Đồ án Thiết kế hệ truyền động cơ khí

Mục lục Trang Mục lục 1 Lời nói đầu 2 Đề tài thiết kế 3 Phần I:Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 4 Phần II:Tính toán các bộ truyền 6 Phần III:Tính toán trục và then 16 Phần IV:Thiết kế gối đỡ ổ trục 34 Phần V: Cấu tạo vỏ hộp và các chi tiết máy khác 38 Phần VI: Nối trục 42 Phần VII:Bôi trơn hộp giảm tốc 43 Tài liệu tham khảo 44 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,Inventor, điều rất cần thiết với một sinh viên cơ khí. Em chân thành cảm ơn thầy ThS.Diệp Lâm Kha Tùng, các thầy 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 và các bạn. Sinh viên thực hiện: Nguyễn Văn Đồng Hưng  PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN I.Chọn động cơ điện: 1.Xác định công xuất động cơ: Do tải trọng thay đổi nên ta có = (kw) Hiệu suất chung của hệ thống Với hiệu suất bộ truyền đai hiệu suất bộ truyền bánh răng hiệu suất một cặp ổ lăn hiệu suất khớp nối đàn hồi Công suất cần thiết trên trục động cơ (kw) 2.Chọn động cơ: Chọn số vòng quay đồng bộ nđb = 1500 v/p Chọn động cơ Aoп-51-4 có N = 7,5KW , n=1460 v/p II.Phân phối tỉ số truyền: 1.Tỉ số truyền: Tỉ số truyền chung cho cả hệ thống: Ta chọn tỉ số truyền như sau: Đai thang Để đảm bảo bôi trơn ngâm dầu: Xác định công suất trên các trục Trục I : KW Trục II : KW Trục III : 2.Số vòng quay mỗi trục: Trục I : (vòng/ phút) Trục II : (vòng/ phút) Trục III : (vòng/ phút) 3.Momen xoắn trên trục và động cơ: momen xoắn trên trục động cơ: (Nmm) Trục I : (Nmm) Trục II : (Nmm) Trục III : (Nmm) Bảng tổng hợp kết quả các thông số cho hộp giảm tốc và bộ truyền đai Thông số Động cơ Trục I Trục II Trục III Công suất (kW) 6,02 5,66 5,38 5,11 Tỉ số truyền 3 2,9 2,9 Số vòng quay (vòng/phút) 1460 487 165 57 Moment xoắn (Nmm) 38377,4 113087,9 311387,9 856148,1 Phần II :Thiết kế các bộ truyền I.Thiết kế bộ truyền đai: Công suất : N = 6,02 (KW) Số vòng quay (vòng/ phút) Tỉ số truyền 1.Chọn loại đai: Giả sử vận tốc của đai v > 5 m/s, theo bảng 5-13 ta có thể chọn loại đai Б. Tiết diện của đai: (theo bảng 5-11) Kích thước tiết diện đai (mm): Diện tích tiết diện : 138 2.Định đường kính bành đai: - Đường kính bánh đai nhỏ: Theo bảng 5-14 ta lấy Vận tốc vòng nằm trong phạm vi cho phép (nhỏ hơn vận tốc cho phép -Tính đường kính của bánh lớn: Đường kính bánh lớn được tính theo công thức: với hệ số trượt . . Theo bảng 5-15, chọn đường kính bánh đai lớn theo tiêu chuẩn. Lấy =500mm. Số vòng quay thực của trục bị dẫn: vg/ph sai lệch không quá 5% so với n2 nên không cầ chọn lại đường kính D2 3.Chọn sơ bộ khoảng cách trục A: theo bảng 5-16, 4.Định chính xác chiều dài đai và khoản cách trục A: Chiều dài đai được tính theo công thức: Lấy L theo tiêu chuẩn, theo bảng 5-12: L = 2650 mm. Kiểm nghiệm số vòng chạy u trong 1 giây: Xác định chính xác khoảng cách trục A [công thức (5-2)] Kiểm tra: khoảng cách trục A vừa tìm được thỏa mãn điều kiện Khoảng cách nhỏ nhất, cần thiết để mắc đai: mm Khoảng cách lớn nhất, cần thiết để tạo lực căng: mm 5.Kiểm nghiệm góc ôm: Góc ôm thỏa mãn điều kiện . 6. Xác định số đai Z cần thiết: Chọn ứng suất căng ban đầu và theo trị số tra bảng 5-17 tìm được ứng suất có ích cho phép Các hệ số: (tra bảng 5-6), (tra bảng 5-18), (tra bảng 5-19). Số đai: Lấy số đai Z = 3 7.Định các kích thước chủ yếu của bánh đai: Chiều rộng bánh đai: Với t = 20, S = 12,5 ( tra bảng 10-3) . Đường kính ngoài cùng của bánh đai: bánh dẫn: bánh bị dẫn: với (theo bảng 10-3). 8.Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục R: Lực căng ban đầu: Lực tác dụng lên trục: II. Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp nhanh: 1.Chọn vật liệu chế tạo bánh răng: Bánh nhỏ: thép 45 thường hóa, HB = 200, phôi rèn (giả thuyết đường kính phôi dưới 100mm). Bánh lớn: thép 35 thường hóa, HB = 170, phôi rèn (giả thuyết đường kính phôi 100300mm). 2.Xác định ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép: a) Ứng suất tiếp xúc cho phép: Số chu kỳ làm việc của bánh lớn Trong đó: u – số lần ăn khớp của một răng khi bánh răng quay một vòng - mômen xoắn, số vòng quay trong một phút và tổng số thời giờ bánh răng làm việc ở chế độ i - mômen xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng (ở đây không tính đến mômen xoắn do quá tảitrong thời gian rất ngắn) Vậy số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ cũng lớn hơn số chu kỳ cơ sở Do đó hệ số chu kỳ ứng suất đối với cả hai bánh răng Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng lớn (bảng 3-9) Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh răng nhỏ Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là b) Ứng suất uốn cho phép: Số chu kỳ làm việc của bánh răng lớn Trong đó: m – bậc đường cong mỏi uốn, lấy Số chu kỳ làm việc của bánh răng nhỏ Vậy cả và đều lớn hơn , do đó Giới hạn mỏi uốn của thép 45 ; giới hạn mỏi uốn của thép 35 . Hệ số an toàn n=1,5; hệ số tập trung ứng suất ở chân răng Vì ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ mạch động cho nên tính ứng suất uốn cho phép bởi công thức sau: Bánh lớn Bánh lớn 3. Sơ bộ lấy hệ số tải trọng: 4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: 5.Tính khoảng cách trục: Khoảng cách trục được tính theo công thức: Lấy => mm. Lấy A= 155mm 6.Tính vận tốc vòng của bánh răng và chon cấp chính xác chế tạo bánh răng: Ta có: m/s Với vận tốc này, theo bảng 3-11 ta có thể chọn cấp chính xác cho bánh răng là cấp 9. 7.Định chính xác hệ số tải trọng K: Chiều rộng bánh răng mm. Lấy b = 65mm. Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ mm80mm Do đó . Với theo bảng 3-12 tìm được . Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế: Theo bảng 3-14 tìm được hệ số tải trọng động ( giả sử ). Hệ số tải trọng: So sánh kết quả này ít sai khác so với trị số dự đoán (K = 1,3) cho nên không cần tính lại khoảng cách trục A. Như vậy có thể lấy chính xác A = 155mm. 8.Xác định môđun, số răng và góc nghiêng của răng: Môđun pháp mm. Lấy = 2mm Sơ bộ chọn góc nghiêng:β=150 cosβ=0,965 Tổng số răng của hai bánh . Số răng bánh nhỏ Lấy Trị số lớn hơn trị số giới hạn cho trong bảng 3-55. Số răng bánh lớn Lấy . Tính chính xác góc nghiêng : Vậy β=17o17’ Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện mm 9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Tính số răng tương đương: Bánh nhỏ Bánh lớn Hệ số dạng răng (bảng 3-18): bánh nhỏ y1=0,47 bánh lớn y2=0,517 Lấy hệ số Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh răng nhỏ được tính heo công thức: đối với bánh răng lớn: 10.Kiểm nghiệm sức bền của răng khi chịu quá tải đội ngột trong thời gian ngắn: Ứng suất tiếp xúc cho phép: bánh nhỏ bánh lớn Ứng suất uốn cho phép: bánh nhỏ bánh lớn Kiểm nghiệm sức bền tiếp xúc: trong đó: Hệ số quá tải => Ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn trị số cho phép đối với cả bánh răng lớn và bánh răng nhỏ Kiểm nghiệm sức bền uốn: bánh nhỏ bánh lớn 11.Các thông số hình học chủ yếu của bánh răng: Môđun pháp . Số răng Z1=28 ; Z2=110; Góc ăn khớp Góc nghiêng β=17017’ Đường kính vòng chia (vòng lăn) ; Khoảng cách trục A = 155mm. Chiều rộng bánh răng b = 65mm. Đường kính vòng đỉnh răng Đường kính vòng chân răng 12.Tính lực tác dụng lên trục: Lực vòng: . Lực hướng tâm: Lực dọc trục: III.Thiết kế bộ truyền bánh răng cấp chậm: 1.Chọn vật liệu: Bánh nhỏ: thép 45 thường hóa, , , HB = 200, phối rèn (giả thiết đường kính phôi dưới 100mm). Bánh lớn: thép 35 thường hóa, , , HB = 175, phôi rèn (giả thuyết đường kính phôi 100÷300mm). 2.Định ứng suất cho phép: Số chu kỳ làm việc của bánh lớn: => Số chu kỳ làm việc của bánh nhỏ: Vì và đều lớn hơn số chu kỳ cơ sở của đường cong mỏi tiếp xúc và đường cong mỏi uốn nên đối với bánh nhỏ và bánh lớn đầu lấy . Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ Ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn Để định ứng suất uốn cho phép: Lấy hệ số an toàn n = 1,5 Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng (vì là phôi rèn, thép thường hóa), Giới hạn mỏi của thép 45 là ,của thép 35 là . Ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ: Ứng suất uốn cho phép của bánh lớn: 3.Chọn sơ bộ hệ số tải trọng:K = 1.3 4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: 5.Tính khoảng cách trục:A = 155 6.Tính vận tốc vòng của bánh răng và chon cấp chính xác chế tạo bánh răng: Vận tốc vòng Với vận tốc này có thể chế tạo bánh răng theo cấp chính xác là cấp 9. 7.Định chính xác hệ số tải trọng K: Chiều rộng bánh răng mm Lấy b = 70 mm. Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ Do đó Với theo bảng 3-12 tìm được . Tính hệ số tập trung tải trọng thực tế: Theo bảng 3-14 tìm được hệ số tải trọng động ( giả sử ). Hệ số tải trọng: So sánh kết quả này ít sai khác (sai lệch nhỏ hơn 5%) so với trị số dự đoán (K = 1.3) cho nên không cần tính lại khoảng cách trục A. 8.Xác định môđun, số răng và góc nghiêng của răng: Môđun pháp mm. Lấy = 2mm Sơ bộ chọn góc nghiêng ; Tổng số răng của hai bánh . Số răng bánh nhỏ Lấy Trị số lớn hơn trị số giới hạn cho trong bảng 3-55. Số răng bánh lớn Lấy . Tính chính xác góc nghiêng : Vậy Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện mm 9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: -Tính số răng tương đương: Bánh nhỏ Bánh lớn -Hệ số dạng răng (bảng 3-18): bánh nhỏ bánh lớn -Lấy hệ số Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh răng nhỏ được tính heo công thức: Kiểm nghiệm ứng suất uốn đối với bánh răng lớn: . 10.Các thông số hình học chủ yếu của bánh răng: +Môđun pháp . +Số răng Z1=38;Z2=110; +Góc ăn khớp α=200 +Góc nghiêng β=17017’ +Đường kính vòng chia (vòng lăn) ; +Khoảng cách trục A = 155 mm. +Chiều rộng bánh răng b = 70 mm. +Đường kính vòng đỉnh +Đường kính vòng chân răng 12.Tính lực tác dụng lên trục: Lực vòng: Lực hướng tâm: Lực dọc trục: Phần III:TÍNH TOÁN TRỤC VÀ THEN I.Tính trục: 1. Chọn vật liệu cho trục: - Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện được và dễ gia công. Thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn loại thép 45 (thường hóa) có giới hạn bền : 2. Tính đường kính sơ bộ của trục: Đường kính sơ bộ của trục được tính theo công thức: Trong đó : d - là đường kính trục (mm) C - hệ số phụ thuộc vào ứng xuất xoắn cho phép đối với đầu trục và truyền trục chung, lấy C = 120 N - công suất truyền của trục n - số vòng quay trong 1 phút của trục + Đối với trục I: N1 = 5,66 (Kw) n1 = 478 (vòng/phút) + Đối với trục II : N2 = 5,38 (Kw) n2 = 165 (vòng/phút) + Đối với trục III : N3 = 5,11(Kw) n3 = 57 (vòng/phút) Đề chuẩn bị cho bước tính gần đúng, trong ba trị số , , ở trên ta có thể lấy trị số d2=38.34 để chọn loại ổ bi đỡ chặn cỡ trung bình tra bảng 17P ta có được chiều rộng của ổ B = 23 mm. 3.Tính gần đúng trục: Bảng 7.1 ta chọn các kích thước như sau Tính gần đúng chiều dài trục: Để tính chiều dài của trục ta chọn các kích thước sau: Khe hở giữa các bánh răng 10 ( mm ) Khe hở giữa bánh răng và thành hộp 10 ( mm ) Khoảng cách từ thành trong của hộp đến thành trong của ổ lăn 10 ( mm ) Chiều rộng ổ lăn 23 ( mm ) Chiều cao nấp ổ và đầu bu lông 15 ( mm ) Khe hở giữa bulông và bánh đai 15 ( mm ) Chiều rộng đai 65(mm ) Chiều rộng bánh răng cấp nhanh 65 (mm ) Chiều rộng bánh răng cấp chậm 70 (mm ) Khoảng cách giữa các chi tiết quay 10 (mm ) Tổng hợp các kích thước trên, ta tìm được chiều dài các đoạn trục cần thiết và khoảng cách giữa các gối đỡ: l = 84mm, a = 64mm, b = 163,5mm, c =66,5mm (h.vẽ) Các thành phần lực tác dụng trong các bộ truyền: a.Trục I: Ta có các lực: Rd=1339 N; P1=2827 N; Pa1=879,6 N; Pr1=1077,6 N; Tính phản lực tại các gối: Xét mặt phẳng y0z có , ∑MA= -Rdl – Pr1a + RBy2a – Pa1=0 => ∑Y=0 =>Rd - RAy -Pr1+RBy=0 =>RAy =RBy + Rd -Pr1 =1901,5 (N) Xét mặt phẳng x0z có ∑X=0 =>RAx=1413,5 (N) Mômen uốn tại các tiết diện nguy hiểm: Tại tiết diện (1-1): => Tại tiết diện (2-2): => Tính đường kính trục tại hai tiết diện (1-1) và (2-2): theo công thức: trong đó: Theo bảng (7-2) trang 119 tài liệu [3] ta chọn [] = 50 (N/mm2) Đường kính trục tại tiết diện (1-1): Có Đường kính trục ở tiết diện 2 – 2 Đường kính ở tiết diện 1 – 1 lấy d1– 1 = 35 mm ( ngõng trục lắp ổ ) và đường kính ở tiết diện 2 – 2 lấy d2 – 2 = 38 mm lớn hơn giá trị tính vì trục có rãnh then. Chọn đường kính lắp ổ lăn d = 35 mm b.Trục II: Ta có các lực: P2=2827 N; Pa2=879,6 N; Pr2=1077,6 N; P3=7785 N; Pa3=2414 N; Pr2=2970 N; Tính phản lực tại các gối: Xét mặt phẳng y0z có , ∑MC= – Pa2 + Pr2.a +Pr3(a+b)+ Pa3 - RDy(a+b+c)=0 => ∑Y=0 =>-RCy + Pr2 + Pr3 -RDy=0 =>RCy = Pr2 + Pr3 -RCy =1530,4 (N) Xét mặt phẳng x0z có ∑X=RCX –P2+P3 – RDx =0 =>Rcx=P2 + RDx –P3 =450,7 (N) Mômen uốn tại các tiết diện nguy hiểm: Tại tiết diện (3-3): => Tại tiết diện (4-4): => Tính đường kính trục tại hai tiết diện (3-3) và (4-4): theo công thức: trong đó: Theo bảng (7-2) trang 119 tài liệu [3] ta chọn [] = 50 (N/mm2) Đường kính trục tại tiết diện (3-3): Có Đường kính trục ở tiết diện 4-4 Đường kính ở tiết diện 3-3 lấy d3-3 = 42mm lớn hơn giá trị tính vì trục có rãnh và đường kính ở tiết diện 4-4 lấy d4-4 = 50 mm lớn hơn giá trị tính vì trục có rãnh then. Chọn đường kính lắp ổ lăn d = 40 mm c.Trục III: Ta có các lực: P4=7785 N; Pa4=2414 N; Pr4=2970 N; Tính phản lực tại các gối: Xét mặt phẳng y0z có , ∑ME= Pa4 - Pr4.c -RFy2c=0 => ∑Y=0 =>REy - Pr4 –RFy=0 =>REy =Pr4 +RFy =3572,3 (N) Xét mặt phẳng x0z có ∑X=-REX +RFx =0 =>REx= RFx =3802,5 (N) Mômen uốn tại các tiết diện nguy hiểm: Tại tiết diện (5-5): => Tính đường kính trục tại tiết diện (5-5): theo công thức: trong đó: Theo bảng (7-2) trang 119 tài liệu [3] ta chọn [] = 50 (N/mm2) Đường kính trục tại tiết diện (5-5): Có Đường kính ở tiết diện 5-5 lấy d5–5 = 60 mm lớn hơn giá trị tính vì trục có rãnh then. Chọn đường kính lắp ổ lăn d = 55 mm 4.Tính chính xác trục: Trục I : Chọn d = 35 để lắp ổ, tại mặt cắt 2-2 chọn d = 38 để lắp then, tra bảng 7-23 chọn then có b = 12 mm , h = 8mm, t = 4,5 mm , t1 = 3,6 mm , k = 4,4 mm Theo công thức 7- 5 ta có Vì trục quay nên ứng suất pháp thay đổi theo chu kỳ đồi xứng , Vậy Vì bộ truyền làm việc 1 chiều nên ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ mạch động Giới hạn mỏi uốn và xoắn ( với trục bằng thép 45 tôi có N/mm2 ) N/mm2 N/mm2 W = 4660mm3 (Tra bảng 7-3b) N/mm2 Với W0 = 10040 mm3 N/mm2 Chọn giới hạn mỏi ứng với chu kỳ mạch động của thép cacbon trung bình Hệ số tăng bền Theo bảng 7-4 chọn , Theo bảng 7-8 chọn Hệ số tập trung ứng suất tại rảnh then Các thông số Tập trung ứng suất do lắp căng trên bề mặt, lấy P≥30N/mm2 Tra bảng 7-10 ta có Thay các giá trị trên vào công thức tính Vậy hệ số an toàn Vậy thỏa điều kiện Vậy d2-2 = 38 mm Trục II: Tại mặt cắt 3-3 Chọn d = 40 để lắp ổ lăn, chọn d = 42 mm để lắp then. Tra bảng 7-23 chọn then có b = 14 mm , h = 9mm, t = 5 mm , t1 = 4,1mm , k = 5mm Theo công thức 7- 5 ta có Vì trục quay nên ứng suất pháp thay đổi theo chu kỳ đồi xứng , Vậy Vì bộ truyền làm việc 1 chiều nên ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ mạch động Giới hạn mỏi uốn và xoắn ( với trục bằng thép 45 tôi có N/mm2 ) N/mm2 N/mm2 W = 6450 mm3 (Tra bảng 7-3b) N/mm2 Với W0 = 13720mm3 N/mm2 Chọn giới hạn mỏi ứng với chu kỳ mạch động của thép cacbonn trung bình Hệ số tăng bền Theo bảng 7-4 chọn , Theo bảng 7-8 chọn Hệ số tập trung ứng suất tại rảnh then Các thông số Tập trung ứng suất do lắp căng trên bề mặt, lấy Tra bảng 7-10 ta có Thay các giá trị trên vào công thức tính Vậy hệ số an toàn Vậy thỏa điều kiện Vậy d = 47 mm Tại mặt cắt 4-4 Chọn d = 50 mm để lắp then, tra bảng 7-23 chọn then có b = 16 mm , h = 10 mm, t = 5 mm , t1 = 5,1mm , k = 6,2 mm Theo công thức 7- 5 ta có Vì trục quay nên ứng suất pháp thay đổi theo chu kỳ đồi xứng , Vậy Vì bộ truyền làm việc 1 chiều nên ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ mạch động Giới hạn mỏi uốn và xoắn ( với trục bằng thép 45 tôi có N/mm2 ) N/mm2 N/mm2 W = 10650 mm3 (Tra bảng 7-3b) N/mm2 Với W0 = 22900mm3 N/mm2 Chọn giới hạn mỏi ứng với chu kỳ mạch động của thép cacbonn trung bình Hệ số tăng bền Theo bảng 7-4 chọn , Theo bảng 7-8 chọn Hệ số tập trung ứng suất tại rảnh then Các thông số Tập trung ứng suất do lắp căng trên bề mặt, lấy P≥30N/mm2 Tra bảng 7-10 ta có Thay các giá trị trên vào công thức tính Vậy hệ số an toàn Vậy thỏa điều kiện Vậy d = 50 mm Trục III: Chọn d =60 mm để lắp then, tra bảng 7-23 chọn then có b = 18 mm , h = 121mm, t = 5,5 mm , t1 = 5,6 mm , k = 6,8 mm Theo công thức 7- 5 ta có Vì trục quay nên ứng suất pháp thay đổi theo chu kỳ đồi xứng , Vậy Vì bộ truyền làm việc 1 chiều nên ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ mạch động Giới hạn mỏi uốn và xoắn ( với trục bằng thép 45 tôi có N/mm2 ) N/mm2 N/mm2 W = 18760 mm3 (Tra bảng 7-3b) N/mm2 Với W0 = 40000 mm3 N/mm2 Chọn giới hạn mỏi ứng với chu kỳ mạch động của thép cacbonn trung bình Hệ số tăng bền Theo bảng 7-4 chọn , Theo bảng 7-8 chọn Hệ số tập trung ứng suất tại rảnh then Các thông số Tập trung ứng suất do lắp căng trên bề mặt, lấy P≥30N/mm2 Tra bảng 7-10 ta có Thay các giá trị trên vào công thức tính Vậy hệ số an toàn Vậy thỏa điều kiện Vậy d = 55 mm II.Tính then : Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến hay để truyền momen và truyền chuyển động từ trục đến bánh răng ta dùng then 1.Tính then tại trục I: Để lắp then đường kính trục I là d = 38 mm tra bảng 7-23 chọn then có b = 12 mm , h = 8mm, t = 4,5 mm , t1 = 3,6 mm , k = 4,4 mm chiều dài của then Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức 7-11 Với Tra bảng 7-20 ứng suất mối ghép cố định ,tải trọng va đập nhẹ ta chọn thép [s]d = 100 N/mm2 [s]d > sd thỏa điều kiện dập khi truyền tải Kiểm nghiệm sức bền cắt theo công thức 7-12 Tra bảng 7-21 chọn [t]c = 87 N/mm2 Vậy thỏa điều kiện bền cắt [t]c > tc 2.Tính then tại trục II: Tại mặt cắt 3-3 Để lắp then đường kính trục II là d = 42 mm ,tra bảng 7-23 chọn then có b = 14 mm , h = 9 mm, t = 5 mm , t1 = 4,1mm , k = 5 mm chiều dài của then kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức 7-11 Với Tra bảng 7-20 ứng suất mối ghép cố định ,tải trọng va đập nhẹ ta chọn thép [s]d = 100 N/mm2 [s]d > sd thỏa điều kiện dập khi truyền tải Kiểm nghiệm sức bền cắt theo công thức 7-12 Tra bảng 7-21 chọn [t]c = 87 N/mm2 Vậy thỏa điều kiện bền cắt [t]c > tc Tại mặt cắt 4-4 Chọn d = 50 mm để lắp then, tra bảng 7-23 chọn then có b = 16 mm , h = 10 mm, t = 5 mm , t1 = 5,1 mm , k = 6,2 mm Chiều dài của then Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức 7-11 Với Tra bảng 7-20 ứng suất mối ghép cố định ,tải trọng va đập nhẹ ta chọn thép [s]d = 100 N/mm2 [s]d > sd thỏa điều kiện dập khi truyền tải Kiểm nghiệm sức bền cắt theo công thức 7-12 Tra bảng 7-21 chọn [t]c = 87 N/mm2 Vậy thỏa điều kiện bền cắt [t]c > tc 3.Tính then tại trục III: Chọn d = 60 mm để lắp then, tra bảng 7-23 chọn then có b = 18 mm , h = 11 mm, t = 5,5 mm , t1 = 5,6 mm , k = 6,8 mm Chiều dài của then Kiểm nghiệm sức bền dập theo công thức 7-11 Với Tra bảng 7-20 ứng suất mối ghép cố định ,tải trọng va đập nhẹ ta chọn thép [s]d = 100 N/mm2 [s]d > sd thỏa điều kiện dập khi truyền tải Kiểm nghiệm sức bền cắt theo công thức 7-12 Tra bảng 7-21 chọn [t]c = 87 N/mm2 Vậy thỏa điều kiện bền cắt [t]c > tc Bảng 5 : Thông số của then trên các trục Trục Tiết diện then bxh Chiều dài then l t ( mm) t1 (mm) k (mm) Kiểm nghiệm diều kiện bền dập ( N/mm2) Kiểm nghiệm diều kiện bền cắt( N/mm2) I 12x8 56 4,5 3,6 4,4 23,3 40,62 II 14x9 56 5 4,1 5 51,13 18,26 II 16x10 63 5 5,1 6,2 31,9 12,36 III 18x11 63 5,5 5,6 6,8 61,62 25,17 Phần IV: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC I. Chọn ổ lăn Tất cả các trục của hộp giảm tốc có lực dọc trục tác dụng lên nên ta chọn ỗ đỡ chặn Sơ đồ chọn ổ cho trục I Dự kiến chọn trước góc (kiểu 36000) Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1) Cbảng Cbảng – là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng ở đây: n = 478 (vg/ph): tốc độ quay trên trục I h = 19200 giờ, bằng với thới gian phục vụ của máy. Q : tải trọng tương đương.(daN) Theo công thức (8-6) có Q = (KV.R + m.At).Kn.Kt Hệ số m = 1,5 ;  bảng (8-2) tài liệu [3] trang 161 Kt = 1 tải trọng tĩnh, bảng (8-3) tài liệu [3] trang 162. Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 1000 , bảng (8-4) tài liệu [3] trang 162. KV = 1 vòng trong của ổ quay, bảng (8-5) tài liệu [3] trang 162 Tổng lực chiều trục : At = SA + Pa1 – SB = 883,2+879,6-807 = 955,8 N Lực At >0, chỉ có ổ tại B chịu lực dọc trục. Tải trọng tương đương : QB =(KVRB + mAt)KnKt = (1.2165+ 1,5.955,8)1.1 = 3598,7 N QB = 359,87 daN C = Q(nh)0,3 = 359,87. (478.19200)0,3 = 44153,4 Ứng với đường kính d = 35, bảng 17P trang (346-347) lấy loại ổ ký hiệu (36307) ổ bị đợ chặn, cở trung. Cbảng = 46000, Q = 3050 Đường kính ngoài của ổ D = 80 mm, chiều rộng ổ B = 21 mm. Ổ bi của gối đỡ A cũng lấy cỡ như trên. Sơ đồ chọn ổ trục cho trục II. Dự kiến chọn trước góc (kiểu 36000) Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1) Cbảng Cbảng – là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng Trong đó : n = 165 (vg/ph): tốc độ quay trên trục II h = 19200 giờ, bằng với thới gian phục vụ của máy. Q : tải trọng tương đương.(daN) Theo công thức (8-6) có Q = (KV.R + m.At).Kn.Kt Hệ số m = 1,5 tra trong bảng (8-2) tài liệu [3] trang 161 K = 1 tải trọng tĩnh. Tra trong bảng (8-3) tài liệu [3] trang 162. Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 1000 . tra trong bảng (8-4) tài liệu [3] trang 162. KV = 1 vòng trong của ổ quay. Tra trong bảng (8-5) tài liệu [3] trang 162 Tổng lực chiều trục At = SC + Pa3 – Pa2 – SD = 594,7+2414–879,6 – 2224 = -94,4 N Lực At <0,chỉ có ổ C chịu lực dọc trục. QC = (KVRC + mAt)KnKt = (1.159,54+ 1,5.9,44)1.1 = 1737 (N) QC =173,7(daN) QD=(KVRD + mAt)KnKt=(1.596,58+1,5.9,44)1.1=6107,4 (N) QD=610,74(daN) Vì QD > QC nên ta chọn ổ cho gối đỡ D còn ổ của gối đỡ C lấy cùng kích thước với gối đỡ D để tiện việc chế tạo và lắp ghép. C = Q.(n.h)0,3 = 610,74. (165.19200)0,3 = 54462 Ứng với đường kính d = 40, bảng 17P trang (346-347) lấy loại ổ ký hiệu (36308) ổ bi đỡ chặn, cở trung. Cbảng = 64000, Q =2900. Đường kính ngoài của ổ D =90 mm, chiều rộng ổ B = 23 mm. Ổ lăn ở gối đỡ C cũng lấy cũng cở trên. Sơ đồ chọn ổ cho trục III Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1) Cbảng Cbảng – là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng Trong đó : n = 57 (vg/ph): tốc độ quay trên trục II h = 19200 giờ, bằng với thới gian phục vụ của máy. Q : tải trọng tương đương.(daN) Theo công thức (8-6) có Q = (KV.R + m.At).Kn.Kt Hệ số m = 1,5 tra trong bảng (8-2) tài liệu [3] trang 161 K = 1 tải trọng tĩnh. Tra trong bảng (8-3) tài liệu [3] trang 162. Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 1000 . tra trong bảng (8-4) tài liệu [3] trang 162. KV = 1 vòng trong của ổ quay. Tra trong bảng (8-5) tài liệu [3] trang 162 Tổng lực chiều trục At = SC – Pa4 – SD = 1944,8-2144-1435,1 = – 1634,3 N Lực At <0 nên chỉ có ổ E chịu lực dọc trục. QE = (KVRE + mAt)KnKt = (1. 1944,8+ 1,5.1634,3)1.1 = 4396,25N QE = 4396,25 N hoặc 439,625 daN C = Q(nh)0,3 = 439,625(57.19200)0,3 = 28499,4 Ứng với đường kính d = 55 mm tra trong bảng 17P trang (346-347) lấy loại cở nhẹ , ký hiệu (36211) , Cbảng = 64000, Q = 3500. Đường kính ngoài của ổ D = 100 mm, chiều rộng ổ B = 21 mm. Ổ lăn ở gối đỡ F cũng lấy cũng cở trên. Bảng 6: Thông số ổ lăn trên các trục Trục Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) Cbảng Q (daN) I 36307 35 80 21 41000 1900 II 36308 40 90 23 60000 2900 III 36211 55 100 21 64000 3500 II.Cố định trục theo phương