỉ số Kσ / εσ do tỉ số Kτ / eτ do Kσ/(εσ*β) Kτ/(ετ*β) Sσ Sτ S d rãnh then lắp chặt rãnh then lắp chặt 25 2.06 1.64 1.21 0.96 3.66 12.07 3.5 25 2.06 1.64 1.21 0.96 - - - 22 1.92 2.06 1.72 1.64 1.21 1.01 2.5 7.08 2.36 30 2.06 1.64 1.21 0.96 2.84 19.08 2.81 30 2.06 1.64 1.21 0.96 3.44 38.2 3.43 40 2.06 1.64 1.21 0.96 14.98 - - 40 2.06 1.64 1.21 0.96 - - - 55 2.19 2.52 2.03 2.03 1.48 1.19 17.63 11.71 9.75 50 2.16 2.06 1.97 1.64 1.27 1.16 12.71 13.37 9.21 55 2.19 2.52 2.03 2.03 1.48 1.19 9.34 18.76 8.36 55 2.06 1.64 1.21 0.96 - - - 55 2.06 1.64 1.21 0.96 3.79 11 3.58 50 2.16 2.06 1.97 1.64 1.27 1.16 2.48 6.3 2.31 60 2.19 2.52 2.03 2.03 1.48 1.19 2.86 10.53 2.76 Theo bảng trên ta thấy các tiết diện đều thỏa điều kiện bền theo hệ số an toàn KIỂM NGIỆM THEN Kiểm ngiệm điều kiện bền dập và bền cắt đối với then bằng: Với các tiết dịên trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập và độ bền cắt theo: Trong đó [sd] =100 MPa ứng suất dập cho phép tra trong bảng 9.5 tài liệu [1]và cho phép lớn hơn giá trị cho phép 5% Và [td ]=70 MPa là ứng suất cắt cho phép Tiết diện đường kính trục lt bxhxl t1,mm t2,mm T,Nmm σd,MPa τc,MPa C1 22 39 6x6x45 3.5 2.4 80894 78.57 31.43 C2 45 36 14x9x50 5.5 3.6 222675 76.36 19.64 D2 50 76 14x9x90 5.5 3.6 445349 65.11 16.74 E2 45 36 14x9x50 5.5 3.6 222675 76.36 19.64 C3 50 106 14x9x120 5.5 3.6 944947 99.05 25.47 D3 60 72 18x11x90 7 4.4 944947 74.57 18.23 Theo như bảng trên ta có điều kiện bền của then thỏa. II.4 TÍNH TOÁN CHỌN Ổ Thiết kế ổ lăn ở trục đầu vào (trục I): Số liệu thiết kế lấy từ bài trước: RAy = 197.55N RBy = 773.55N RAx = 1633.7 N RBx = 1633.7 N Lh = 24000 giờ Chọn ổ bi đỡ vì không có lực dọc trục với đường kính vòng trong d = 25 mm Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B: Vì FrB=1807.6>FrA=1645.6N, cho nên ta tính toán để chọn ổ B. Chọn các hệ số: Vì ổ bi làm việc trong hộp giảm tốc nên tra bảng 11.2 (tài liệu [3]) ta chọn hệ số Kσ=1. Nhiệt độ làm việc nhỏ hơn 100oC nên ta chọn Kt=1. Vì ổ lăn lắp trên trục và vòng trong quay nên chọn V=1. Do không có lực dọc trục nen hệ số X=1, Y=0. Tải trọng quy ước: Q = (X*V*FrB + Y*Fa)*Kσ*Kt = (1*1*1807.6 + 0*0)*1*1 = 1807.6 N Thời gian làm việc: Khả năng tải động tính toán: Chọn ổ Theo phụ lục 9.1 (tài liệu [4]) ta chọn ổ cỡ trung 305 với: Kí hiệu ô’ d,mm D,mm B,mm r,mm C,KN C0, KN 305 25 62 17 2.0 17.6 11.6 Tuổi thọ của ổ bi: Tuổi thọ tính bằng giờ: Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ: Chọn một trong hai giá trị lớn nhất Q0=X0*FrB +Y0*Fa =0.6*1807.6=1084.56N với: X0=0.6 và Y0=0.5 (bảng 11.6 tài liệu [3] ) Q0=FRB=1807.6 Ta thấy Q0=1807.6 <C=11600N, do đó ổ được chọn thoả mãn điều kiện bền tĩnh. Xác định số vòng quay tới hạn của ổ: Ta có: [Dpw .ngh].10-5 =4,5 (tra trong bảng 11.7 tài liệu [3] khi bôi trơn bằng mỡ) Với Dpw =(D+d)/2=43,5mm là đường kính tâm con lăn. Þ ngh =10344.8 (vòng/ phút) > n=481.67 (vòng/phút). Do đó ổ được chọn thoả số vòng quay tới hạn. Thiết kế ổ lăn ở trục trung gian (trục II): Số liệu thiết kế lấy từ bài trước: RAy =RBy = 410.7 N RAx =RBx = 4488.5N Lh = 24000 giờ Đường kính ngõng trục: d=40mm ta tiến hành chọn Ổ đũa trụ ngắn một dãy. Tính toán và kiểm nghiệm ổ : Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A và B: Vì FrB= FrA nên ta tính toán chọn ổ theo ổ A và B : Ta có: Tải trọng quy ước: Q= V *FrA *Kt*Ks Với: V=1 ứng với vòng trong quay. Kt =1 hệ số xét đến ảnh hưởng nhiệt độ đến tuổi thọ ổ Ks=1,3 hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ ổ Q= V *FrB *Kt *Ks =5859.5N Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng quay: (triệu vòng quay) Khả năng tải động tính toán: Theo phụ lục 9.1 (tài liệu [4]) ta chọn ổ cỡ nhẹ 102208 với: Kí hiệu ô’ d,mm D,mm B,mm r,mm r1,mm C,KN C0, KN 102208 40 80 18 2.0 2.0 33.7 24.0 Khi đó tuổi thọ chính xác của ổ là: (triệu vòng) Tuổi thọ ổ tính bằng giờ: (giờ) Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ: Do ổ đũa trụ ngắn không có lực dọc trục nên: Q0=FrB=4507.3N Ta thấy Q0=4507.3 <C=33700N, do đó ổ được chọn thoả mãn điều kiện bền tĩnh. Xác định số vòng quay tới hạn của ổ: Ta có: [Dpw *ngh]*10-5 =3.5 (tra trong bảng 11.7 tài liệu [3] khi bôi trơn bằng mỡ) Với Dpw =(D+d)/2=60mm là đường kính tâm con lăn. Þ ngh =5833.3(vòng/ phút) > n=84.06 (vòng/phút). Do đó ổ được chọn thoả số vòng quay tới hạn. Thiết kế ổ lăn ở trục đầu ra (trục III): Số liệu thiết kế lấy từ bài trước: RAy =1039N RBy = 1039N RAx =3586.5N RBx = 123.1N Lh = 24000 giờ Chọn ổ bi đỡ vì không có lực dọc trục với đường kính vòng trong d = 50 mm Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A: Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B: Vì FrB=1552.8N<FrA=3734N, cho nên ta tính toán để chọn ổ A. Chọn các hệ số: Vì ổ bi làm việc trong hộp giảm tốc nên tra bảng 11.2 (tài liệu [3]) ta chọn hệ số Kσ=1. Nhiệt độ làm việc nhỏ hơn 100oC nên ta chọn Kt=1. Vì ổ lăn lắp trên trục và vòng trong quay nên chọn V=1. Do không có lực dọc trục nen hệ số X=1, Y=0. Tải trọng quy ước: Q = (X*V*FrA + Y*Fa)*Kσ*Kt = (1*1*3734 + 0*0)*1*1 = 3734 N Thời gian làm việc: Khả năng tải động tính toán: Chọn ổ Theo phụ lục 9.1 (tài liệu [4]) ta chọn ổ cỡ đặc biệt nhẹ, vừa 111 với: Kí hiệu ô’ d,mm D,mm B,mm r,mm C,KN C0, KN 111 55 90 18 2 22.2 18.7 Tuổi thọ của ổ bi: Tuổi thọ tính bằng giờ: Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ: Chọn một trong hai giá trị lớn nhất Q0=X0*FrA +Y0*Fa =0.6*3734 =1135,44N với:X0=0.6 và Y0=0.5 (bảng 11.6 tài liệu[3] ) Q0=FrB=3734N Ta thấy Q0=3734N <C=22200N, do đó ổ được chọn thoả mãn điều kiện bền tĩnh. Xác định số vòng quay tới hạn của ổ: Ta có: [Dpw *ngh]*10-5 =4.5 (tra trong bảng 11.7 tài liệu [3] khi bôi trơn bằng mỡ) Với Dpw =(D+d)/2=72.5mm là đường kính tâm con lăn. Þ ngh =6207 (vòng/ phút) > n=38 (vòng/phút). Do đó ổ được chọn thoả số vòng quay tới hạn. II.5 THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC Thiết kế vỏ hộp giảm tốc. Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận của máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đế, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi . Vật liệu là gang xám GX15-32 . Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua các trục để lắp các chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn . -Bề mặt lắp nắp và than 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. -Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thước cơ bản như sau: Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày: Thân hộp,δ Nắp hộp,δ1 δ=0.03a+3=0.03*250+3=10 δ1=0.9* δ=9 Gân tăng cứng: Chiều dày,e Chiều cao,h Độ dốc e=(0.8÷1)δ=10 h<58 2o Đường kính: Bulông nền,d1 Bulông cạnh ổ,d2 Bulông ghép bích nắp và thân,d3 Vít ghép nắp ổ,d4 Vít ghép nắp cửa thăm,d5 20 16 14 10 8 Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp,S3 Chiều dày bích nắp hộp,S4 Bề rộng bích nắp và thân,K3 25 25 45 Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít:D3,D2 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ:K2 Tâm lỗ bulông cạnh ổ:E2 và C (k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ) Chiều cao h D3=D+4.4d4 D2=D+(1.6÷2)d4 K2=50 E2=26,R2=21 C=D3/2,k≥14.4 Xác định theo kết cấu, phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa. Mặt đế hộp: Chiều dày: khi không có phần lồi S1 Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q S1=28 K1=60 và q=80 Khe hở giữa các chi tiết: Giữa bánh răng với thành trong hộp Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Giữa mặt bên các bánh răng với nhau ∆=12 ∆1=40 10 Số lượng bulông nền Z 4 II.6 CÁC CHI TIẾT PHỤ: 1.Vòng chắn dầu Để ngăn mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp. 2. Chốt định vị: Chốt dịnh vị hình côn d = 8mm chiều dài l = 58 mm 3.Nắp quan sát: Nắp quan sát tra bảng 18.5 trang 98 [2] ta lấy: A (mm) B (mm) A1 (mm) B1 (mm) C (mm) K (mm) R (mm) Vít Số lương vít 200 150 250 200 230 180 12 M10x22 6 4. Nút thông hơi Các thông số trong bảng 18.6 trang 93 [2]: A B C D E G H I K L M N O P Q R S M48x3 35 45 25 79 62 52 10 5 15 13 32 10 56 36 62 55 5.Nút tháo dầu: Chọn M30x2.Các thông số trong bảng 18.7 trang 93 d b m f L c q D S D0 M30x2 18 14 4 36 4 27 45 32 36,9 6.Que thăm dầu: Dùng kiểm tra dầu trong hộp giảm tốc.Vị trí lắp đặt nghiê