Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến LỜI NÓI ĐẦU Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí là nội dung quan trọng trong chương trình đào tạo kỹ sư. Với em là một sinh viên khoa nhiệt, đồ án môn học Chi tiết máy là môn giúp em học sinh hệ thống hóa lại kiến thức của các môn học như: Cơ sở thiết kế máy, sức bền vật liệu, vẽ kĩ thuật….Đồng thời giúp sinh viên có kĩ năng về làm đồ án hỗ trợ cho việc làm đồ án tốt nghiệp sau này. Nhiệm vụ được giao là thiết kế hệ dẫn động cơ khí gồm có: Hộp giảm tốc khai triển có 2 cặp bánh răng trụ răng thẳng, tính chọn động cơ điện và bộ truyền đai dẹt. Yêu cầu có bản thuyết minh và bản vẽ lắp hộp giảm tốc được vẽ trên giấy A0. Do lần đầu tiên làm quen với thiết kế và phải thực hiện một khối lượng kiến thức tổng hợp, tuy đã cố gắng tham khảo các sách và tài liệu có liên quan, cùng bài giảng của các thầy cô và sự nỗ lực của bản thân nhưng em vẫn không thể tránh được những sai sót. Vậy kính mong quý thầy cô giáo giúp đỡ em, chỉ bảo thêm cho em để em có thể nắm vững hơn kiến thức mà mình học được Cuối cùng em xin gửi lời cảm ơn chân thành tới các cô thầy giáo bộ môn, đặc biệt là thầy Nguyễn Văn Yến đã giúp đỡ chỉ bảo tận tình cho em hoàn thành đồ án này. Một lần nữa em xin chân thành cảm ơn! Đà Nẵng, ngày….tháng….năm 2014 Sinh viên thực hiện đồ án: Nguyễn Phúc Trải SVTH: Nguyễn Phúc Trải 1 Lớp: 11N Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến MỤC LỤC LỜI NÓI ĐẦU....................................................................................................... 1 MỤC LỤC ............................................................................................................. 2 Phần 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN ........... 3 1.1 Chọn động cơ điện: ................................................................................... 3 Hiệu suất chung toàn hệ thống ........................................................................ 3 1.1.1 Xác định sơ bộ số vòng quay: ............................................................ 3 1.2 Phân phối tỷ số truyền, số vòng quay và momen xoắn: ........................... 3 1.2.1 Tỷ số truyền chung của hệ thống ....................................................... 3 1.2.2 Tính toán số vòng quay trên các trục: ................................................ 3 1.2.3 Momen xoắn và công suất trên trục: .................................................. 4 1.2.4 Bảng số liệu: ....................................................................................... 4 Phần 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN ..................................... 5 2.1 Bộ truyền đai dẹt:...................................................................................... 5 Bảng thông số: ................................................................................................ 6 2.2 Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc: .................................................... 6 Phần 3: TÍNH THIẾT KẾ TRỤC ..................................................................... 13 3.1 Chọn vật liệu chế tạo trục: ......................................................................... 13 3.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục: ......................................................... 13 3.3 Xác định sơ bộ đường kính các trục và bề rộng ổ lăn: .............................. 13 3.4 Xác đinh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: ........................... 13 3.5 Tính trục I: ................................................................................................. 14 3.6 Tính trục II: ................................................................................................ 17 3.7 Tính trục III:............................................................................................... 19 Phần 4: TÍNH CHỌN Ổ LĂN .......................................................................... 21 4.1 Tính chọn ổ lăn cho trục I: .................................................................. 21 4.2 Tính chọn ổ lăn cho trục II: ................................................................. 22 4.3 Tính chọn ổ lăn cho trục III: ................................................................ 22 4.4 Bôi trơn ổ lăn: ...................................................................................... 23 4.5 Bôi trơn ổ lăn: ...................................................................................... 23 Phần 5: THIẾT KẾ THÂN MÁY VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC....................... 23 SVTH: Nguyễn Phúc Trải 2 Lớp: 11N Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến Phần 1: CHỌN ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN 1.1 Chọn động cơ điện: Hiệu suất chung toàn hệ thống ch  br 2 .ol 3 .d = 0,972.0,993.0,96 = 0,87 Trong đó: br - là hiệu suất của một cặp bánh rang trụ br =0,97. ol - là hiệu suất của một cặp ổ lăn ol =0,99.  d - là hiệu suất của bộ truyền đai dẹt  d =0.96. P3 7, 2 Công suất cần thiết trên trục động cơ: Pct    8,3 (kw). ch 0,81 1.1.1 Xác định sơ bộ số vòng quay: Chọn tỷ số truyền sơ bộ của hộp giảm tốc 2 cấp khai triển uh=14. Bộ truyền ngoài – bộ truyền đai dẹt: uđ=2. Uch=uh.ud=14.2=28 Số vòng quay sơ bộ của động cơ: Nđc=uch.n3=28.44=1232 (vòng /phút). Chọn động cơ: Tra bảng phụ lục 1. Bảng P.12 sách tính toán thiết kế dẫn động cơ khí ta được động cơ sau: Số vòng quay Tmax Tên động cơ Công suất (kw) Hiệu suất (vòng/phút) Tmin DK-62-4 P=10 1460 2,3 Cosφ =0,88 1.2 Phân phối tỷ số truyền, số vòng quay và momen xoắn: ndc 1460 1.2.1 Tỷ số truyền chung của hệ thống: ich    33 n3 44 i 33 Chọn ih=14,4 id  ch   2,3 ih 14, 4 Ih=in.ic mà in=1,2ich nên ich=3,6 và in=4. 1.2.2 Tính toán số vòng quay trên các trục: n 1460 n1  dc   635(v / p) id 2,3 n 635 n2  1   159(v / p) in 4 n2 159 n3    44(v / p) nch 3,6 SVTH: Nguyễn Phúc Trải 3 Lớp: 11N Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến 1.2.3 Momen xoắn và công suất trên trục: Công suất: P1=Pđc.ηđ.ηol=8,3.0,96.0,99=7,9 (kw). P2=P1.ηol.ηbr=7,9.0,97.0,99=7,6 (kw). P3=P2.ηol. ηbr=7,6.0,97.0,99=7,2 (kw). Momen xoắn: 9550.N .103 T n 95550.8,3.103 Tdc   54291N .mm 1460 9550.7, 9.103 T1   118811N .mm 635 9550.7, 6.103 T2   456478 N .mm 159 9550.7, 2.103 T3   1562727 N .mm 44 1.2.4 Bảng số liệu: Trục Động cơ I II III Đại lượng Đại lượng Tỷ số truyền u ing=2,3 in=4 ic=3,6 Số vòng quay n (v/p) 1460 635 159 44 Công suất P (kw) 8,3 7,9 7,6 7,2 Momen xoắn T (N.mm) 54291 118811 456478 1562727 SVTH: Nguyễn Phúc Trải 4 Lớp: 11N Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến Phần 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 2.1 Bộ truyền đai dẹt: Số liệu thiết kế: Công suất trên trục P1=8,3kw; số vòng quay n1=1460 vòng/ phút; tỷ số truyền u=2,3; momen xoắn trên trục: T= 54291N.mm 1. Chọn vật liệu làm dây đai: bộ truyền quay với số vòng quay lớn nên dùng vật liệu làm dây đai là đai vải cao su vì chúng có các đặc tính sau: bền, dẻo, ít bị ảnh hưởng của độ ẩm và sự thay đổi nhiệt độ. 2. Đường kính bánh nhỏ: D1  6. 3 T1  6 3 54291  227mm chọn d1=250mm. Đai có 4 lớp và có lớp lót 3. Đường kính bánh lớn: D2=d1.u.(1-ԑ)=250.2,3.(1-0,015)=566mm ԑ- là hệ số trượt ԑ=0,015 Tính lại tỷ số truyền thực: d2 2,3  2, 27  2, 27 vậy độ sai lệch .100%  1,3% d1 (1   ) 2,3 Thỏa mãn điều kiện cho phép. 4. Khoảnh cách trục: a≥(1,5….2)(d1 + d2) và 15000 ≥ a ≥ 1,75(250+60)=1417,5(mm) lấy a=1420mm. 5. Chiều dài dây đai:  (d1  d 2 ) (d 2  d1 ) 2  (250  560) (560  250) 2 l  2a    2.1420    4130mm . 2 4a 2 4.1420 Kiểm tra lmim=v/I với i=5  .d1.ndc  .250.1460 v   19,1(m / s ) . 60000 60000 19,1 lmim   3,82m . 5 Vậy l > lmim thỏa mãn Xác định lại khoảng cách trục: a  (   2  8. 2 ) / 4  .(d1  d 2 )  (250  560)  l  4130   2858 2 2 d 2  d1 560  250    155 2 2 (2858  28582  8.1552 ) a  1420mm 4 6. Góc ôm α1: α1 = 180 - (d2 - d1) . 57/a = 180 - (560 - 250) .57 / 1420=1680. Thỏa mãn điều kiện là đai vải cao su có α1≥1500 7. Tiết diện đai: SVTH: Nguyễn Phúc Trải 5 Lớp: 11N Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến Ft .kd a  b.  [ F ] P 8,3 Lực vòng: Ft  1000. 1  1000.  435( N ) . v 9,1    1 Chọn chiều dày dây đai sao cho:      max  6, 25mm chọn d  d1 max 40  =6mm. Theo bảng 4.1 ta được số lớp là 4; đai có lớp lót; kí hiệu đai B800. Ứng suất có ít cho phép: [σF]= [σF]o.Cα.Cv.Co [σF]o=k1-k2  /d1 Đối với đai vải cao su, bộ truyền đặt thẳng đứng chọn σo=1,6Mpa Vậy: k1=2,3; k2=9 [σF]o=2,3 – 9.6/250 = 1,8Mpa. Cα- hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α1 trên bánh đai nhỏ đến khả năng kéo của đai: Cα= 1-0,003(180-α)=1-0,003(180-168)=0,964. Cv-hệ số kể đến ảnh hưởng của lực li tâm đến độ bám của đai trên bánh đai Cv= 1- kv(0,01v2-1) kv=0,04 _ với đai vải cao su Cv=1-0,004(0,01.19,1-1)=0,89 C0- hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền trong không gian và phương pháp căng đai; bảng 4.12 cho ta C0=1. [σF]=1,8.0,964.0,89.1=1,54Mpa. Bề rộng đai: chọn kd=1,5 bảng 4.7 Ft .kd 435.1,5 b   70,6(mm) chọn b=71mm  F  1,54.6 Lực tác dụng lên trục: Fr=2F0sin(α1/2) với F0=σ0δb=1,8.6.71=766,8N → Fr=2.766,8.sin(168/2)=1525N. Bảng thông số: Thông số Ký hiệu Giá trị Loại đai B800 Chiều dài dây đai l 4130mm Đường kính bánh nhỏ d1 250mm Đường kính bánh lớn d2 560mm Khoảng cách trục a 1420mm Góc ôm bánh nhỏ α1 1680 Tiết diên đai A 423,7mm Lục vòng Ft 435N Chiều dày dây đai  6mm Bề rộng bánh đai B 85mm Bề rộng dây đai b 70,6mm 2.2 Thiết kế bộ truyền trong hộp giảm tốc: 2.2.1 Chọn vật liệu: SVTH: Nguyễn Phúc Trải 6 Lớp: 11N Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến Vật liệu chế tạo bánh nhỏ là thép 45 tôi cải thiện có HB241…285. Giới hạn bền σb=850MPa. Giới hạn chảy là σch=580MPa. Vật liệu chế tạo bánh lớn là thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192…240. Giới hạn bền σb= 750MPa. Giới hạn chảy là σch=450MPa. Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép, ứng suất uốn cho phép và ứng suất khi quá tải. Ứng tiếp xúc cho phép: [σH]=σ0Hlim.kHL/Sh. Ứng suất uốn cho phép: [σF]=σ0Flim..kFC .kHC/SF. Ứng suất tiếp xúc khi quá tải: [σH]qt=2,8.σch. Ứng suất uốn khi quá tải: [σF]qt=0,8 σch. Tra bảng 6.2: - Bánh nhỏ: σ0Hlim1=2HB+50 (MPa), SH1=1,1; SF1=1,75. σ0Flim1=1,8HB. - Bánh lớn: σ0Hlim2=2HB+50 (MPa), SH2=1,1; SF2=1,75. σ0Flim2=1,8HB. σ0Hlim1= 2HB+50 = 2.263+50 = 576(MPa). σ0Flim1=1,8HB = 1,8.263 = 473(MPa). σ0Hlim2= 2HB+50 = 2.235+50= 520(MPa). σ0Flim2=1,8HB=1,8.235=423(MPa). - Chọn kFC=0,75- bộ truyền làm việc hai chiều và HB<350. - KHL, kFL- hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền: N HO k HL  mH N HE N FO k FL  mF N FE - Với mH=6 mF=6. N HO  30 HB 2,4 N HO1  30.2632,4  19275917(chu ki). N HO 2  30.2352,4  14712420(chu ki). NFO1=NFO2=4.106. NHE1=60.c.n1.tz=60.1.159.8700=83.106(chu kì). NHE2=60.c.n2.tz=60.1.44.8700=23.106(chu kì). NFE1=NHE1=83.106 chu kì. NFE2=NHE2=23.106 chu kì. - Ta thấy: NHE > NHE kHL=1 NFE > NFO. kFL= 1. Vậy ta có: [σH]1= σ0Hlim1.kHL1/SH1=576.1/1,1=524(MPa). [σH]2= σ0Hlim2.kHL2/SH2=520.1/1,1=472(MPa). [σF]1=σ0Flim.1.kFC1 .kHC1/SF1=473.0,75.1/1,75=202,7(MPa). [σF]2=σ0Flim2..kFC2 .kHC2/SF2=423.0,75.1/1,75=181(MPa). - Ứng suất tiếp xúc cho phép trung bình: [ ]  [ H 2 ] 524  472 [ H ]  H 1   498(MPa) . 2 2 - Ứng suất này thỏa mãn: [ H ] < 1,25 [ H min ] =1,25.472=590(MPa). - Ứng suất uốn cho phép trung bình: SVTH: Nguyễn Phúc Trải 7 Lớp: 11N Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến [ F 1 ]  [ F 2 ] 202, 7  181 [ F ]    194,35(MPa) . 2 2 - Ứng suất tiếp xúc khi quá tải: [σH1]qt=2,8σch1=2,8.580=1624(MPa). [σH2]qt=2,8σch2=2,8.450=1260(MPa). Ứng suất tiếp xúc khi quá tải trung bình: [σH]=1442(MPa) - Ứng suất uốn khi quá tải: [ F 1 ] qt=0,8σch=0,8.580=464(MPa). [ F 2 ] qt=0,8σch=0,8.450=360(MPa). Ứng suất uốn khi quá tải trung bình: [σ]qt=412(MPa). 2.2.2 tính thiết kế bộ truyền cấp chậm: 2.2.2.1các thông số cơ bản: - Khoảng cách trục: T1kHB aw  K a (u  1) 3 .  H  .u.ba 2 Với: ka=49,5 MPa1/3, tỷ số truyền u=3,6. Momen xoắn T1=456478Nmm. KHB=1,07. φba=0,4. φbd=0,53.φba.(u+1)=0,53.0,4.(3,6+1)=0,975. Vậy aw=252mm. Chọn a=225mm. - Modun: m=0,0012.aw=225.0,0111=2,5. - Số răng và hệ số dịch chỉnh: 2aw 2.225 z1    39 . Lấy z1=39 m(u  1) 2,5.(3, 6  1) z2=u.z1=39.3,6=140 răng m( z1  z2 ) (39  140) tính lại khoảng cách trục: aw   2,5.  223, 75mm. 2 2 Cần dùng dịch chỉnh: hệ số dịch tâm: Y= aw/m – (z1+z2)/2=225/2,5 – (39+140)/2=0,5 Hệ số ky=1000.y/zt=1000.0,5/(39+140) = 2,3. Kx=0,032 (tra bảng 6.10). Y=kxzt/1000=0,032.179/1000=0,0057. Tổng hệ số dịch chỉnh: Xt=y+ y= 0,5+0,0057=0,5057. Hế số dịch chỉnh bánh nhỏ và bánh lớn: X1=0,5[xt – (z1-z2).y/zt]=0,5[0,5057-(140-39).0,5/179]=0,11. X2=xt-x1=0,5057-0,11=0,3957. - Góc ăn khớp: Cosαtw=zt.m.cosα/2aw=179.2,5 cos20/(2.225)=0,934. αtw=20,850. 2.2.2.2 kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc thỏa mãn: SVTH: Nguyễn Phúc Trải 8 Lớp: 11N Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến 2T1kH (u  1)  H  zm .zH .z .   H  . bw .u.d w12 Zm- tra bảng 6.5 zm=274MPa1/3 Z H  2cos b / sin 2tw Bánh răng trụ răng thẳng nên βb=0. 4   ZH=1,74; z  . 3 Ԑα=[1,88-3,2(1/z1+1/z2)cosβ=[1,88-3,2(1/36+1/130)]=1,766. Vậy zԐ=0,86. KH=kHBkHαkHV=1,07.1.1=1,07. KHB,kHα tra bảng kHB=1,07; kHα=1. KHV=1+vHbwdw1/(2T1kHBkHα) VH=δH .g0.v.(aw/u)1/2 δH=0,004(tra bảng 6.15); g0=73(tra bảng 6.16); Vận tốc vòng: V=0,816m/s; dw1=98mm Cấp chính xác 9. VH=0.0175. Chiều rộng vành răng bw=φba.aw= 0,4.225=90mm. 2T1kH (u  1) 2.456478.1, 07.(3, 6  1)  H  zm .zH .z . 2  274.1, 74.0,86  492MPa. bw .u.d w1 90.982.3, 6 Vậy ta thấy [σH]=498(MPa)>σH=492MPa. Vậy liệu dảm bảo điều kiện bền tiếp xúc. 2.2.2.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: 2T1.k F Y .YB .YF 1  F1  ; σF2=σF1.YF2/YF1. bw .d w .m YԐ=1/Ԑα=1/1,766=0,566. Yβ=1-β/140=1 (răng thẳng nên β=0). YF1,YF2 - tra bảng 6.18 Zv1=z1=39; x1=0,11 nên tra ra YF1=3,53. Zv2=z2=140; x2=0,3957 nên tra ra YF2=3,53. KF=kFβ.kFα.kFv tra bảng 6.7 ta có kFβ=1,16. kFα=1(bánh rang trụ rang thẳng) VF=δF.g0.v.(aw/u) trong đó: δF=0,011 1/2 VF=0,011.73.0,774.(225/3,6)1/2=4,91. KFv=1+(vF.bw.aw)/(2T1.kFβ.kFα)=1+(4,91.90.98)/(2.456478.1,16.1)=1,04. KF=1,16.1.1,04=1,2064. 2.456478.1, 2064.0,566.1.3,53 Vậy:  F 1   176,32( MPa) . 90.98.2,5 Ta thấy: σF1<[σF2]=202,7(MPa) σF2= 176,32.1/1=176,32(MPa)<[σF2]=181(MPa). Nên bộ truyền thỏa bản điều kiện bền uốn. 2.2.2.4 Kiểm nghiệm răng về quá tải: Kqt=Tmax/TT=2,3. σHmax=σH.kqt1/2=492.2,31/2=746,15(MPa). Ta thấy: [σH]=1442(MPa)> σHmax nên bộ truyền thỏa mãn điều kiện ứng suất tiếp xúc khi quá tải. σFmax1=σF1 .kqt1/2=176,32.2,31/2=267,4(MPa)< [σFmax1] = 464(MPa). SVTH: Nguyễn Phúc Trải 9 Lớp: 11N Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến σFmax2=σF2 .kqt1/2=176,32.2,31/2=267,4(MPa)< [σFmax2]=360(MPa). Vậy bộ truyền thỏa mãn về điều kiện bền uốn khi quá tải. 2.2.2.5 bảng thông số các bộ truyền cấp chậm: Thông số Kí hiệu Công thức tính Khoảng cách trục m( z1  z2 ) 2,5(39  140) a a   223, 75mm chia 2 2 Khoảng cách trục aw aw=225mm Đường kính vòng d1 =mz1=2,5.39=97,5mm d chia d2=mz2=2,5.140=350mm. Đường kính vòng dw1=2aw/(u+1)=2.225/(3,6+1)=98mm dw lăn dw2=dw1.u=98.3,6=352,8mm da1=d1+2(1+x1-Δy)=97,5+2.(1+0,11-0,0057) =100 mm Đường kính đỉnh da da2=d2+2(1+x1-Δy)m; da2=350+2(1+0,3957-0,0057) .2,5 răng =357mm Đường kính chân df1=d1-(2,5-2.x1)m=97,5-(2,5-2.0,11)2,5=92mm df răng df2=d2-(2,5-2.x2)m=350-(2,5-2.0,3957)2,5=346mm db1=d1cosα=97,5.cos20=92mm Đường kính cơ sở db db2=d2cosα=350.cos20=329mm Gốc prifin gốc α α=200 Gốc profin răng αt αt=20 Gốc ăn khớp αtw αtw=20,850 Tổng hệ số dịch xt xt=0,5027 chỉnh Hệ số trùng khớp Ԑα Ԑα=1,766 ngang Bề rộng bánh răng bw bw=90mm 2.2.3 tính thiết kế bộ truyền cấp nhanh 2.2.3.1 các thông số ăn khớp. 3.1 Khoảng cách trục: T1.k H  aw  ka .(u  1) 3 . ba . H  u2 2 Ka-tra bảng 6.5 được ka=49,5 T1=118811Nmm KHβ-tra bảng 6,5 được kHβ=1,16. φba=0,4 118811.1,16 Vậy aw  49,5.(4  1) 3  174mm 0, 4. 498 .4 2 Chọn lại là: aw= 180mm 3.2 Xác định modun: (0,01÷0,02)aw=(1,5÷3) chọn m=2,5. 3.3 Số răng, góc nghiêng và hệ số dịch chỉnh: Z1=2aw/m(u+1)=2.180/2,5(4+1)=28,8 →chọn z1= 29 răng. Z2=z1.u=29.4=116 răng. Góc nghiêng β=0. Xác định lại khoảng cách trục: aw=m(z1+z2)/2cosβ=2,5.145/2=181mm. SVTH: Nguyễn Phúc Trải 10 Lớp: 11N Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến Vậy chọn khoảng cách trục là aw=185mm và cần dùng dịch chỉnh. Hệ số dịch tâm: Y= aw/m – (z1+z2)/2=185/2,5 – (29+116)/2=1,5 Hệ số ky=1000.y/zt=1000.0,5/(29+116) = 3,44. Kx=0,032 (tra bảng 6.10). Y=kxzt/1000=0,032.145/1000=0,00464. Tổng hệ số dịch chỉnh: Xt=y+ y= 1,5+0,00464=1,50464. Hế số dịch chỉnh bánh nhỏ và bánh lớn: X1=0,5[xt – (z1-z2).y/zt]=0,5[1,50464 - (116-29).1,5/145]=0,5. X2=xt-x1=1,50464-0,55=1. 3.4 Góc ăn khớp: Cosαtw=(zt.m.cosα)/2aw=145.2,5.cos20/(2.185)=0,94. Suy ra: αtw=20. 2.2.3.2 kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc: σH=zM. zH.zԐ.[2T1.kH.(u+1)]/(bw.u.dw12)]1/2. ZM- tra bảng 6.5 được zM=274MPa1/3. ZH-tra bảng 6.12 được zH=1,67. zԐ=[(4-Ԑα)/3]1/2 với Ԑα=[1,88-3,2(1/z1+1/z2)]cosβ=[1,88-3,2(1/24+1/96)]=1,71. Nên zԐ=0,87. KH=kHBkHαkHV. KHB,kHα tra bảng 6.7 kHB=1,05; bánh răng thẳng nên kHα=1. KHV=1+vHbwdw1/(2T1kHBkHα) VH=δH .g0.v.(aw/u)1/2 δH=0,004(tra bảng 6.15); g0=73(tra bảng 6.16); xác định đường kính vòng lăn: dw1=2aw/(u+1)=2.185/5=74mm. Vận tốc vòng: V=πdw1n1/60000=π.74.635/60000=2,5m/s. Cấp chính xác 9. VH=0,004.73.2.(185/4)1/2=4(m/s). Chiều rộng vành bánh răng: bw=φba.aw=0,4.185=74mm. 3.74.74 kHv  1   1, 07 . 2.118811.1, 05.1 KH=1,07.1.1,04.=1,1. σH=274.1,67.0,87.[2.118811.1,1.(4+1)/(74.742.4)]1/2=357,5(MPa). Ta thấy: σH<[σH]=498(Mpa). Vậy bộ truyền đảm bảo điều kiền bền tiếp xúc. SVTH: Nguyễn Phúc Trải 11 Lớp: 11N Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến 2.2.3.3 thông số bộ truyền cấp nhanh: Thông số Kí hiệu Công thức tính Khoảng cách trục chia a a=0,5m(29+116)/cosβ=0,5.2,5.145=181mm Khoảng cách trục aw aw=a+ym=181+1,5.2,5=185mm d1=mz1/cosβ=2,5.29=72,5mm Đường kính chia d d2=mz2/cosβ=2,5.116=290mm dw1=2aw1/(u+1)=2.185/5=74mm Đường kính lăn dw dw2=dw1 .u=74.4=296mm da1=d1+2(1+x1-Δy)m=72,5+2.(1+0,5-0).2,5=80mm Đường kính đỉnh răng da da2=d2+2(1+x2- Δy)m=290+2(1+1-0).2,5=300mm. df1=d1-(2,5-2x1)m=72,5-(2,5-2.0,5).2,5=66mm Đường kính đáy răng df df2=d2-(2,5-2x2)m=290-(2,5-2.1).2,5=288mm db1=d1cosα=72,5.cos0=72,5mm Đường kính cơ sở db db2=d2cosα=290.cos0=290mm Gốc profin gốc α α=200 Góc profin răng αt αt=20 Góc ăn khớp αtw αtw=200 Bề rộng bánh răng bw bw=74mm Kiểm tra điều kiện bôi trơn: o o' A A' B B' c - Mức dầu thấp nhất phải đủ ngập đoạn BC. Đường mức dầu min là đường AA’. - Mức dầu cao nhất ngập không quá 1/3 bán kính bánh răng. - Khoảng cách giữa mứa dầu max và min là khoảng 10÷15mm. - Lấy A’B’=AB=15mm. OA=O’A’=129mm - Đường mức dầu max là đường AA’. - Đường mức dầu min là đường BB’. Thỏa mãn 3 điều kiện trên. SVTH: Nguyễn Phúc Trải 12 Lớp: 11N Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến Phần 3: TÍNH THIẾT KẾ TRỤC 3.1 Chọn vật liệu chế tạo trục: Vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện có giới hạn bền là σb= 750MPa, giới hạn cháy σch=450MPa, ứng suất cho phép là [σ]=63MPa. Ứng suất xoắn cho phép [τ]=20÷25MPa. 3.2 Xác định tải trọng tác dụng lên trục: Với bộ truyền bánh răng trụ nên ta có: - Trục 1:+ Ft11=2T1/dw11=2.118811/60=3960N. Fr11=Ft11.tgαtw/cosβ=Fr21=3960.tg200/cos00=1441N. Fa11=Ft11.tgβ=Fa21=3960.tg00=0N. - Trục II: + Ft22=2T2/dw22=2.456478/240=3804N Fr22=Ft22.tgαtw/cosβ=3804.tg20/cos0=1384N Fa=0. + Ft23=2T2/dw23=2.456478/98=9316N Fr23=Ft23.tgαtw/cosβ=9316.tg20/cos0=3390N Fa=0. - Trục III: + Ft32=2T3/dw31=2.1562727/352,8=8859N Fr32=Ft32.tgαtw/cosβ=8859.tg20/cos0=3224N Fa=0. 3.3 Xác định sơ bộ đường kính các trục và bề rộng ổ lăn: - Trục I: d1  3 T1 / 0, 2[ ]  3 118811/ 0, 2.22  30mm . Chọn d1=30mm, b1=19mm. - Trục II: d2  3 T2 / 0, 2[ ]  3 456478 / 0, 2.26  44mm Chọn d2=45mm, b2=25mm - Trục III: d3  3 T3 / 0, 2[ ]  3 1562727 / 0, 2.30  64mm. Chọn d3=65mm, b3=33mm. 3.4 Xác đinh khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: + K1= 10mm: khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay dến thành trong của vỏ hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay. + K2 = 8mm : khoảng cách từ mặt mút ổ dến thành trong của hộp. + K3 = 15mm : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay dến nắp ổ. + h = 20mm : khoảng cách của nắp ổ và bulông . TRỤC I: - Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng: lm13=(1,2…1,5)d1=(36…45)mm - Chiều dài mayo tối thiểu bằng chiều rộng vành răng: theo phần tính toán bánh răng bw=60mm. vậy chọn lm12=60mm. - Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh đai: lm12=(1,2…1,5)d1=(36…45)mm lấy lm12=40mm. l12=lc12=0,5(lm11+b0)+k3+hn=0,5(40+19)+15+20=64,5mm. l13=0,5(lm13+b0)+k1 + k2=0,5(60+19)+10+8=87,5mm SVTH: Nguyễn Phúc Trải 13 Lớp: 11N Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến l11=l21=221mm TRỤC II: - Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng: lm22=(1,2…1,5)d2=(54…67,5)mm, chiều dài mayo bánh răng tối thiểu bằng bề rộng bánh răng: theo tính toán ở trên ta chọn lm22=60mm và lm23=90mm. l21=lm22+lm23+3k1+2k2+b0=90+60+3.10+2.8+25=221mm. l22=0,5(lm22+b0)+k1+k2=0,5(60+25)+10+8=60,5mm. l23=l22+0,5(lm22+lm23)+k1=60,5+0,5(90+60)+10=145,5mm TRỤC III: - Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng: lm32=90mm - Chọn sơ bộ chiều dài mayo của chiết quay nằm ở trục ra là lm33= 50mm. - Khoảng côngxôn trên trục 3: lc33=0,5(lm33+b0)+k3+hn=0,5(50+33)+15+20=76,5mm l32=l23=145,5mm l31=l21=221mm l33=l31+lc33=221+76,5=297,5mm. - Sơ đồ của hộp giảm tốc: Fr Ft Fr Fk Ft Ft Fr Fk Ft Fr Fr Ft Fr Fr Ft Ft Ft Fr Ft gồm có lực Fr và Ft. Tải trọngFttác dụng lên các trục 3.5 Tính trục I: 3.5.1 Thay trục bằng dầm sức bền: SVTH: Nguyễn Phúc Trải 14 Lớp: 11N Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến l13 l11 l13 l12 l11 l12 x x RAY Fr11 Ft11 RAX A RBY Fk Fr11 Ft11 RBX B C RAY RBY Fk RAX A RBX B C My 70950Nmm My 192373,5Nmm 70950Nmm Mx 192373,5Nmm Mx 607860Nmm Mz 607860Nmm 118811Nmm Mz 118811Nmm 3.5.2 Tính phản lực tại các gối tựa: Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng đứng tại gối A: M Y A 0 →RBY.l11+Fr11.(l11-l13)=Fr.(l11+l12) →RBY=[Fr.(l11+l12)-Fr11.(l11-l13)]/l11 →RBY=[1525.(221+64,5)-1441.(221-87,5)]/221=1100N. Theo phương Y: ta có: RBY+RAY=Fr11→RAY=Fr11+RBY-Fk →RAY=1441+1100-1525=1016N. Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng ngang tại gối A: M  0 → Ft11.( l11-l13)=RBXl11+Fk.(l11+l12) A X →RBX=Ft11(l11-l13)/l11 →RBX=3960.(221-87,5)/221=2392N Theo phương X ta có:RAX+RBX=Ft11. →RAX=Ft11-RBX=3960-2392=1568N 3.5.3 Tính đường kính các đoạn trục: Tại vị trí lắp bánh răng: M  M 2 x  M y 2  6078602  192373,52  637574 Nmm M td  M 2  0, 75T 2  6375742  0, 75.1188112  637657 Nmm d13  3 M td / (0,1.[ ])  3 637657 / (0,1.63)  46mm. SVTH: Nguyễn Phúc Trải 15 Lớp: 11N Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến Tại vị trí lắp bánh răng có rãnh then nên tăng đường kính trục lên 5%. d=48mm. chọn d=50mm. Tại vị trí lắp ổ đỡ: M  M 2 x  M y 2  709502  70950 Nmm M td  M 2  0, 75T 2  709502  0, 75.1188112  124983 Nmm d  3 M td / (0,1.[ ])  3 124983 / (0,1.63)  27mm. Chọn d=45mm. Tại các vị trí khác lấy d=40mm. Tại vị trí lắp bánh đai có rãnh then nên tiết diện tăng lên 5%. Lấy d=45mm. 3.5.4 Tính chọn then bằng: Chọn vật liệu là thép 45 có ứng suất dập là [σd]=100MPa và ứng suất cắt là [τ]=75MPa. Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng là: d13=50mm; b=14mm; h=12; t1=7mm; t2=4,9; l=0,85lm=0,85.60=51mm. Kiểm tra điều kiện bền dập: σd=2T/[dlt(h-t1)]=2.637657/[50.51.(12-7)]=100MPa=[σ]. →Thỏa mãn điều kiên bền dập Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt: τc=2T/(dltb)=2.637657/(50.51.14)=36MPa<[τ] → thỏa mãn điều kiện bền cắt. Tương tự ta chọn then bằng tại vị trí lắp bánh đai tiết diện 1-1: d13=45mm; b=14mm; h=12; t1=7mm; t2=4,9; l=0,85lm=0,85.60=56mm. Kiểm nghiệm then theo ứng suất bền dập và ứng suất bền uốn ta thấy đều thỏa mãn. 3.5.5 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn: Tại vị trí lắp bánh rang có tiết diện nguy hiểm nhất nên ta kiểm tra bền cho vị trí này. Mặt cắt 1-3. s j .s j sj    s s j  s j 2 2 [s]-hệ số an toàn cho phép, thường lấy [s]=1,5…2,5.  1 s j  K dj . aj   . mj  1 s j  K dj . aj   . mj σ-1 và τ-1 là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. σ-1=0,436σb=0,436.750=327MPa ; τ-1=0,58.σ-1=0,58.327=190MPa. Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó: σmj=0; σaj=σmaxj=Mj/Wj Trục quay 2 chiều nên τmj=0; τaj=τmaxj=Tj/Woj. SVTH: Nguyễn Phúc Trải 16 Lớp: 11N Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến Trong đó Mj là momen tương đương tại tiết diện nguy hiểm và Wj và Woj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện nguy hiểm.  d j 3 bt1 (d j  t1 )2  503 7.14.(50  7)2 Wj     2  10459mm 32 2d j 32 2.50  d j3 bt1 (d j  t1 )2  .503 7.14.(50  7) 2 Woj      22731mm2 16 2.d j 16 2.50 ψσ và ψσ – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. ψσ=0,05 và ψσ=0 Kσdj và Kτdj là hệ số xác định theo công thức sau: Kσdj=(Kσ/Ԑσ+Kx-1)/Ky với các giá trị tra trong bảng 10.8, 10.9, 10.10 và 10.11: Kx=1; Ky=1,6; Ԑσ=0,81; Ԑτ=0,76; Kσ/Ԑσ=2,35 →Kσ=1,9. Kσdj=(2,35+1-1)/1,6=1,5. Kτdj=(Kτ/Ԑτ+Kx-1)/Ky với các giá trị tra trong bảng 10.8, 10.9, 10.10 và 10.11. Kτ/Ԑτ=1,7 Kτdj=1,7/1,6=1,1. σaj=637657/10459=61; τaj=118811/22731=5,2. 327 s j   3, 6 1, 5.61  0, 05.0 190 s j   33, 2 1,1.5, 2  0.0 3, 6.33, 2 → sj   3, 6 ≥[s] 3, 62  33, 22 Vậy thỏa mãn điều kiện bền tiếp xúc. 3.5.6 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh:  td   2  3 2  [ ] . Trong đó: σ=Mmax/(0,1d3)=637657/(0,1.503)=51MPa. τ=Tmax/(0,2d3)=118811/(0,2.503)=4,75MPa. [σ]=0,8σch=0,8.450=360MPa.  td  512  3.4, 752  52 MPa  [ ]  360 MPa. Vậy trục đảm bảo điều kiện bền tĩnh. 3.6 Tính trục II: 3.6.1 Thay trục bằng dầm sức bền: SVTH: Nguyễn Phúc Trải 17 Lớp: 11N Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến l23 l23 l22 l21 l22 l21 x x x x Fr22 Ft22 Fr23 Ft23 RAY RBY Fr22 Ft22 R RAX A Fr23 Ft23 BX B RBY RAY RBX B My RAX A 222132Nmm My 255945Nmm Mx 222132Nmm 255945Nmm Mx 610542Nmm 703358Nmm Mz 610542Nmm 703358Nmm 456478Nmm Mz 3.6.2 Tính phản lực tại các gối tựa: 456478Nmm Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng đứng tại gối A: M Y A 0 →RBY.l21=Fr23.(l21-l23) +Fr22.(l21- l22) →RBY = [Fr23.(l21-l23) +Fr22.(l21- l22)]/l21 →RBY = [(1384.(221-145,5)+3390.(221-60,5)]/221=2163N. Theo phương Y: ta có: RBY+RAY=Fr23+Fr22 →RAY=Fr22+Fr23-RBY. →RAY=1384+3390-2163=2611N. Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng ngang tại gối A: M  0 →Ft22.( l21-l22) +Ft23.(l21-l23)=RBX .l21 A X →RBX=[Ft22(l21-l22)+ Ft23.(l21-l23)]/l21 →RBX=[3804.(221-60,5)+9316.(221-145,5)]/221 →RBX=5945N. Theo phương X ta có:RAX+RBX=Ft22 +Ft23. →RAX= Ft22 +Ft23-RBX= 3804+9316-5945=7175N. 3.6.3 Tính đường kính các đoạn trục: Tại vị trí lắp bánh răng: M  M 2 x  M y 2  2221322  7133582  747142 Nmm M td  M 2  0, 75T 2  7471422  0, 75.4564782  845281Nmm SVTH: Nguyễn Phúc Trải 18 Lớp: 11N Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến d  3 M td / (0,1.[ ])  3 845281/ (0,1.63)  51mm. Tại vị trí lắp bánh răng có rãnh then nên tăng đường kính trục lên 5%. d23 =54mm. chọn d23 =55mm. M  M x 2  M y 2  2559452  6105422  662019 Nmm M td  M 2  0, 75T 2  6620192  0, 75.4564782  771069 Nmm d22  3 M td / (0,1.[ ])  3 771069 / (0,1.63)  50 Nmm Tại vị trí lắp bánh răng có rãnh then nên đường kính trục tăng thêm 5%. d22=55mm. Tại vị trí lắp ổ đỡ: Chọn đường kính tại vị trí hai ổ đỡ theo tiêu chuẩn: d2A=50mm. d2B=50mm. 3.6.4 Tính chọn then bằng: Chọn vật liệu là thép 45 có ứng suất dập là [σd]=100MPa và ứng suất cắt là [τ]=75MPa. Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng – vị trí 2-3: d23=55mm; b=16mm; h=10; t1=6mm; t2=4,3mm; l23 =0,85.lm=0,85.90=76,5mm. Kiểm tra điều kiện bền dập: σd=2T/[dlt(h-t1)]=2.845281/[55.76,5.(10-6)]=100MPa=[σ]. →Thỏa mãn điều kiên bền dập Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt: τc=2T/(dltb)=2.845281/(55.76,5.16)=16MPa<[τ] → thỏa mãn điều kiện bền cắt. Tương tự ta chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng tiết diện 2-2: d13=55mm; b=16mm; h=10; t1=6mm; t2=4,3; l=0,85lm=0,85.60=51mm. Kiểm nghiệm then theo ứng suất bền dập và ứng suất bền uốn ta thấy đều thỏa mãn. 3.7 Tính trục III: 3.7.1 Thay trục bằng dầm sức bền: SVTH: Nguyễn Phúc Trải 19 Lớp: 11N Đồ án chi tiết máy GVHD: PGS.TS Nguyễn Văn Yến l33 l33 l32 l31 l32 l31 x x Fr32 Ft32 RAY RBY Fr32 Ft32 RAX A RBX B RBY My RAY 243412 Nmm RBX B My Mx RAX A 243412 Nmm Mx 668854 Nmm Mz 668854 Nmm 1562727 Nmm Mz 3.7.2 Tính phản lực tại các gối tựa: 1562727 Nmm Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng đứng tại gối A: M Y A 0 →RBY.l31=Fr32.(l31-l32) →RBY = Fr32.(l31-l32)/l21 →RBY = 3224.(221-145,5)/221=1101N. Theo phương Y: ta có: RBY+RAY=Fr32 →RAY=Fr32-RBY. →RAY=3224-1101=2123N. Phương trính cân bằng momen trong mặt phẳng ngang tại gối A: M  0 →Ft32.( l31-l32)=RBX .l31 A X →RBX=Ft32(l31-l32)/l21 →RBX=8859.(221-145,5)/221=3030N Theo phương X ta có:RAX+RBX=Ft32. →RAX= Ft32-RBX= 38859-3030=5829N. 3.7.3 Tính đường kính các đoạn trục: Tại vị trí lắp bánh răng: M 32  M 2 x  M y 2  2434212  6688542  711772 Nmm M td 32  M 2  0, 75T 2  7117722  0, 75.1562727 2  1529119 Nmm d  3 M td / (0,1.[ ])  3 771069 / (0,1.63)  51mm. SVTH: Nguyễn Phúc Trải 20 Lớp: 11N