lỜi nÓi ĐẦu -...

Trường ĐHBK TPHCM ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY - 2011

SVTH: Trần Đăng Khuê GVHD: PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc 2

LỜI NÓI ĐẦU

Đất nước ta đang trên đà phát triển, do đó khoa học kĩ thuật đóng một vai trò quan trọng

trong công cuộc công nghiệp hóa, hiện đại hóa đất nước. Việc áp dụng khoa học kĩ thuật chính là

làm tăng năng suất lao động, thay thế sức lao động của người lao động một cách có hiệu quả nhất,

bảo đảm an toàn cho người lao động trong quá trình làm việc. Để tạo nền tảng tốt cho bước phát

triển trong tương lai, chúng ta cần đầu tư, nghiên cứu, giáo dục, phát triển khoa học kĩ thuật một

cách nghiêm túc ngay từ trong các trường đại học.

Đồ án môn học Chi Tiết Máy là một môn học giúp sinh viên ngành Chế Tạo Máy có bước

đi chập chững, làm quen với công việc thiết kế mà mỗi người kĩ sư cơ khí sẽ gắn cuộc đời mình

vào đó. Học tốt môn học này sẽ giúp cho sinh viên mường tượng ra được công việc tương lai, qua

đó có cách nhìn đúng đắn hơn về con đường học tập đồng thời tăng thêm lòng nhiệt huyết, yêu

nghề cho mỗi sinh viên. Không những thế quá trình thực hiện đồ án sẽ là thử thách thực sự đối

với những kĩ năng mà sinh viên đã được học từ những năm trước như vẽ cơ khí, kĩ năng sử dụng

phần mềm: Autocad, Autocad Mechanical, Autodesk Inventor… cùng với những kiến thức trong

những môn học nền tảng: Nguyên lí máy, Chi tiết máy, Dung sai và Kĩ thuật đo…

Trong quá trình thực hiện đồ án, chúng em nhận được sự chỉ dẫn rất tận tình của thầy

PGS.TS Nguyễn Hữu Lộc cùng các quý thầy cô khác trong Khoa. Sự giúp đỡ của các thầy cô là

nguồn động lực lớn lao cỗ vũ tinh thần cho chúng em trên con đường học tập, rèn luyện đầy gian

lao vất vả.

Do đây là bản thiết kế kĩ thuật đầu tiên mà chúng em thực hiện nên chắc chắn sẽ mắc phải

những thiếu xót, sai lầm. Em rất mong nhận được sự góp ý chân thành từ phía các thầy cô. Em xin

chân thành cảm ơn.

Sinh viên thực hiện

Trần Đăng Khuê



Mục lục LỜI NÓI ĐẦU ................................................................................................................................. 2

Phần một: Tính toán chọn động cơ và tỉ số truyền: ....................................................................... 4

1.1. Tính toán chọn động cơ: ......................................................................................................... 4

1.2. Phân phối tỉ số truyền và tính toán động học hệ dẫn động xích tải:.......................................... 5

Phần hai: Tính toán bộ truyền đai: ................................................................................................. 7

2.1. Thông số ban đầu: .................................................................................................................. 7

2.2. Tính toán thiết kế bộ truyền đai: ............................................................................................. 7

Phần ba:Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc ............................................................................. 9

3.1 Tính toán bộ truyền cấp nhanh: .......................................................................................... 9

3.2 Tính toán bộ truyền cấp chậm:.......................................................................................... 15

Phần bốn: Kiểm tra bôi trơn ngâm dầu........................................................................................ 23

Phần năm:Thiết kế trục ................................................................................................................ 24

4.1 Thiết kế trục 1:....................................................................................................................... 24

4.2 Thiết kế trục 2 ........................................................................................................................ 28

4.3 Thiết kế trục 3:....................................................................................................................... 32

Phần sáu: Kiểm nghiệm then ........................................................................................................ 35

Phần bảy: Chọn ổ lăn và nối trục.................................................................................................. 39

I – Trục đầu vào 1:....................................................................................................................... 39

II – Trục trung gian 2: .................................................................................................................. 41

III – Trục đầu ra 3:....................................................................................................................... 43

IV – Chọn nối trục vòng đàn hồi: ................................................................................................. 46

Phần tám: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ .............................................................................. 47

Phần chín: Chọn dầu bôi trơn và dung sai lắp ghép .................................................................... 50

TÀI LIỆU THAM KHẢO ............................................................................................................. 53



Phần một:

TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ,PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN.

1.1. Tính toán chọn động cơ:

1.1.1. Số liệu ban đầu: Hệ thống truyền động băng tải làm việc có các thông số sau:

- Lực vòng trên băng tải: F = 2500 N

- Vận tốc băng tải: v = 1,25 m/s

- Đường kính tăng dẫn: D = 400 mm

- Thời gian phục vụ: L = 7 năm

Hệ thống truyền động băng tải quay 1 chiều, làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ (1 năm làm việc

280 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ).

1.1.2. Xác định công suất cần thiết của động cơ:

Công suất trên trục động cơ điện được xác định theo công thức:

tct

PP

(theo (2.8))

Trong đó: Pct - công suất cần thiết trên trục động cơ, kW;

Pt - công suất tính toán trên trục máy công tác, kW;

- hiệu suất truyền động.

Hiệu suất truyền động:

3 30, 99 0,99 0,97 0,96 0,95 0,85K ol brc brt d (theo (2.9))

với: K - hiệu suất nối trục đàn hồi ; ol - hiệu suất 1 cặp ổ lăn; brc - hiệu suất 1 cặp bánh răng

côn; brt - hiệu suất 1 cặp bánh răng nghiêng; d - hiệu suất bộ truyền đai, trị số của các hiệu suất

trên tra theo bảng 2.3.

Hệ thống truyền động băng tải làm việc với sơ đồ tải trọng như sau:



Theo (2.12) và (2.13), công suất làm việc trên trục máy công tác: 2 2 2 2

1 21 2

1 2

0,83..12 .60. 2500.1,25. . 2,69

1000 1000 12 60t td

T T T Tt tF v T T T TP P kW

t t

Khi đó: 2, 69 3,1650,85

tct

PP

kW.

1.1.3. Xác định sơ bộ số vòng quay đồng bộ của động cơ:

Theo (2.17) , số vòng quay của trục máy công tác:

푛 = 60000 vD= 60000. 1, 25

.400= 59,68 vòng/phút

trong đó: v - vận tốc băng tải, v = 1,25 m/s;

D – đường kính tang dẫn, D = 400 mm.

Từ bảng 2.4 , ta chọn tỉ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ hai cấp 12hu ;

4du , do đó số vòng quay sơ bộ của động cơ theo (2.18) như sau:

12 4 59, 68 2864,64sb lv tn n n vòng/phút

Chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ 3000dbn vòng/phút.

1.1.4. Chọn động cơ:

Theo bảng P1.3 với 3,165ctP kW và 3000dbn vg/ph ta dùng động cơ DK51-2 có

4,5dcP kW, 2900dcn vòng/phút.

1.2. Phân phối tỉ số truyền và tính toán động học hệ dẫn động xích tải: 1.2.1. Phân phối tỉ số truyền:

Chọn loại hộp giảm tốc bánh răng côn trụ 2 cấp:



Tỉ số truyền ut của hệ dẫn động: 2900 48,659,68l

dct

v

nun

(theo (3.23))

trong đó: dcn - số vòng quay của động cơ đã chọn, 2900dcn vòng/phút;

lvn - số vòng quay của trục máy công tác, 59,68lvn vòng/phút.

Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động: 59,68t h xu u u (theo (3.24) )

Suy ra: 4 248,6 1

d

thu

uu

Dựa vào hình 3.20 , ta chọn tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc 1 4u và tỉ số truyền

cấp chậm của hộp giảm tốc 2 3u .

Tính lại giá trị của du theo tu trong hộp giảm tốc: 1 2

48, 63

44

td u u

uu

Vậy ta chọn 4du

1.2.2. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục:

32,69 2, 720,99

lv

K

PP

kW; 32

2,72 2,86. 0,96 0,99brt ol

PP

kW

21

2, 68 2,98. 0,97 0,99brc ol

PP

kW; 1 2,98 3,17. 0,95 0,99dc

d ol

PP

kW

2900dcn (v/p) ;1

2900 7254

dc

d

nnu

(v/p); 12

1

725 181,254

nnu

(v/p)

23

2

181, 25 60, 423

nnu

(v/p)

6 3,179,55 10 10439,142900dcT Nmm ;

6

12,989,55 10 39253,79725

T Nmm

62

2,869,55 10 150692, 41181, 25

T Nmm ;

63

2,729,55 10 429923,8760, 42

T Nmm

BẢNG PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

Trục

Thông số

Động cơ I II III

Công suất P, kW 3,17 2,98 2,86 2,72

Tỉ số truyền u 4 4 3

Số vòng quay n, vòng/phút 2900 725 181,25 60,42

Mômen xoắn T, Nmm 10439,14 39253,79 150692,41 429923,87



Phần hai:

TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI

2.1. Thông số ban đầu: - Công suất truyền đến: 3,17P kW - Số vòng quay: 2900dcn vòng/phút

- Tỉ số truyền: 4u

2.2. Tính toán thiết kế bộ truyền đai: Bước 1. Chọn tiết diện đai:

Với công suất và số vòng quay như trên ta chọn đai tiết diện A (hình 4.1).

Bước 2. Chọn các thông số cơ bản của bộ truyền đai:

Theo bảng 4.13 chọn đường kính bánh đai nhỏ 1 125d mm.

Vận tốc đai 1 1 .125.2900 18,9860000 60000

d nv m/s ( nhỏ hơn vận tốc cho phép max 25v

m/s)

Theo công thức 4.2, với 0,02 , đường kính bánh đai lớn

2 1(1 ) 4.125.(1 0,02) 490d ud mm

Theo bảng 4.26 đường kính tiêu chuẩn 2 500d mm

Như vậy tỉ số truyền thực tế:

2

1

500 4,08(1 ) 125.(1 0,02)tdu

d

Và sai lệch

( ) (4,08 4) .100% 2% 4%4

tu uuu

Theo bảng 4.14 chọn sơ bộ khoảng cách trục 20,95. 0,95.500 475a d mm, theo công

thức 4.4 chiều dài đai: 2 2

2 11 2

( ) (500 125)2 0,5 ( ) 2.475 0,5 (125 500) 2006( )4 4.475

d dl a d d mma

Theo bảng 4.13 chọn chiều dài đai tiêu chuẩn: 2000l mm.

Theo 4.15 nghiệm số vòng chạy của đai trong 1s: 18,98 9,492

vil

<10 .

Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn 2000l mm

Theo 4.6 2 2 2 28 1018, 25 1018, 25 8.187,5 471,874 4

a



với : 2000 0,5 (125 500) 1018, 25

2 1 500 125 187,52 2

d d

Theo 4.7 góc ôm 2 11 min

57( ) 57.(500 125)180 180 135 120471,87

d da

Bước 3. Xác định số đai:

Theo công thức 4.16

1

0

3,71.1,35 1,63[ ] 3,01.0,88.1,04.1,14.0,98

d

l u z

PKzP C C C C

Trong đó : Theo bảng 4.7, 1,35dK Với 1 135 ta chọn 0,88C (bảng 4.15)

Với 0

2000 1,1761700

ll chọn 1,04lC (bảng 4.16)

Với 4u ta chọn 1,14uC (bảng 4.17)

Với 18,98v m/s, 1 125d mm, chọn 0[ ] 3,01P kW (bảng 4.19)

Với 1

0

3,71 1, 23[ ] 3,01PP

ta chọn 0,98zC (bảng 4.18)

Lấy 2z đai.

Chiều rộng bánh đai, theo 4.17 và bảng 4.21

( 1) 2 (2 1).15 2.10 35B z t e mm

Đường kính ngoài của bánh đai:

02 125 2.3,3 131,6ad d h mm

Bước 4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục:

Theo 4.19 1780. 780.3,71.1,35 37,83 154,7818,98.0,88.2

da v

PKF FvC z

N

Trong đó: 2 2. 0,105.18,98 37,83v mF q v N (bảng 4.22)

Theo 4.21 lực tác dụng lên trục :

10

1352 sin( ) 2.154,78.2.sin( ) 5722 2rF F z

N



Phần ba:

THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC

3.1 Tính Toán Bộ Truyền Cấp Nhanh Các thông số ban đầu

Công suất đầu vào: 1 2,98P kW

Moment xoắn: 푇 = 39253,79푁푚푚 Số vòng quay: 푛 = 725푣ò푛푔/푝ℎú푡 Tỉ số truyền: u = 4 Thời gian phục vụ: 7 năm Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 280 ngày, một ca 8 giờ) Chế độ tải: 푇 = 푇, 푇 = 0.83푇

푡 = 12푠, 푡 = 60푠

1) Chọn vật liệu:

Ta chọn vật liệu cho cặp bánh côn răng thẳng như sau:

+ Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 270,

có 1b =850(MPa);

1ch =580(MPa).

+ Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =255,

có 2b =750(MPa);

2450ch (MPa).

2) Xác định ứng suất cho phép : Tính sơ bộ ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép theo các công thức

6.1a và 6.1b ta có:

0lim.[ ] F HL

HH

Ks

;

0lim. .[ ] F FC FL

FF

K Ks

.

Trong đó : limoF , 0

limH : lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, trị số của chúng được tra ở bảng 6.2: lim 1,8o

F HB và 0lim 2 70H HB

Fs , Hs : lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra ở bảng 6.2 1, 75Fs và 1,1Hs

Khi đó:

1

0lim 2 220 70 610H (MPa)

1

0lim 1,8 270 486F ( MPa)

2

0lim 2 255 70 580H (MPa)

0lim 2 1,8 255 459F (MPa)

FcK : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ,lấy 1FcK (tải trong đặt một phía)



HLK , FLK : Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức 6.3 và 6.4:

HHOm

HLHE

NKN

;

FFOm

FLFE

NKN

Ở đây: Hm , Fm : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với HB 350 lấy:6; 6H Fm m FON , HON : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc

+ FON = 4.10 6 với tất cả các loại thép

+ 2,430HO HBN H

7

7

10.97,1

10.05,2

2

1

HO

HO

N

N

+ HEN , FEN : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các công thức 6.7 và 6.8

ta có:

260 . .

Hm

iHE i i

TN c n tT

; 60 . .Fm

iFE i i

TN c n tT

với: c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1

in , it : Số vòng quay và thời gian làm việc ở chế độ i

Ta có:

3 3 81 1

1 5N 60 1 725 31360 (1 0,83 ) 8, 77 10 N6 6HE HO 1 1HLK

3 3 82 2

1 5N 60 1 181, 25 31360 (1 0,83 ) 2,19 10 N6 6HE HO 2 1HLK

6 6 81 1

1 5N 60 1 725 31360 (1 0,83 ) 8, 77 10 N6 6FE FO 1 1FLK

6 6 82 2

1 5N 60 1 181, 25 31360 (1 0,83 ) 2,19 10 N6 6FE FO 2 1FLK

Như vậy:

1610 1 554,5

1,1H (MPa);

2

580 1 527,31,1H

(MPa)

Với bánh côn răng thẳng ta có:

1 2min ; 527,3H H H MPa ;

1486 1 1 277,7

1,75F MPa ; 2

459 262,31,75F MPa

Ứng suất quá tải cho phép, theo các công thức 6.13 và 6.14 ta có:

max 2[ ] 2,8 2,8 450 1260 MPaH ch

1max 2[ ] 0,8 0,8 580 464 MPaF ch

2max 2[ ] 0,8 0,8 450 360 MPaF ch



3) Xách định chiều dài côn ngoài: Theo công thức 6.52a ta có:

12 32

.1.

(1 ). . .[ ] H

e Rbe be H

T kR k u

k k u

Trong đó : 0,5R dk k : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng,với truyền động

bánh côn răng thẳng bằng thép 100dk (MPa)1/3 130,5 100 50 MPaRk

u: Tỉ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc, u = 4

T1: Mômen xoắn trên trục dẫn ( T1 = 39253,79N.mm)

beK : Hệ số chiều rộng vành răng, lấy 0,285beK

HK : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng tra

bảng 6.21 với : . 0, 285.4 0,662 2 0,285

be

be

K uK

, do trục lắp trên ổ đũa ta được: 1,15HK

Suy ra:

23

2

1,1550 4 1 120, 4(1 0, 285) 0,285 4 527

3925,3

3,79 eR mm

4) Xác định các thông số ăn khớp :

Đường kính chia ngoài của của bánh côn chủ động được xác định theo công thức 6.52b:

131 2 2 2

. 2. 2 120, 4. 58,4(1 ). . .[ ] 1 4 1

H ee d

be be H

T K Rd K mmK K u u

Tra bảng 6.22 ta được 1 16pz với 1 1350 1,6 1,6 16 25,6pHB z z .

Đường kính trung bình và modun trung bình của bánh côn nhỏ:

1 1(1 0,5 ). (1 0,5 0,285) 58,4 50,08m be ed K d mm

1

1

50,08 1,9625,6

mtm

dm mmz

Modun vòng ngoài được xác định theo công thức 6.5:

1,96 2,291 0,5. 1 0,5 0, 285

tmte

be

mm mmK

Theo bảng 6.8 lấy giá trị tiêu chuẩn 2,5tem mm do đó:

(1 0,5. ) 2,5 (1 0,5 0,285) 2,13tm te bem m K mm

11

50,08 23,52,13

m

tm

dzm

lấy 1 24z (răng)

2 1 1 4 24 96z u z răng.



Do đó tỉ số truyền thực tế 21

1

96 424

zuz

Góc côn chia :

' ''11

2

24arctan arctan 14,04 14 210, 4896

ozz

' ''2 90 14, 04 75,96 75 57 36o

Theo bảng 6.20 với 1 24z ta chọn hệ số dịch chỉnh đều 1 0,39x ; 2 0,39x

Đường kính trung bình của bánh nhỏ: 1 1 . 24 2,13 51,12m tmd z m mm

Chiều dài côn ngoài:

2 2 2 21 20,5. 0,5 2,5 24 96 123,69e teR m z z mm

5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc :

Theo công thức 6.33 ta có:

21

21

2. . . 1. . [ ]0,85. . .

HH M H H

m

T K uZ Z Zb d u

Trong đó:

mz : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có 13274mz MPa

z :hệ số kể đến sự trùng khớp của răng ,được xác định theo công thức 4z3

Ở đây là hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức:

1 2

1 11,88 3, 2 cos( ) 1, 71z z

(với 0 ); 4 1,71 0,874

3ez

Hz : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo bảng 6.12 ta có 1,76Hz

1T : Mômen xoắn trên trục dẫn 1 39253,79 T Nmm

HK : Hệ số tải trọng khi tính toán về tiếp xúc, được xác định theo công thức 6.61

. .H H H HVK K K K

Ở đây:

HK : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành

răng 1,15HK



HK : Hệ số kể đến sự tập trung tải trọng không đều trên giữa các răng lấy

1HK

HVK : Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, tính theo công thức 6.63

1

1

. .1 2

H mHV

H H

v b dKT K K

Trong đó: 10

.( 1). . mH H

d uv g vu

với: 1. . 3,14 51,12 725 1,94 /60000 60000

md nv m s . Theo

bảng 6.13 ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 8. H là trị số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp

,theo bảng 6.15 với dạng răng thẳng thì 0,006H . 0g là hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch

bước răng ,theo bảng 6.16 với cấp chính xác mức làm việc êm là 7 thì 0 47g . Suy ra:

51,12 (4 1)0,006 47 1,94 4,374Hv

b : chiều rộng vành răng, . 0, 285 123,69 35, 25be eb K R lấy 35b mm .

Vậy 4,37 35 51,121 1,092 39253,79 1 1,15HVK

Do đó 1,09 1,15 1 1, 25 HK .

Với các trị số vừa tìm được ta có:

2

22 39253,79 1,25 4 1274 1,76 0,874. 480,77

0,85 35 51,12 4H MPa

Theo bảng 6.1 thì [ ] [ ] . . . H H sb R v xHz z K

Trong đó:

vz : Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, với 1,94 / 1vv m s z .

Rz : Hệ số xét đến độ nhám bề mặt, với 2,5 1,25 0,95a RR m z .

xHK :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, với 700 1a xHd mm K

[ ] 527,3 1 0,95 1 500,94H MPa

Ta thấy [ ]H H .

Vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo.

6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:


11

1

2. . . . .0,85. . .

F FF

tm m

T K Y Y Yb m d

Trong đó: FK : Hệ số tải trọng khi tính toán về uốn, được tính theo công thức 6.71 . .F F F FvK K K K



Với FK

là hệ số xét đến tập chung tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng, theo

bảng 6.21 ta được 1, 24FK , FK là hệ số xét đến tập trung tải trọng không đều giữa các răng 1FK , FvK là hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động, xác định theo công thức:

1

1

. .1 2

F mFV

F F

v b dKT K K

Với : 10

.( 1). . mF F

d uv g vu

theo bảng 6.15 và 6.16 ta có: 0,016F ; 0 47g

51,12 (4 1)0,016 47 1,94 124Fv

12 35 51,121 1, 242 39253,79 1 1,15FVK

Vậy 1,24 1,24 1=1,54FK 1 1 0,6

1,71Y

0

1 1140

nY

11

1

24 24,74os( ) os(14,04)vn

zzc c

22

2

96 395,71os( ) os(75,96)vn

zzc c

1 0,39 x ; 2 0,39x Tra bảng 6.18 ta được: 1 3,48FY ; 2 3,63FY

Vậy 12 39253, 79 1,54 0, 6 1 3, 48 77,93

0,85 35 2,13 51,12F MPa

22 1

1

3,6377,93 80,983, 48

FF F

F

Y MPaY

Ta thấy :

22

11

FF

FF

Vậy điều kiện bền uốn của cặp bánh răng côn được đảm bảo.

7) Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải.

Theo công thức 6.48 ta có: ax ax[ ]Hm H qt H mK

với: 480,77 H MPa ; 1,4qtK

max max480,77 1,4 526,66 [ ] 1260 H HMPa s MPa

Theo công thức 6.49 ta có: ax ax[ ]Fm F qt F mK

max1 1 1 max77,93 1,4 109,102 [ ]F F qt FK MPa

max 2 2 2 max80,98 1, 4 113,37 [ ]F F qt FK MPa

Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn.



8) CÁC THÔNG SỐ VÀ KÍCH THƯỚC CỦA BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN:

Chiều dài côn ngoài 123,69eR mm

Modul vòng ngoài 2,5tem mm

Chiều rộng vành răng 35wb mm

Tỉ số truyền 1 4u

Cấp chính xác 8 Góc nghiêng của răng 00b

Số răng của các bánh răng 1 224 ; 96z z

Hệ số dịch chỉnh chiều cao răng 1 20,39 ; 0,39x x

Đường kính chia ngoài :

ed

1 1. 2,5 24 60e ted m z mm

2 2. 2,5 96 240 e ted m z mm

Góc côn chia: 0 01 214,04 ; 75,96

Chiều cao răng ngoài : eh 2 2, 2 5,5e te te teh h m c m mm

Chiều cao đầu răng ngoài : aeh

1 1( .cos ). (1 0,39 1) 2,5 3,475 ae te n teh h x b m mm

2 1 2. . – 2 2,5 3,475 1,525 ae te te aeh h m h mm

Chiều cao chân răng ngoài : feh

1 1 5,5 – 3,475 2,025fe e aeh h h mm

2 2 5,5 1,525 3,975fe e aeh h h mm

Đường kính đỉnh răng ngoài :

aed 1 1 1 1 2. .cos 66,74ae e aed d h mm

2 2 2 2 2. .cos 240,74 ae e aed d h mm

3.2 Tính Toán Bộ Truyền Cấp Chậm: Các thông số ban đầu

Công suất đầu vào: 1 2,86P kW

Moment xoắn: 푇 = 150692,41푁푚푚 Số vòng quay: 푛 = 181.25푣ò푛푔/푝ℎú푡 Tỉ số truyền: u = 3 Thời gian phục vụ: 7 năm Quay một chiều, làm việc hai ca ( 1 năm làm việc 280 ngày, một ca 8 giờ) Chế độ tải: 푇 = 푇, 푇 = 0.83푇



푡 = 12푠, 푡 = 60푠

1) Chọn vật liệu: Ta chọn vật liệu cho cặp bánh trụ răng nghiêng như sau:

+ Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB = 270, có

1b =850(MPa);

1ch =580(MPa)

+ Bánh lớn : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn bề mặt HB =255, có

2b =750(MPa);

2450ch (MPa)

2) Xác định ứng suất cho phép : Tính sơ bộ ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép theo các công thức 6.1a và 6.1b ta có:

0lim.F Hl

HH

ks

;

0lim . .F Fc Fl

FF

k ks

Trong đó : limoF , 0

limH : lần lượt là ứng suất uốn và ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, trị số của chúng đươc tra ở bảng 6.2: lim 1,8o

F HB và 0lim 2 70H HB

Fs , Hs : lần lượt là hệ số an toàn khi tính về uốn và tiếp xúc tra ở bảng 6.2:1, 75Fs và 1,1Hs

Khi đó:

0lim1 2 260 70 590F MPa

0lim 2 1,8 260 468F MPa

0lim 2 2 250 70 570H MPa

2Flin = 1,8.250 = 450(MPa) 0

lim1 1,8 250 450 MPaH

FcK : Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ,lấy 1FcK (tải trong đặt một phía)

HLK , FLK : Hệ số tuổi thọ, được xách định theo công thức 6.3 và 6.4

HHOm

HLHE

NKN

; FFOm

FLFE

NKN

Ở đây:

Hm , Fm : Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn với HB 350 lấy:6; 6H Fm m

FON , HON : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn và tiếp xúc

FON = 4.10 6 với tất cả các loại thép

2,430HO HBN H

7

7

10.97,1

10.05,2

2

1

HO

HO

N

N

HEN , FEN : số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương



Vì bộ truyền làm việc ở chế độ tải trọng thay đổi nhiều bậc nên theo các công thức 6.7 và

6.8 ta có:

260 . .

Hm

iHE i i

TN c n tT

; 60 . .Fm

iFE i i

TN c n tT

với: c là số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng, c = 1, in , it : Số vòng quay và thời

gian làm việc ở chế độ i.

Ta có:

3 3 81 1

1 5N 60 1 181,25 31360 (1 0,83 ) 2,19.10 N6 6HE HO

21HlK

3 3 72 2

1 5N 60 1 60,42 31360 (1 0,83 ) 7,3.10 N6 6HE HO

11HlK

6 6 81 1

1 5N 60 1 181, 25 31360 (1 0,83 ) 1,5.10 N6 6FE FO

21FlK

6 6 72 2

1 5N 60 1 60, 42 31360 (1 0,83 ) 5.10 N6 6FE FO

11FlK

Như vậy: 1

590 1 536,361,1H

(MPA); 1

570 1 518,181,1H

(MPA)

Với bánh trụ răng nghiêng theo công thức 6.12 ta có:

1 2

1 536,36 518,18 527,272 2H H H

(MPa) 21, 25H H

1486 1 1 277,7

1,75F

(MPa);

2

450 1 257,141,75F

(MPa)

Ứng suất quá tải cho phép ,theo các công thức 6.10 và 6.11 ta có

Hmax = 2,8.ch 2 = 2,8.450 = 1260(MPa)

F1max = 0,8. ch 2= 0,8.580 = 464(MPa)

F2max = 0,8.ch 2= 0,8.450 = 360(MPa)

3) Xách định các thông số cơ bản của bộ truyền : Xác định sơ bộ khoảng cách trục theo công thức 6.15a

2

32 22

. .( 1)

. .H

w aH ba

T ka k u

u

Trong đó:

+ ak : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng.Theo bảng 6.5 ta được

1/3 43 ak MPA + 2T : Mômen xoắn trên trục hai của hộp giảm tốc, 푇 = 150692,41푁푚푚 + H Ứng suất tiếp xúc cho phép , 1/3527, 27 MPaH + 0,3ba tra theo bảng 6.6



+ Hk Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không điều trên chiều rộng vành răng khi tải về tiếp xúc.

Theo bảng 6.7 với bd 0,64 , ta được 1,03Hk (sơ đồ 5)

Suy ra: 3w 2

1, 0343 (3 1) 164, 751506

27, 27 3 0,392, 41a

(mm) lấy w 165a mm

Ta có: w 2 0,3 165 49,5ba wb a mm và w1 w2 5 55b b mm

4) Xách định các thông số ăn khớp Theo công thức 6.17 ta có:

(0,01 0,02) (0,01 0,02) 165 1,65 3,3 wm a mm

Theo bảng 6.8 chọn môdul pháp 2,5m mm

Chọn sơ bộ 010 , do đó 0cos( ) cos(10 ) 0,9848 , theo công thức 6.19 ta xác định

được số răng bánh nhỏ: 1 wos( ) 0, 98482 2 165 32,5

( 1) 2,5 (3 1)cz a

m u

lấy 1 32z

răng.

Số răng bánh lớn được xách định theo công thức 6.20: 2 2 1z u z 3 32 96 lấy

2 96z răng >

Do đó tỉ số truyền thực là 22

1

z 96 u 3z 32

1 2

w

32 96os( ) 2,5 0,972 2 165z zc m

a

0 ’ ’’ 14,14 14 8 28

Theo công thức 6.18 ta tính lại khoảng cánh trục:

1 2w

32 962,5 1652 os( ) 2 0,97

z za mc

(mm)

Ta sử dụng răng không dịch chỉnh x1 = x2 = 0

Góc ăn khớp

0tw

tanarctan 20,57 20 34'3''

ost c

5) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Theo công thức 6.33 ,ứng suất tiếp xúc trên bề mặt làm việc của răng là

12

w w1

2. . ( 1). .. .

HH M H

T K uz z zb u d

Trong đó :



+ mz : hệ số kể đến cơ tính vật liệu của bánh răng, theo bảng 6.5 ta có 274mz (MPA)1/3 + Hz : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức 6.34 ta có

2.cossin(2. )

bH

tw

z

Ở đây: b :Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở


0 0cos cos 20,57 14,14 0, 236b ttg tg tg

013,27b Do đó ta theo công thức trên ta có

2.cos(13,27) 1,72sin(2.20,57)Hz

+ z: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng . Xác định theo công thức 6.36c:

Ta có w

sin sin 14,14. 0,3 165 1,54 1

. 2,5b

m

Do đó ta có 1 1 0, 771,694

z

Trong đó 1 2

1 11,88 3, 2 os( ) 1, 694cz z

Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: w

w11652 2 82,5

1 3 1ad

u

(mm)

+ HK : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc ,tính theo công thức 6.39 . .H H H HVK K K K

Với + HK :Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng

6.7 ta có 1,03HK + HK : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các đôi răng đồng thời ăn khớp

,trị số của kH được tra theo bảng 6.14 ta được 1,03HK + HVK : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động trong vùng ăn khớp, theo công thức 6.41 ta có:

1

1

. .1 2

H w wHV

H H

v b dKT K K

Trong đó : 1

0.( 1). . w

H Hd uv g v

u

+ H : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp theo bảng 6.15 ta được 0,002H + 0g : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng,lấy 0 47g theo bảng 6.16

+ v : Vận tốc vòng 1 1. . 3,14 82,5 181,25 0,7860000 60000

wd nv (m/s). Theo bảng 6.13 ta chọn

cấp chính xác cho bộ truyền là 9.

H82,5 4v 0,002 47 0,78 0,67

3



Vậy ta có: 0,67 49,5 82,51 1,0092 150692, 41 1,03 1,03HVK

1,03 1,03 1,009 1,07HK

Thay số vào công thức trên ta có :

2

2 150692,41 1,07 (3 1)247 1,72 0,77 409,9549,5 3 82,5H

(MPa)

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:

với 5 / 1vv m s z

2,5 1 ,25 ( ) 0,95a RR m z

700 1a XHd mm K

Theo 6.1 và 6.1a ta được:

[ ] [ ] 527,27 1 1 1 0,95 500,1H H sb v a XHz z K MPa

Ta thấy 409,95 [ ] 500,1H H vậy điều kiện bền tiếp xúc được đảm bảo. Để đơn

giản trong quá trình tính toán ta lấy w 50b (mm).

6) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn


1 11

1

2 F FF

w w

T K Y Y Yb d m

Trong đó :

+ 1T :mômen xoắn trên bánh chủ động, N.mm + m : modul pháp + wb : chiều rộng vành răng w 50b (mm) + 1wd :đường kính vòng lăn của bánh chủ động, mm

+ 1 1 0,591,694

Y

hệ số kể đến sự trùng khớp của răng (với 1,694 )

+ 01Y

140

:hệ số kể đến độ nghiêng của răng 01 14,14Y =0,899

140

+ YFi : Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2

với

1v1 3 3

2v2 3 3

z 32z 35,06 cos 0,97

z 96z 105,19

cos 0,97

Vậy theo bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh 1 2x x 0 Ta có F1 F2Y 3,75 ; Y 3,60

+ KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn . .F F F FVK K K K

Ở đây:



+ FK : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn ,theo bảng 6.7 ta được 1,09FK

+ FK : Hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều giữa các răng khi tính về uốn ,theo bảng 6.14 ta được 1,12FK

+ FVK : Hệ số kể đến ảnh hưởng của tải trọng động

1

1

. .1 2

F mFV

F F

v b dKT K K

với 0. . . wF F

av g vu

Tra bảng 6.15 và 6.16 ta được: + F 0,006 + 0 47g

1650,006 47 0, 78 1, 613Fv

Vậy ta có: 1, 61 50 82,51 1, 02

2 150692, 41 1, 09 1,12FvK

1,02 1,09 1,12 1,245FK Ta có

+ 12 150692,41 1,245 0,59 0,899 3,75 72,37

50 82,5 2,5F

(MPa)

+ 22 1

1

3,672,37 69,483,75

FF F

F

YY

(MPa)

Ta thấy

22

11

FF

FF

Vậy điều kiện bền uốn được đảm bảo

7) Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải

Theo công thức 6.48 ta có: Hmax H H max [ ]qtk

với: 409,95 H MPa ; max 1, 4qtTkT

Suy ra: max max409,95. 1,4 485 [ ] 1260H HMPA MPa

max max. [ ]F F qt Fk

Suy ra: Fmax1 = F1.kqt = 72,371,4 = 101,32(MPA) < F1max

max1 1 1 max. 72,37 1, 4 101,32 [ ]F F qt Fk MPA

Fmax2 F2 qt F2 max.k 69,48 1, 4 97, 27 MPA [ ]

Vậy độ bền quá tải của răng được thỏa mãn.



8) Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh trụ răng nghiêng

Khoảng cách trục 165wa (mm)

Môđul pháp 2,5m (mm)

Chiều rộng vành răng 1

2

5550

w

w

bb

(mm)

Tỉ số truyền 3u

góc nghiêng của răng 0 ’ ’14 8 28

Số răng của bánh răng 1 2z 32 ; z 96

Hệ số dịch chỉnh 1 2 0x x (mm)

Cấp chính xác 9

Đường kính vòng chia :d

11

22

. 2,5 32 82, 47 cos 0,97

. 2,5 96 247,42cos 0,97

m zd mm

m zd mm

Đường kính đỉnh răng :da

1 1

2 2

2 82, 47 2 2,5 87, 47

2 247, 42 2 2,5 252, 42a

a

d d m mm

d d m mm

Đường kính đáy răng :df

1 1

2 2

2,5 82, 47 2,5 2,5 76, 22

– 2,5 247,42 2,5 2,5 241,17 f

f

d d m mm

d d m mm



Phần bốn:

KIỂM TRA BÔI TRƠN NGÂM DẦU

Điều kiện bôi trơn ngâm dầu trong hộp giảm tốc côn – trụ :

- Bánh răng côn cần được ngâm hết chiều rộng bánh răng lớn h trong dầu.

- Bánh răng trụ răng nghiêng cần ngâm hết chiều cao răng rh và tối thiểu là 10mm.

- Mức cao nhất của dầu không vượt quá 13

R mỗi bánh răng.

- Khoảng cách giữa mức dầu cao nhất và thấp nhất: ax min 10...15mh h mm .

1 - Xét bánh răng côn bị dẫn:

Chọn chiều cao bánh răng côn bị dẫn cần phải ngâm trong dầu là 12,5 mm.

Như vậy, chiều cao tối đa mà bánh răng côn cần phải ngâm trong dầu là 27,5 mm.

Như vậy min 92,87H (mm )

2 - Xét bánh răng trụ bị dẫn:

Ta thấy min2 292,87 126,21 84,143 3banhrangtruH R

Do đó bộ truyền thỏa mãn điều kiện bôi trơn:

- min 92,87H mm

- ax 77,87mH mm



Phần năm:

THIẾT KẾ TRỤC

4.1- Thiết kế trục 1:

Các thông số ban đầu

Moment xoắn: 푇 = 39253,79푁푚푚 Số vòng quay: 푛 = 725푣ò푛푔/푝ℎú푡

Thiết Kế

Bước 1. Chọn vật liệu

Chọn vật liệu chế tạo là thép C45 thường hóa. Các thông số:

Giới hạn bền: b = 600 MPa Giới hạn chảy: ch =340 MPa Ứng suất xoắn cho phép: [휏] = 15÷ 30푀푃푎

Bước 2. Chọn sơ bộ đường kính

Đường kính sơ bộ được tính theo công thức: 13 0.2 [ ]

Td

.Chọn 1[ ] 15 MPa

1 331

1

39253, 79 23, 56 0, 2 0, 2 1 5

Td mm

Ta chọn đường kính trục theo dãy tiêu chuẩn: 푑 = 24푚푚

Bước 3. Chiều rộng ổ lăn

Từ đường kính các trục ta tra chiều rộng ổ lăn đối với từng trục theo bảng 10.2 sách “Tính toán Thiết kế hệ dẫn động Trịnh Chất-Lê Văn Uyển” trang 189. Trục 1: 푏 = 17푚푚.

Bước 4. Tính toán phác thảo các kích thước độ dài trục

Ta có: 푏 = 35푚푚 bề rộng răng bánh răng côn.

Dưới đây là hình vẽ phác thảo các kích thước của trục 1. Từ hình vẽ này ta có các kích thước của trục 1 như sau:



11 12,5 3 2,5 17 42,5 l d mm . Chọn 11 42 l mm

13 11 1 1 2 13 13 1 0.5 0.5 cosl l b k k lm b

0 42 0,5 17 10 10 35 0.5 35 cos 14, 04

88,5 mm

Chọn 13 90 l mm . Ở đây:

푘 = 8 ÷ 15: khoảng cách giữa các chi tiết quay. Chọn 푘 = 10. 푘 = 5 ÷ 15 : khoảng cách từ mặt mút ổ tới thành trong của hộp. Chọn 푘 = 10. 13 35lm mm : chiều dài mayo bánh răng dẫn.

12 1 1, 2 1,5 1,5 24 36 lm d mm

12 12 3 1 0.5 0.5 0, 5 36 15 17 0,5 17 58,5nl lm k h b mm

Chọn 12 60 l mm . Trong đó:

푘 = 15 khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ ℎ = 17 chiều cao nắp ổ và đầu bulông.

Bước 5. Tính toán lực tác dụng lên các trục

Các lực tác dụng lên bánh răng côn dẫn là:

11

1

2 2 39253,7951,1

1532

6 tm

TF Nd

1 1 1 1 536 20 cos 14, 04 542,36 r tF F tg cos tg N

1 1 1 1 536 20 sin 14,04 135,63 a tF F tg sin tg N Lực tác dụng lên bánh đai là:

10

1352 sin( ) 2.154,78.2.sin( ) 5722 2

o

rF F z N



11 1

51,12. 135,63 3466, 7 2 2m

adM F Nmm



Mặt phẳng Oyz:

1 1 1

1 1 1

1

1

2108.48 .90 .150 82333, 3

2556, 83448, 83

B C t r

B C r

B

C

Y Y F FY Y M F

Y NY N

Mặt phẳng Oxz:

1 1 1

1 1

1

1

572.48 .90 0

1162619,84

B C r

B C

B

C

X X FX X

X NX N

Bước 6. Xác định đường kính trục

Moment uốn tổng 푀 tại các tiết diện i:

- 2 21

2 3466,7 3466,70 A rx ryM M M Nmm

- 2 2 21

277194,86 26033,28 81466,42rx ryBM M M Nmm

- 2 21

2 34320 0 34320C rx ryM M M Nmm

- 2 21 0rx ryDM M M

Moment tương đương 푀 tại các tiết diện i:

- 12 2 2 2

11 0, 75. 3466,7 0, 75 39253, 79 34171, 08 tdA A AM M T Nmm

- 12 2 2 2

1 1 81466, 420, 75. 0, 75 39253,79 88274,7 tdB B BM M T Nmm

- 2 2 21 1

21 0, 75. 34320 0, 75 39253,79 48306,39 tdC C CM M T Nmm

- 1 12 2 2 2

1 0, 75. 0 0, 75 39253, 79 33994,78t DdD DM M T Nmm

Tính đường kính các đoạn trục:

- 1 31 334171,08 17,57

0,1 [ ] 0,1 63AtdAMd mm

- 1 31 388274, 7 24,1

0,1 [ ] 0,1 63BtdBMd mm

- 1 31 348306,39 19,72

0,1 [ ] 0,1 63tdC

CMd mm

- 1 31 333994,78 17,54

0,1 [ ] 0,1 63tdD

DMd mm

Chọn đường kính các đoạn trục theo dãy tiêu chuẩn: 1 18 Ad mm ; 1 25 Bd mm ;

1 25Cd mm ; 1 18 Dd mm ;



4.2 Thiết kế trục 2:


Moment xoắn: 푇 = 150692,41푁푚푚 Số vòng quay: 푛 = 181,25푣ò푛푔/푝ℎú푡

Thiết Kế






Td

.Chọn 2[ ] 20 MPa

2

2 33

2

150692, 33,52 0.2 0, 2

4 20

1Td mm



Từ đường kính các trục ta tra chiều rộng ổ lăn đối với từng trục theo bảng 10.2 sách “Tính toán Thiết kế hệ dẫn động Trịnh Chất-Lê Văn Uyển” trang 189. Ta có: 푏 = 21푚푚


Ta có: 푏 = 35푚푚 bề rộng răng bánh răng côn.

Dưới đây là hình vẽ phác thảo các kích thước của trục 2. Từ hình vẽ này ta có các kích thước của trục 2 như sau:



22 22 22 10,5 0 51 21 10 55 6, 10ml b kl k .Chọn 22 56 l mm

022 2223 13 2 1 56 0,5 51 35 os 75,96 10 95, 0,5 cos 7 5ml cl l b k Chọn

23 95 l mm . Ở đây: 푘 = 8 ÷ 15: khoảng cách giữa các chi tiết quay. Chọn 푘 = 10. 푘 = 5 ÷ 15 : khoảng cách từ mặt mút ổ tới thành trong của hộp. Chọn 푘 = 10. 2 22 1,5 51lm d mm : chiều dài mayo bánh răng trụ dẫn.

23 1 1, 4 1, 4 34 47, 6 lm d mm : chiều dài mayo bánh côn bị dẫn.

1 221 22 23 2 2 51 47,3 6 3 10 2 10 21 169,6m ml l l k k b mm

Chọn 21 170 l mm .

Bước 5. Tính toán lực tác dụng lên các trục:

Các lực tác dụng lên bánh răng côn bị dẫn là:

2 1 1536 t tF F N

12 542,36 raF F N

12 135,63 arF F N

Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng nghiêng dẫn là:

22

w3

13

22 2 150692, 41 0,97 3654, 29 os

2,5 32tn

TTF Nd

cm z

w3

3

3654, 29 20,57 1414, 22 cos 14,14

t tr

tgF tgF Ncos

3 3 3654, 2 19 920,64, 14a tF F tg tg N

33 3

82,4. 7920,6 37960,94 2 2m

adM F Nmm



22 2

51,12. 135,63 3466,7 2 2m

adM F Nmm



Mặt phẳng Oyz:

2 2 3 2

2 2 3

2

2

2118, 29.56 .114 .39 142517,31

5821536

A D t t

A D t

A

D

Y Y F FY Y F

Y NY N

Mặt phẳng Oxz:

2 2 3 2

2 2 2 3 3

2

2

1278,59.56 .114 .39 20660,34

736543

A D r r

A D r

A

D

X X F FX X M M F

X NX N

Bước 6. Xác định đường kính trục

Moment uốn tổng 푀 tại các tiết diện i:

- 2 22 0rx ryAM M M Nmm

- 2 22

2 244683 32592 55307B rx ryM M M Nmm

- 2 2 22

278686 1395115200 08rx ryCM M M Nmm

- 2 23 0rx ryDM M M


- 2 22 2 2 2

2 0,75. 0,75 0 0 0d A At AM M T Nmm

- 2 2 22 2

22 0,75. 55307 0,75 150692, 41 141739tdB B BM M T Nmm

- 2 2 22

22 20,75. 0,75 150692, 41 191033 139508t C CdCM M T Nmm

- 2 22 2 2 2

2 0,75. 0 0,75 0 0D DtdDM M T Nmm


- 2 32 30 0

0,1 [ ] 0,1 63d

At AMd mm

- 2 32 3141739 28, 23

0,1 [ ] 0,1 63BtdBMd mm

- 2 32 3191033 31,18

0,1 [ ] 0,1 63CtdCMd mm

- 2 3320 0

0,1 [ ] 0,1 63DtdDMd mm

Chọn đường kính các đoạn trục theo dãy tiêu chuẩn: 2 25 Ad mm ; 2 30 Bd mm ; 2 32Cd mm; 2 25 Dd mm ;



4.3 Thiết kế trục 3:


Moment xoắn: 푇 = 429923,87푁푚푚 Số vòng quay: 푛 = 60,42푣ò푛푔/푝ℎú푡

Thiết Kế






Td

.Chọn 3[ ] 25 MPa

3

33

33429923 44,14

0.2 0, 2 25,87Td mm



Từ đường kính các trục ta tra chiều rộng ổ lăn đối với từng trục theo bảng 10.2 sách “Tính toán Thiết kế hệ dẫn động-Trịnh Chất-Lê Văn Uyển”. Ta có: 푏 = 25푚푚.


Dưới đây là hình vẽ phác thảo các kích thước của trục 3.

32 32 332 3 99 25 10, 75 5 15 90 4,mc nhl l l b k



Chọn 32 94 l mm

33 1 33 3 2 0,5 67,5 25 10 10 66, 25 0,5 m kl l b k

Chọn 33 65 l mm . Ở đây: 푘 = 8 ÷ 15: khoảng cách giữa các chi tiết quay. Chọn 푘 = 10. 푘 = 5 ÷ 15 : khoảng cách từ mặt mút ổ tới thành trong của hộp. Chọn 푘 = 10. 2 33 2, 2 99lm d mm : chiều dài mayo nửa khớp nối

3 33 1,5 67, 5lm d mm : chiều dài mayo bánh răng trụ bị dẫn. 푘 = 15 khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ ℎ = 17 chiều cao nắp ổ và đầu bulông.

Tuy nhiên, 33 67 l mm do vị trí của hai bánh răng trụ trong hộp số (dựa vào kết cấu

trục 2).

Khoảng cách giữa hai ổ lăn 31 175l mm

Bước 5. Tính toán lực tác dụng lên các trục

Các lực tác dụng lên bánh răng trụ răng nghiêng bị dẫn là: 4 3 3654,29 t tF F N

4 3 1414, 22 r rF F N

4 3 920, 6 a aF F N

Lực tác dụng lên nối trục đàn hồi là:

32 2 429923,870, 2 0,3 0, 2 0, 2 1322,84130nt k

t

TF F ND

44 4

247,42. 920, 6 113887, 43 2 2m

adM F Nmm

Mặt phẳng Oyz:

3 3 4

3 4

3

3

2331, 45175 108 269 38819, 36

2110222

A C t nt

C t nt

A

C

Y Y F FY F F

Y NY N

Mặt phẳng Oxz:

3 3 4

3 3 4

3

3

1414, 22108 67 113887, 43

1192222

A C r

A C

A

C

X X FX X M

X NX N



Bước 6. Xác định đường kính trục Moment uốn tổng 푀 tại các tiết diện i:

- 2 23 0rx ryAM M M Nmm

- 2 23

2 2227880 128736 261729B rx ryM M M Nmm

- 2 23

2 2124347 124340 7rx ryCM M M Nmm

- 2 23 0rx ryDM M M


- 3 32 2 2 2

3 0,75. 0,75 0 0 0d A At AM M T Nmm

- 2 2 23 3

23 0,75. 261729 0, 75 429923,87 455113tdB B BM M T Nmm

- 3 32 2 2 2

3 0,75. 0,75 429923,12 874347 392540,53 C CtdCM M T Nmm

- 3 32 2 2 2

3 0,75. 0 0, 75 429923,87 372325tdD D DM M T Nmm


- 3 33 30 0

0,1 [ ] 0,1 50d

At AMd mm

- 3 33 3455113 44,98

0,1 [ ] 0,1 50BtdBMd mm

- 3 33 3392540,53 42,8

0,1 [ ] 0,1 50tdC

CMd mm

- 3 33 3372325 40,07

0,1 [ ] 0,1 50DtdDMd mm

Chọn đường kính các đoạn trục theo dãy tiêu chuẩn: 3 45 Ad mm ; 3 48 Bd mm ; 3 45Cd mm ;

3 40Dd mm ;

Phần sáu:

KIỂM NGHIỆM THEN Bước 1. Kiểm nghiệm theo độ bền mỏi.

Ta kiểm nghiệm hệ số an toàn :

s =s s

s + s≥ [s]

Trong đó:



s =σ

K σ + ψ σ

s =

τK τ + ψ τ

[s] là giá trị của hệ số an toàn cho phép, lấy giá trị là 3,như vậy không cần kiểm nghiệm độ cứng của trục.

Mặt khác, ta có :

Giới hạn mỏi uốn của thép Cacbon: σ = 0,436σ = 0,436.600 = 261,6MPa

Giới hạn mỏi xoắn: τ = 0,58σ = 0,58.261,6 = 151,73MPa

Vì trục là trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: Giá trị trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j là: σ = 0 Biên độ ứng suất pháp tại tiết diện j:

σ = σ =MW

Trong đó: M = M + M

W : momen cản uốn, được tính theo bảng 10.6, trục có 2 rãnh then.

W =πd32 −

bt d − td

Với giá trị b, t được tra theo d trong bảng 9.1

Hệ dẫn động xích tải thiết kế để quay 1 chiều nên: Giá trị ứng suất pháp tại tiết diện j:

τ = τ =τ

2 =T

2W

Trong đó:

T là momen xoắn tại tiết diện j

W : momen cản xoắn, được tính theo bảng 10.6, trục có 2 rãnh then

W =πd16

−bt d − t

d

Với giá trị b, t được tra theo d trong bảng 9.1

Hệ số ψ , ψ : hệ số ảnh hưởng của trị số trung bình đến độ bền mỏi, tra theo bảng 10.7, ta có: ψ = 0,05; ψ = 0

Hệ số K ; K được tính theo công thức 10.25; 10.26:

K =

Kε + K − 1

K ; K =

Kε + K − 1

K

Với :

- Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt K = 1,06 ,do trục được gia công bằng tiện đạt độ nhám R = 2,5 ÷ 0,63 ứng với giới hạn bền σ = 600MPa.



-Hệ số tăng bền K = 2 ,bề mặt trục được thấm Cacbon -Trị số của hệ số K ; K tra theo bảng 10.12, ứng với rãnh then được cắt bằng dao phay ngón, ta có:

K = 1,76 ; K = 1,54 -ε ,ε hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước các tiết diện trục tới độ bền mỏi bảng 10.10.

Ta lập được bảng kiểm nghiệm độ bền mỏi của trục như sau:

Trục Vị trí tiết diện

Then 1b h t

푊 푊 휀 휀 휎 ߬a=߬m 푠 푠 푠

I

A1 (18) 6 6 3,5 327 899 0,93 0,9 10,6 21,8 25,3 7,9 7,5

B1,C1 (25) x 1533 3068 0,9 0,85 53 6,4 4,9 25 4,8

D1 (18) 6 6 3,5 327 899 0,93 0,9 0 21,8 x 7,8 x

II

A2,D2 (25) x 1533 3068 0,9 0,85 0 0 x x x

B2 (30) 10 8 5 1609 4260 0,88 0,81 34 17,7 7,4 8,7 5,64

C2 (32) 10 8 5 2078 5295 0,88 0,8 67 14,2 3,8 10,8 3,57

III

A3,C3 (45) x 8946 17892 0,83 0,77 14 12 17,2 12,3 10

B3 (48)

14 9 5,5

7960 18817 0,82 0,76 32,9 11,4 7,2 12,7 6,27

D3 (40)

14 9 5,5

4446 10729 0,85 0,78 0 17 x 8,8 x

Như vậy tất cả các hệ số an toàn đều lớn hơn 3. Trục thỏa điều kiện bền mỏi

Bước 2. Kiểm tra trục về độ bền tĩnh

Công thức kiểm nghiệm được tính như sau:

휎 = 휎 + 3휏 ≤ [휎]

Với:

휎 =푀

0.1 × 푑

휏 =푇

0.2 × 푑

[휎] = 0.8 × 휎 = 0.8 × 340 = 272푀푃푎

Trục 1:

1 3

81466,42 52,140,1 25

; 1 3

39253,79 12,560,2 25

; 2 21 1 13 56,49 272td



Trục 2:

2 3 42,570,113950

28

3

; 2 3

150692,41 22,990,2 32

; 2 22 2 23 58,3 272td

Trục 3:

33261729 23,70,1 48

; 33429923,87 19, 440,2 48

2 23 33 3 41,2 272td

Vậy các trục thỏa độ bền tĩnh.

Bước 3. Kiểm nghiệm then

Thông số của then được tra theo bảng 9.1a

Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt có dạng

휎 =2푇

푑. 푙 . (ℎ − 푡 ) ≤ [휎 ] = 150푀푃푎

휏 =2푇

푑. 푙 .푏 ≤ [휏 ] = 60푀푃푎

Với : T : moment xoắn trên trục ; d : đường kính trục tại tiết diện sử dụng then;푙 = 0.8푙 : chiều dài then; h : chiều cao then; t1 : chiều sâu rãnh then;

Ta có bảng kiểm nghiệm sau:

Trục Đường kính d 푏 × ℎ × 푡 푙 휎 휏

1 18 6 6 3,5 28 62,3 25,96

18 6 6 3,5 29 60 25

2 30 10 8 5 44 76 23

32 10 8 5 40 78,4 23,54

3 48 14 9 5,5 50 102 26

42 14 9 5,5 80 77 20

Vậy các then đều thỏa điều kiện.



Phần bảy:

CHỌN Ổ LĂN VÀ NỐI TRỤC

I – Trục đầu vào 1: Các thông số ban đầu

Đường kính vòng trong d : 1 25 d mm

Số vòng quay của ổ : 1 725 / n vòng phút

Quay một chiều , làm việc 2 ca, tải va đập nhẹ.

Thiết Kế

Bước 1. Chọn loại ổ lăn Lực hướng tâm tại vị trí các ổ đũa côn

2 2 21 1 1

22556,83 1162 2808,5 R B BBF X Y N 2 2 2

1 1 12619,8 448,83 765, 28 4C CRCF X Y N

Trục 1 là trục đầu vào, làm việc ở tốc độ quay cao, lại có bánh răng côn nên ưu tiên dùng ổ đũa côn.

Bước 2. Chọn kích thước ổ lăn Ta chọn sơ bộ ổ lăn sau ( phụ lục P.2.11)

Số hiệu d (mm) D (mm) B (mm) T (mm) r (mm) 훼 C (kN) 퐶 (kN)

7205 25 52 15 16,25 1,5 13,5 23,9 17,9

Bước 3. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ

Vị trí đặt ổ lăn như hình vẽ

Ta có : 1,5 1,5 13,5 0,36e tan tan



Lực dọc trục tại B1:

1 1 1 1 10,83 0,83 0,36 765,28 135,63 93,04aB sC at rC atF F F e F F N

Và : 1 10,83 0,83 0,36 2808,5 839,18sB rBF e F N

Do 1 1aB sBF F nên 1 1 839,18sB aBF F N

Lực dọc trục tại C1:

1 1 1 839,18 135,63 974,81aC sB atF F F N

Và: 1 228,67sCF N

Do 1 1aC sCF F nên 1 1 974,81aC sCF F N

Xét tỉ số (푉 = 1 do vòng trong quay):

1

1

839,18 0,3. 1 2808,5

aB

rB

F eV F

Tra bảng 11.4 ta có : 1, 0X Y

1

1

974,81 1, 27. 1 765,28

aC

rC

F eV F

Tra bảng 11.4 ta có: 0,4; 0,4 1,67X Y cotan

Tải trọng quy ước trên ổ:

1 11 1 1 2808,5 0 1 1 2808,5 rB aB tB đQ XVF YF K K N

1 11 0,4 1 765,28 1,67 974,81 1 1 1934RC aC đC tQ XVF YF K K N

Với :

푉 = 1: vòng trong quay 퐾 = 1 : hệ số ảnh hưởng nhiệt độ 퐾đ = 1: áp dụng cho chế độ làm việc tải va đập nhẹ, quá tải ngắn hạn, tra bảng 11.3

Như vậy 1 1 B CQ Q nên ta tính toán ổ theo thông số tại B1.

Chọn thời gian làm việc của ổ đũa côn là:

15000 hL h

Thời gian làm việc tính bằng triệu vòng:

16 6

60 60 725 15000 652,510 10

hn LL tr

Khả năng tải động: 103

1 2808,5 652,5 19626 19, 6 23, 9mm BC Q L N kN C kN



Trong đó 103

m do sử dụng ổ đũa.

Tuổi thọ thật sự của ổ:

10323900 1258,19( )

2808,

5

mCL trQ

6

1

10 28924 6,460

hLL h nam

n

Như vậy ổ đũa này cần được thay sau 3 năm làm việc

Bước 4. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh:

Đối với ổ đũa côn ta tra bảng 11.6 ta có:

00 00,5; 0, 22 0, 22 13,5 0 , 92X Y cotan cotan


0 1 0 1 0 1 10,5 2808,5 0,92 93,04 1490B rB aB rBQ X F Y F N F

Như vậy 0 1 02808,5 17 900BQ N C N

Vậy ổ thỏa điều kiện tải tĩnh.

II – Trục trung gian 2: Các thông số ban đầu


Số vòng quay của ổ : 2 181, 2 / 5 n vòng phút


Thiết Kế

Bước 1. Chọn loại ổ lăn Lực hướng tâm tại vị trí các ổ đũa côn

2 2 2 222 2 736 582 938A ArAF X Y N

22 2 2

2 22 5 1536 162943rD D DF X Y N

Trục 2 có bánh răng côn và bánh răng trụ răng nghiêng nên ưu tiên dùng ổ đũa .

Bước 2. Chọn kích thước ổ lăn

Ta chọn sơ bộ ổ lăn sau ( phụ lục P.2.11)




7205 25 52 15 16,25 1,5 13,5 23,9 17,9



Ta có : 1,5 1,5 13,5 0,36e tan tan

Lực dọc trục tại A2:

32 2 920,6 542,36 378, 24at aaF F F N

2 2 2 2 20,83 0,83 0,36 1629 378, 24 108,5aA sD at rD atF F F e F F N

Và : 2 20,83 0,83 0,36 938 280,3sA rAF e F N

Do 2 2aA sAF F nên 2 2 280,3sA aAF F N

Lực dọc trục tại D2: 2 2 2 280,3 378, 24 658,5aD sA atF F F N

Và: 2 486,7sDF N

Do đó 2 2aD sDF F nên 2 2 658,5aD sDF F N


2

2

280,3 0,3. 1 938

aA

rA

F eV F

Tra bảng 11.4 ta có : 1; 0X Y

2

2

658,5 0, 4. 1 1629

aD

rD

F eV F

Tra bảng 11.4 ta có: 0,4; 0,4 1,67X Y cotan




2 22 1 1 938 0 1 1 938 rA aA t đAQ XVF YF K K N

2 22 0,4 1 1629 1,67 658,5 1 1 1751rD aD t đDQ XVF YF K K N

Với :


Như vậy 2 2 A DQ Q nên ta tính toán ổ theo thông số tại D2.


15000 hL h


26 6

181, 260 60 15000 163,12510 10

5 hn LL tr


2 1751 163,125 8073 8,1 23, 9mm DC Q L N kN C kN

Trong đó 103



10323900 6077( )

175

1

mCL trQ

6 6

2

10 10 6077 55880460 60 181, 2

5h

LL hn


Đối với ổ đũa côn ta tra bảng 11.6 ta có:

00 00,5; 0,22 0,22 13,5 0 ,92X Y cotan cotan


0 2 0 2 0 2 20,5 1629 0,92 658,5 1420D rD aD rDQ X F Y F N F

Như vậy 0 2 016 29 20900DQ N C N


III – Trục đầu ra 3: Các thông số ban đầu




Số vòng quay của ổ : 3 60, 42 / n vòng phút


Thiết Kế

Bước 1. Chọn loại ổ lăn Lực hướng tâm tại vị trí các ổ đũa côn:

2 2 23 3

23 2110 1192 2423rA A AF X Y N

2 2 23

23 3 2222 31422rC C CF X Y N

Ta chọn dùng ổ đũa côn (do trục dài)

Bước 2. Chọn kích thước ổ lăn Ta chọn sơ bộ ổ lăn sau ( phụ lục P.2.11)


2007109 45 75 19 20 1,5 11,33 40 34,8



Ta có : 1,5 1,5 11,33 0,3e tan tan .

Lực dọc trục tại A3:

3 3 3 3 30,83 0,83 0,3 314 920,6 999aA sC at rC atF F F e F F N

Và : 3 30,83 0,83 0,3 2423 603sA rAF e F N

Do 3 3aA sAF F nên 3 3 999sA aAF F N

Lực dọc trục tại C3:

3 3 3 603 920,6 318aC sA atF F F N

Và: 3 78sCF N



Do 3 3,aC sCF F cùng chiều nên 3 3 318 78 396aC sCF F N


3

3

999 0, 41. 1 2423

aA

rA

F eV F

Tra bảng 11.4 ta có : 0,4; 0,4 11,30,4 3 2X Y cotan cotan

3

3

396 1, 26. 1 314

aC

rC

F eV F

Tra bảng 11.4 ta có: 0,4; 0,4 11,30,4 3 2X Y cotan cotan


3 33 0,4 1 2423 2 999 1 1 2967rA aA tA đQ XVF YF K K N

3 33 0, 4 1 314 2 396 1 1 918rC aC C t đQ XVF YF K K N

Với :


Như vậy 3 3 A CQ Q nên ta tính toán ổ theo thông số tại A3


15000 hL h


6 6360 60 60, 42 15000 54,378

10 1

0hn LL tr


3 2967 54,378 9839 9,8 40mm AC Q L N kN C kN

Trong đó 103



10340000 5832( )

296

7

mCL trQ

6 6

3

10 10 5832 1608739 60 60 6

0, 42h

LL hn


Đối với ổ đũa bi đỡ chặn ta tra bảng 11.6 ta có:

00 00,5; 0, 22 0, 22 11,3 1 3 1,X Y cotan cotan




0 3 0 3 0 3 30,5 2423 1,1 999 2310A rA aA rAQ X F Y F N F

Như vậy 0 3 024 23 34800AQ N C N


IV – Chọn nối trục vòng đàn hồi: Moment xoắn tại trục 3 là: 3 429923,87 430T Nmm Nm

Tra bảng 16.10a ta có các thông số nối trục như sau:

T Nm

d D 푑 L l 푑 퐷 Z 푛 B 퐵 푙 퐷 푙

500 40 170 80 175 110 71 130 8 3600 5 42 30 28 32

Bảng 16.10b

푑 푑 퐷 l 푙 푙 푙 l

14 M10 20 62 34 15 28 1.5

Bước 5. Kiểm tra sức bền dập:

0 3

2 [ ]d dc

kTZD d l

Trong đó: [휎 ] = 3푀푃푎 ∶ứng suất dập cho phép của cao su. 푘 = 1,2 : hệ số chế độ làm việc

2 1,2 2,53 [ ]8 130 14 2

429923,878

d d

Vậy nối trục thỏa sức bền dập.

Bước 6. Kiểm tra sức bền của chốt:

03

0

[ ]0.1

u uc

kTld ZD

Trong đó :

[ ] 80u MPa ứng suất cho phép của chốt.

20 1

153 4 41,52 2ll l

3

1,2 429923,87 41,5 75 [ ]0,1 14 8 130

u u

Vậy chốt thỏa điều kiện bền.



Phần tám:

THIẾT KẾ VỎ HỘP và CÁC CHI TIẾT PHỤ

I- 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 đến, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi.

Vật liệu chế tạo vỏ hộp là gang xám, GX15-32

Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua đường tâm các trục để lắp các chi

tiết thuận tiện và dễ dàng hơn. Bề mặt ghép song song với mặt đế.

Mặt đáy hộp nghiêng một góc từ 10 về phía lỗ tháo dầu nhằm thuận tiện hơn trong việc tháo dầu: dầu bôi trơn được thay thế sạch sẽ, tăng chất lượng làm việc cho hộp giảm tốc.

Hộp giảm tốc đúc có các thông số cơ bản sau:

Tên gọi Thông số Chiều dày:

Thân hộp Nắp hộp 1

10mm 1 0,9 9mm

Gân tăng cứng Chiều dày e

8e mm

Đường kính: Bulon nền 1d Bulon cạnh ổ 2d Bulon ghép nắp bích và thân 3d Vis ghép nắp ổ 4d Vis ghép nắp cửa thăm 5d

1 14d mm

2 10,7 10d d mm

3 20,8 8d d mm

4 20,6 6d d mm

5 20,5 5d d mm Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp 3S Chiều dày bích nắp hộp 4S Bề rộng bích nắp và thân 3K

3 31,8 14,4S d mm

4 30,9 13S S mm

3 2 3 29K K mm

Mặt đế hộp: Chiều dày không có phần lồi 1S Bề rộng mặt đế hộp 1,K q

1 11,4 20S d mm

1 42 , 65K mm q mm Kích thước gối trục Bề rộng mặt ghép bolon cạnh ổ 2K

2 2 2 3 16 13 3 32K E R mm



Tâm lỗ bulon cạnh ổ 2E 2 2

2 2

1,6 1,6 10 16 ;1,3 1,3 10 13

E d mmR d mm

Khe hở giữa các chi tiết Giữa bánh răng với thành hộp Giưa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp 1 Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

10mm

1 3 30mm

10mm Số lượng bulon nền Z

200L BZ

Nắp ổ:

Các nắp ổ với thông số của vis ghép, đường kính nắp ổ: Trục 1

Trục 2 Trục 3

D 52 52 85

2D 80 65 100

3D 94,4 80 125

4D 42 42 75 h 8 8 10

4d M8 M8 M8 Z 4 4 6

II- Thiết kế các chi tiết phụ: 1. Bulon vòng:

Ren d 1d 2d 3d 4d 5d h 1h 2h Trọng lượng nâng

được a

M10 45 25 10 25 15 22 8 6 200

2. Chốt định vị: Chọn chốt định vị hình côn.

3. Cửa thăm: (bảng 18.5)



A B A1 B1 C C1 K R Vis SL

100 75 150 100 125 - 87 12 M822 4

4. Nút thông hơi: (bảng 18.6)

Chọn nút thông hơi M272:

A B C D E G H I K L M272 15 30 15 45 35 32 6 4 10

M N O P Q R S 8 22 6 32 18 36 32

5. Nút tháo dầu: (bảng 18.7)



Chọn nút tháo dầu có kích thước:

d b m f L c q D S D0 M202 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,6

6. Mắt chỉ dầu: (bảng 18.9) Kích thước que thăm dầu như sau:

Kích thước mắt kính (mm) D Dl l h 20 55 40 10 6

Phần chín:

CHỌN DẦU BÔI TRƠN và DUNG SAI LẮP GHÉP

I. Dầu bôi trơn hộp giảm tốc:

Chọn độ nhớt phụ thuộc vào vận tốc vật liệu chế tạo bánh răng, tra theo bảng 18.11.

Với vận tốc vòng trong khoảng 1 2,5 /m s , vật liệu chế tạo bánh răng là thép C45 tôi cải

thiện ta tra được độ nhớt của dầu ở 050 là 186 .

Tra bảng 18-13 ta sử dụng loại dầu bôi trơn AK- 15.

II. Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp:

Đối với bánh răng côn, việc điều chỉnh được tiến hành trên cả hai bánh răng dẫn và bị dẫn.

- Dịch chuyển trục cùng với các bánh răng đã cố định trên nó nhờ bộ đệm điều chỉnh có chiều

dày khác nhau lắp giữa nắp ổ và vỏ hộp. Việc điều chỉnh như thế này khá thuận tiện.



- Dịch chuyển các bánh răng trên trục đã cố định, sau đó định vị lần lượt từng bánh một. Việc

điều chỉnh này khá phức tạp.

Lưu ý: Độ điều chỉnh phải đạt 70% trên bề mặt răng.

III. Dung sai và lắp ghép:

1. Chọn cấp chính xác:

- Đối với bánh răng cấp chính xác đã được chọn trong phần trước.

- Đối với trục, then và các rãnh then chọn cấp chính xác là 7.

- Đối với các lỗ chọn cấp chính xác là 6.

- Đối với sai lệch của độ song song, độ thẳng góc, độ nghiêng, độ đảo mặt đầu, độ đảo mặt toàn

phần là 6, độ thẳng, độ phẳng là 7, độ đồng tâm , độ đối xứng, độ giao trục, độ đảo hướng tâm

toàn phần, độ trụ, độ tròn, và profin tiết diện dọc là 5.

2. Chọn kiểu lắp:

- Đối với then và bánh răng ta chọn kiểu lắp H7/k6.

- Đối với vòng trong chọn kiểu lắp k6.

- Đối với vòng ngoài chọn kiểu lắp H7.

3. Bảng dung sai lắp ghép bánh răng:

Chi tiết

Mối

lắp

es

( m )

ei

( m )

ES

( m )

EI

( m )

Độ dôi

lớn nhất (

m )

Độ hở

lớn nhất (

m )

Bánh côn

dẫn 76

Hk

+12 +1 +18 0 12 17

Bánh côn bị

dẫn 76

Hk

+15 +2 +21 0 15 19

Bánh trụ

dẫn 76

Hk

+18 +2 +25 0 18 23

Bánh trụ bị

dẫn 76

Hk

+18 +2 +25 0 18 23

4. Bảng dung sai lắp ghép ổ lăn:

Mối lắp es

( m )

ei

( m )

ES

( m )

EI

( m )

Độ dôi lớn nhất

( m )

Độ hở lớn nhất (

m )

25 6k +15 +2 0 -10 25 -



45 6k +18 +2 0 -12 30 -

52 7H 0 -15 +30 0 - 45

75 7H 0 -15 +30 0 - 45

5. Bảng dung sai lắp ghép then: ( bảng 20.6)

Kích thước tiết

diện then b h

Sai lệch giới hạn chiều rộng rãnh

then

Chiều sâu rãnh then

Trên trục Trên bạc

Sai lệch giới hạn

trên trục 1t

Sai lệch giới hạn

trên bạc 2t P9 D10

6 6 -0,042 +0,078

+0,030

0,1 0,1

10 8 -0,051 +0,098

+0,040

0,2 0,2

14 9 -0,061 +0,120

+0,050

0,2 0,2



TÀI LIỆU THAM KHẢO:

1. Trịnh Chất - Lê Văn Uyển - Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí – tập I và II- Nhà

xuất bản Giáo Dục 2007.

2. Nguyễn Hữu Lộc – Cơ sở Chi Tiết Máy – NXB ĐHQG TPHCM 2010.

3. Nguyễn Trọng Hiệp – Chi Tiết Máy – Nhà xuất bản Giáo Dục – 2008.

4. Ninh Đức Tốn – Dung Sai và Lắp Ghép – Nhà xuất bản giáo dục 2009.

5. P.OrLov - Fundamentals of Machine Design – MIR Publishers. Moscow.

6. Jack M.Walker – Manufacturing Engineering – Marcel Dekker . NewYork

lỜi nÓi ĐẦu -...

Documents