Đồ án CTM FULL V4

Đồ Án Chi Tiết Máy GVHD: TS. Trịnh Đồng Tính

SVTH: Nguyễn Văn Nhật KTHH01 - K57 1

MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU ..................................................................................................... 3

PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC ............................................................................. 4

1.1. CHON ĐÔNG CƠ ...................................................................................4

1.1.1. Xác định công suất yêu cầu trên trên động cơ ...................................4

1.1.2. Xác định số vòng quay yêu cầu của động cơ ....................................5

1.1.3. Chọn động cơ điện. ............................................................................5

1.2. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN CHO CÁC BÔ TRUYỀN TRONG HỆ

THỐNG. ..........................................................................................................6

1.3. TÍNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC. ........................................6

1.3.1. Tính số vòng quay trên các trục. ........................................................6

1.3.2. Tính công suất trên các trục. ..............................................................6

1.3.3. Tính mômen trên các trục. .................................................................7

1.3.4. Lập bảng các thông số động học. ......................................................7

PHẦN 2. TÍNH BỘ TRUYỀN. .......................................................................... 8

2.1. TÍNH BÔ TRUYỀN TRONG HÔP (BÁNH RĂNG TRỤ). ...................8

2.1.1. Thông số đầu vào ...............................................................................8

2.1.2. Chọn vật liệu làm bánh răng ..............................................................8

2.1.3. Ứng suất tiếp xúc [σH] và ứng suất uốn cho phép[σF]: ....................8

2.1.4. Xác định sơ bộ khoảng cách trục. .................................................. 11

2.1.5. Xác định thông số ăn khớp. ............................................................ 12

2.1.6. Xác định các hệ số và một số thông số động học. .......................... 13

2.1.7. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng. ................................................ 14

2.1.8. Một vài thông số hình học của cặp bánh răng. ............................... 17

2.1.9. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng. .................... 18

2.2. TÍNH BÔ TRUYỀN NGOÀI (ĐAI THANG). .................................... 19

2.2.1. Chọn loại đai và thiết diện đai. ....................................................... 19

2.2.2. Chọn đường kính hai bánh đai d1 và d2........................................... 19

2.2.3. Xác định khoảng cách trục a. .......................................................... 20

2.2.4. Tính số đai Z. .................................................................................. 21

2.2.5. Thông số cơ bản của bánh đai. ....................................................... 21

2.2.6. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục. ...................... 22

2.2.7. Tổng hợp các thông số của bộ truyền đai. ...................................... 23



PHẦN 3. TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN .......................................................... 24

3.1. TRON KHỚP NỐI (KHÔNG YÊU CẦU KIỂM NGHIỆM). ............. 24

3.2. TÍNH SƠ BÔ TRỤC. ............................................................................ 25

3.2.1. Chọn vật liệu chế tạo trục. .............................................................. 25

3.2.2. Xác định sơ bộ đường kính trục. .................................................... 25

3.2.3. Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục (kèm sơ đồ

đặt lực chung. ............................................................................................ 26

3.2.4. Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực ................................. 27

3.3. TÍNH, CHON ĐƯỜNG KÍNH CÁC TRỤC. ....................................... 29

3.3.1. Trục yêu cầu tính đầy đủ. ............................................................... 29

3.3.1.1. Tính phản lực cho trục I. .......................................................... 29

3.3.1.2. Vẽ biểu đồ mô men ................................................................... 30

3.3.1.3. Tính mô men tương đương ....................................................... 31

3.3.1.4. Tính đường kính các đoạn trục ................................................. 31

3.3.1.5. Chọn đường kính các đoạn trục ................................................ 32

3.3.1.6. Chọn và kiểm nghiệm then ....................................................... 32

3.3.1.7. Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi. ......................................... 34

3.3.1.8. Chọn, kiểm nghiệm ổ lăn .......................................................... 39

3.3.2. Trục II ............................................................................................. 42

3.3.2.1. Chọn đường kính các đoạn trục dựa vào các yếu tố công nghệ,

lắp ráp ... ................................................................................................ 42

3.3.2.2. Chọn then .................................................................................. 42

3.3.2.3. Chọn ổ lăn ................................................................................. 42

3.3.2.4. Vẽ kết cấu trục II ...................................................................... 43

PHẦN IV. LỰA CHỌN KẾT CẤU ................................................................. 44

4.1. TÍNH VÀ LỰA CHON KẾT CẤU CHO CÁC BÔ PHẬN, CÁC CHI

TIẾT. ............................................................................................................ 44

4.1.1. Thiết kế vỏ hộp. .............................................................................. 44

4.1.2. Các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc. .................................... 44

4.2. TÍNH LỰA CHON BÔI TRƠN ........................................................... 47

4.3.CÁC KẾT CẤU LIÊN QUAN ĐẾN CHẾ TẠO VỎ HÔP ................... 48

4.4. DUNG SAI LẮP GHÉP ....................................................................... 52

Tài liệu tham khảo : .......................................................................................... 54



LỜI NÓI ĐẦU

Thiết kế và phát triển những hệ thống truyền động là vấn đề cốt lõi trong

cơ khí. Mặt khác, một nền công nghiệp phát triển không thể thiếu một nền cơ

khí hiện đại. Vì vậy, việc thiết kế và cải tiến những hệ thống truyền động là công

việc rất quan trọng trong công cuộc hiện đại hoá đất nước. Hiểu biết, nắm vững

và vận dụng tốt lý thuyết vào thiết kế các hệ thống truyền động là những yêu cầu

rất cần thiết đối với sinh viên, kỹ sư cơ khí.

Trong cuộc sống ta có thể bắt gặp hệ thống truyền động ở khắp nơi, có thể

nói nó đóng một vai trò quan trọng trong cuộc sống cũng như sản xuất.Đối với

các hệ thống truyền động thường gặp thì hộp giảm tốc là một bộ phận không thể

thiếu.

Đồ án thiết kế hệ thống truyền động cơ khí giúp ta tìm hiểu và thiết kế

hộp giảm tốc, qua đó ta có thể củng cố lại các kiến thức đã học trong các môn

học như Nguyên lý máy, Chi tiết máy, Vẽ kỹ thuật cơ khí..., và giúp sinh viên có

cái nhìn tổng quan về việc thiết kế cơ khí.Hộp giảm tốc là một trong những bộ

phận điển hình mà công việc thiết kế giúp chúng ta làm quen với các chi tiết cơ

bản như bánh răng, ổ lăn,…Thêm vào đó, trong quá trình thực hiện các sinh viên

có thể bổ sung và hoàn thiện kỹ năng vẽ AutoCad, điều rất cần thiết với một kỹ

sư.

Em chân thành cảm ơn thầy Trịnh Đồng Tính đã giúp đỡ em rất nhiều

trong quá trình thực hiện đồ án.

Với kiến thức còn hạn hẹp, vì vậy thiếu sót là điều không thể tránh khỏi,

em rất mong nhận được ý kiến từ thầy cô và các bạn.

Sinh viên thực hiện

Nguyễn Văn Nhật



BẢN THUYẾT MINH ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

--------------------------

-----------

Số liệu cho trước:

1.Lực kéo băng tải F = 2180 (N)

2. Vận tốc băng tải v = 2,99(m/s)

3. Đường kính tang D = 360 (mm)

4. Thời gian phục vụ lh = 15000 giờ

5. Số ca làm việc soca = 3 ca

6. Góc nghiêng đường nối tâm với bộ truyền ngoài: @=90o

7. Đặc tính làm việc: êm

PHẦN 1. TÍNH ĐỘNG HỌC

1.1. CHỌN ĐỘNG CƠ

1.1.1. Xác định công suất yêu cầu trên trên động cơ

Để chọn động cơ điện, cần tính công suất cần thiết. Nếu gọi PCT – công suất trên

băng tải, ηC – hiệu suất chung toàn hệ thống, PYC – công suất cần thiết, thì:

𝑃𝑌𝐶 =𝑃𝐶𝑇𝜂𝐶

Trong đó:

𝑃𝐶𝑇 =𝐹. 𝑣

1000= 2180.2,99

1000= 6,52 (𝑘𝑊)

3nCT nBT

C CT BT OL Đ BR K K = 1 - hiệu suất khớp nối

OL = 0,99- hiệu suất 1 cặp ổ lăn



BR = 0,97- hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ

Đ = 0,95- hiệu suất bộ truyền đai

C = 0,993.0,95.0,97.10,894

𝑃𝑌𝐶 =𝑃𝐶𝑇𝜂𝐶

=6,52

0,894= 7,29 (𝑘𝑊)

1.1.2. Xác định số vòng quay yêu cầu của động cơ

Số vòng quay yêu cầu động cơ (sơ bộ) : CTn n .uSB SB

Số vòng quay trên trục công tác là CTn

𝑛𝐶𝑇 =60.1000. 𝑣

𝜋𝐷= 60.1000.2,99

𝜋360= 158,62 (𝑣𝑔/𝑝ℎ)

Tỷ số truyền sơ bộ của hệ thống là uSB

uSB = uSBN uSBH

Theo bảng 2.4[1] tr 21

Chọn sơ bộ:

tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền ngoài (đai) SBNu =3

tỷ số truyền sơ bộ của bộ truyền trong hộp giảm tốc cấp 1 truyền động bánh răng

trụ uSBH =4

uSB = uSBN uSBH =3.4=12

Suy ra: CTn n .uSB SB =158,62.12= 1903,49 (vg/ ph)

1.1.3. Chọn động cơ điện.

Tra bảng phụ lục trong tài liệu [1] chọn động cơ thỏa mãn

{𝑃𝐷𝐶 ≥ 𝑃𝑌𝐶 = 7,29 (𝑘𝑊)

𝑛𝐷𝐶 ≥ 𝑛𝑆𝐵 = 1903,49 (𝑣𝑔 𝑝ℎ⁄ )

{

𝑘ý ℎ𝑖ệ𝑢: 4𝐴132𝑆4𝑌3 𝑃𝐷𝐶 = 7,5 (𝑘𝑊)

𝑛𝐷𝐶 = 1455 (𝑣𝑔 𝑝ℎ⁄ )



1.2. PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN CHO CÁC BỘ TRUYỀN TRONG HỆ

THỐNG.

Tỷ số truyền chung của hệ thống: ĐCC

CT

nu

n

Tỷ số truyền:

𝑢𝐶 =𝑛Đ𝐶𝑛𝐶𝑇

=1455

158,62= 9,17

Với Cu = .N Hu u

Nu –tỷsố truyền của bộ truyền ngoài (đai) hộp giảm tốc

Hu –tỉ số truyền của hộp giảm tốc

Chọn trước: Hu =4

𝑢𝑁 =9,17

4= 2,29

1.3. TÍNH CÁC THÔNG SỐ TRÊN CÁC TRỤC.

1.3.1. Tính số vòng quay trên các trục.

Số vòng quay động cơ: nĐC = 1455 (vg/ph)

Số vòng quay trục I:

𝑛𝐼 =𝑛Đ𝐶𝑢Đ

=1455

2,29= 635.37 (𝑣𝑔 𝑝ℎ⁄ )

Số vòng quay trục II:

𝑛𝐼𝐼 =𝑛𝐼𝑢𝐵𝑅

=635.37

4= 158.84(𝑣𝑔 𝑝ℎ⁄ )

Số vòng quay trục làm việc:

𝑛𝐶𝑇 =𝑛𝐼𝐼𝑢𝐾

=158.84

1= 158.84 (𝑣𝑔 𝑝ℎ⁄ )

1.3.2. Tính công suất trên các trục.

Công suất trên trục công tác CTP =6.52 (kW)

Công suất trên trục II:

𝑃𝐼𝐼 =𝑃𝐶𝑇𝜂𝑂𝐿𝜂𝐾

=6.52

0,99.1= 6.59(𝑘𝑊)



Công suất trên trục I:

𝑃𝐼 =𝑃𝐼𝐼

𝜂𝑂𝐿𝜂𝐵𝑅=

6.59

0,99.0,97= 6.86 (𝑘𝑊)

Công suất trên trục động cơ:

𝑃Đ𝐶 =𝑃𝐼

𝜂𝑂𝐿𝜂Đ=

6.86

0,99.0,95= 7.29 (𝑘𝑊)

1.3.3. Tính mômen trên các trục.

Mô men xoắn trên trục động cơ:

𝑇Đ𝐶 = 9,55. 106𝑃Đ𝐶𝑛Đ𝐶

= 9,55. 1067.29

1455= 47848 (𝑘𝑊)

Mô men xoắn trên trục I:

𝑇𝐼 = 9,55. 106𝑃𝐼𝑛𝐼= 9,55. 106

6.86

635.37= 103110 (𝑘𝑊)

Mô men xoắn trên trục II:

𝑇𝐼𝐼 = 9,55. 106𝑃𝐼𝐼𝑛𝐼𝐼

= 9,55. 1066.59

158.84= 396213 (𝑘𝑊)

Mô men xoắn trên trục công tác:

𝑇𝐶𝑇 = 9,55. 106𝑃𝐶𝑇𝑛𝐶𝑇

= 9,55. 1066.52

158.84= 392004(𝑘𝑊)

1.3.4. Lập bảng các thông số động học.

TRỤC

T.SỐ ĐỘNG CƠ I II CÔNG TÁC

TST 2.29 4 1

n(vg/ ph) 1455 635.37 158.84 158.84

P(kW) 7.29 6.86 6.59 6.52

T(N.mm) 47848 103110 396213 392004



PHẦN 2. TÍNH BỘ TRUYỀN.

2.1. TÍNH BỘ TRUYỀN TRONG HỘP (BÁNH RĂNG TRỤ).

2.1.1. Thông số đầu vào

{

𝑃1 = 𝑃𝐼 = 6.86(𝐾𝑤)𝑛1 = 𝑛𝐼 = 635.37(𝑣/𝑝ℎ)

𝑢 = 𝑢𝐵𝑅 = 4

𝑇1 = 𝑇𝐼 = 103110(𝑁.𝑚𝑚)

𝑇ℎờ𝑖 𝑔𝑖𝑎𝑛 𝑙à𝑚 𝑣𝑖ệ𝑐: 15000 ℎ

2.1.2. Chọn vật liệu làm bánh răng

Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế

ở đây chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như nhau.

Tra bảng 6.1[1] ta chọn: Vật liệu nhóm I

-Vật liệu bánh lớn :

• Nhãn hiệu thép : C45

• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

• Độ rắn : HB =192÷240 ;Chọn :HB2=230

• Giới hạn bền : σb2=750(MPa)

• Giới hạn chảy : σch2=450(MPa)

-Vật liệu làm bánh nhỏ :

• Nhãn hiệu thép : C45

• Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

• Độ rắn : HB =241÷285 ; Chọn :HB1=245

• Giới hạn bền : σb1 =850(MPa)

• Giới hạn chảy : σch1 =580(MPa)

2.1.3. Ứng suất tiếp xúc [σH] và ứng suất uốn cho phép[σF]:

lim[ ]=

lim[ ] =

oH Z Z K KvH R xH HLSH

oF Y Y K K

F R xF FLSSF



Trong đó :

-Chọn sơ bộ: 1

1

Z Z KvR xHY Y KR xFS

-SH,SF –Hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

Tra bảng 6.2[1] với :

• Bánh răng chủ động : SH1=1,1 ; SF1=1,75

• Bánh răng bị động : SH2= 1,1; SF2=1,75

-σoH lim , σ

oF lim - ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở:

0 2 70lim

0 1,8lim

HBH

HBF

Bánh chủ động

0 2 70 2.245 70 560( )1lim1

0 1,8 1,8.245 441( )1lim1

HB MPaH

HB MPaF

Bánh bị động

0 2 70 2.230 70 530( )2lim2

0 1,8 1,8.230 414( )2lim2

HB MPaH

HB MPaF

-KHL,KFL –Hệ số tuổi thọ,xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải

trọng của bộ truyền:

0

0

Nm HK HHL N

HE

Nm FK FFL N

FE

, Trong đó:

+ mH,mF –Bậc của đường cong mỏi khi thử về ứng suất tiếp xúc.Do bánh răng

có HB <350 mH =6 và mF =6



+ NH0, NF0 –Số chu kỳ thay đổi về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn:

2,430.0

64.100

N HBH

NF

Do vậy:

2,4 2,4 630. 30.245 16,26.1001 1

2,4 2,4 630. 30.230 13,97.1002 2

64.1001 02

N HBH

N HBH

N NF F

+ NHE, NFE -Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:Do bộ truyền chịu tải

trọng tĩnh NHE= NFE=60.c.n.t∑ ,trong đó:

c- số lần ăn khớp trong một vòng quay:c=1

n- vận tốc vòng của bánh răng.

t∑ - tổng số giờ làm việc của bánh răng.

{𝑁𝐻𝐸1 = 𝑁𝐹𝐸1 = 60. 𝑐. 𝑛1. 𝑡∑ = 60.1.635,37.15000 = 571,83.10

6

𝑁𝐻𝐸2 = 𝑁𝐹𝐸2 = 60. 𝑐. 𝑛2. 𝑡∑ = 60.1.158,84.15000 = 142,96. 106

Ta có:

NHE1>NH01 lấy NHE1= NH01 KHL1=1

NHE2>NH02 lấy NHE2= NH02 KHL2=1

NFE1>NF01 lấy NFE1= NF01 KFL1 =1

NFE2>NF02 lấy NFE2= NF02 KFL2=1



Do vậy ta có:

560lim1[ ]= .1.1 509,09( )1 1 1,1

1

530lim2[ ]= .1.1 481,82( )2 2 1,1

2

441lim1[ ] = .1.1 252( )1 1 1,75

1

414lim2[ ] = .1.1 236,57(2 2 1,75

2

oH Z Z K K MPavR xHH HLSH

oH Z Z K K MPavR xHH HLSH

oF Y Y K K MPa

R xFF S FLSF

oF Y Y K K MPa

R xFF S FLSF

)

Do đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

1 2 2, )[ ]=Min( [ ]=481,82 (Mpa)H H HH

Ứng suất cho phép khi quá tải:

[ ] 2,8. ax( , ) 2,8.580 1624( )ax 1 2

[ ] 0,8. 0,8.580 464( )ax1 1

[ ] 0,8. 0,8.450 360( )ax2 2

m MPamH ch ch

MPamF ch

MPamF ch

2.1.4. Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

1( 1)3w 2[ ] . .

T KH

a K uau

H ba

,với:

- Ka - Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng của cặp bánh răng.Tra bảng 6.5[1]

Ka=49,5 MPa1/3

- T1 - Môment xoắn trên trục chủ động: T1=103110(N.mm)

- [σH] - Ứng suất tiếp xúc cho phép: [σH]=481,82(MPa)

- u - Tỉ số truyền: u=4

- ψba,ψbd - Hệ số chiều rộng vành răng:

Tra bảng 6.6[1] với bộ truyền đối xứng,HB<350, ta chọn được ψba=0.4;

ψbd=0,53. ψba.(u+1)=0,53.0,4.(4+1)=1,06



- KHβ,KFβ-Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành

răng khi tính về ứng suất tiếp xúc và uốn:Tra bảng 6.7[1] với ψbd=1,06 và sơ đồ

bố trí là sơ đồ 6 và dùng phép nội suy ta được:

{𝐾𝐻𝛽 = 1,05

𝐾𝐹𝛽 = 1,12

𝑎𝑊 = 𝐾𝑎. (𝑢 + 1). √𝑇1𝐾𝐻𝛽

[𝜎𝐻]2. 𝑢. 𝜓𝑏𝑎

3

= 49,5. (4 + 1). √103110.1,05

481,822. 4.0,4

3

= 164,10 (𝑚𝑚)

Chọn aw= 165 (mm)

2.1.5 Xác định thông số ăn khớp.

Môđun pháp:

m=(0,01÷0,02)aw=(1,65÷3,3) (mm)

Tra bảng 6.8[1] chọn m theo tiêu chuẩn: m=3.

Xác định số răng:

Ta có: =0o

𝑍1 =2𝑎𝑊. 𝑐𝑜𝑠𝛽

𝑚(𝑢 + 1)=

2.165

3(4 + 1)= 22; 𝐶ℎọ𝑛 𝑍1 = 22

Z2= u.Z1=4.22=88; Chọn Z2=88

Tỉ số truyền thực tế:

𝑢𝑡 =𝑍1𝑍2=88

22= 4

Sai lệnh tỉ số truyền:

4 4.100% .100% 0% 4%

4

u utuu

thỏa mãn.



Khoảng cách trục aw xác định lại theo công thức:

𝑎𝑊 =𝑚. (𝑍1 + 𝑍2)

2=3. (22 + 88)

2= 165 (𝑚𝑚)

Hệ số dịch chỉnh x=0 (mm)

Xác định góc ăn khớp αtw:

𝑐𝑜𝑠𝛼𝑡𝑤 =𝑍𝑡 . 𝑚. 𝑐𝑜𝑠𝛼

2. 𝑎𝑊=(88 + 22). 3. 𝑐𝑜𝑠20°

2.165= 𝑐𝑜𝑠20°

𝑎𝑡𝑤 = 20°

2.1.6 . Xác định các hệ số và một số thông số động học.

•Tỉ số truyền thực tế: ut=4

•Đường kính vòng lăn của cặp bánh răng:

{𝑑𝑤1 =

2𝑎𝑤𝑢𝑡 + 1

=2.165

4 + 1= 66 (𝑚𝑚)

𝑑𝑤2 = 2𝑎𝑤 − 𝑑𝑤1 = 2.165 − 66 = 264 (𝑚𝑚)

•Vận tốc dài của bánh răng:

𝑣 =𝜋. 𝑑𝑤1. 𝑛160000

=3,14.66.635,37

60000= 2,19 (𝑚 𝑠⁄ )

-Tra bảng 6.13[1]tr106 với bánh răng trụ răng thẳng và v=2,19 (m/s) ta

được cấp chính xác của bộ truyền là:CCX=8

-Tra bảng phụ lục P2.3[1]tr250 với:

+ CCX=8

+ HB<350

+ Răng thẳng

+ v=2,19 (m/s) < 6 (m/s)

Từ thông tin trong trang 91 và 92 trong [1] ta chọn:

+ Ra=2,5÷1,25μm ZR=0,95

+ HB<350 Zv=1 do v < (5m/s)

+ da2≈ dw2= 264 (mm) <700(mm)KxH=1

Chọn YR=1 ; YS=1,08-0,0695ln (m)= 1,08 - 0,0695ln3=1,00



Do da2≈dw2=264(mm) <400(mm) KxF=1

-Hệ số tập trung tải trọng:

{𝐾𝐻𝛽 = 1,05

𝐾𝐹𝛽 = 1,12

-KHα ,KFα-Hệ số phân bố không đều tải trọng trên các đôi răng khi tính về ứng

suất tiếp xúc và ứng suất uốn

Tra bảng 6.14[1] ta được KHα=1.05; KFα=1,22

2.1.7. Kiểm nghiệm bộ truyền bánh răng.

Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc:

Ta có ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc phải thỏa mãn điều kiện:

2 . .( 1)1 [ ]

2.w w1

T K utHZ Z ZH M H Hb u dt

•[σH]-Ứng suất tiếp xúc cho phép:

[σH]cx=[σH].ZR .Zv.KxH=0,95.481,82.1.1=457,7 (MPa)

(Do Zv=1, KxH=1 và ZR=0,95)

•ZM-Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp:

Tra bảng 6.5[1] ZM=274(MPa)1/3 (Thép-Thép)

•ZH-Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc:

𝑍𝐻 = √2. 𝑐𝑜𝑠𝛽𝑏sin (2𝛼𝑡𝑤)

= √2. 𝑐𝑜𝑠0°

sin (2.20)= 1,76

Do bánh trụ răng thẳng nên =b=0o

•Zε-Hệ số trùng khớp của răng;Phụ thuộc vào hệ số trùng khớp ngang εα :

-εα-Hệ số trùng khớp ngang:

휀𝛼 = [1,88 − 3,2 (1

𝑍1+1

𝑍2)] . 𝑐𝑜𝑠𝛽 = [1,88 − 3,2 (

1

22+1

88)] . 𝑐𝑜𝑠0 = 1,70

bw-Chiều rộng vành răng: bw=ψba.aw=0,4.165=66 (mm) lấy bw= 66 mm

𝑍𝜀 = √4−𝜀𝛼

3= √

4−1,70

3= 0,88



•KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:

KH= KHα KHβ KHv

Trong đó:

𝐾𝐻𝑣 = 1 +𝑣𝐻𝑏𝑤𝑑𝑤12𝑇1𝐾𝐻𝛼𝐾𝐻𝛽

𝑣𝐻 = 𝛿𝐻𝑔0𝑣√𝑎𝑤 𝑢⁄ = 0,006.56.2,19√165 4⁄ = 4,73 δHvà g0 tra bảng 6.15(1)và 6.16(1)

𝐾𝐻𝑣 = 1 +4,73.66.66

2.103110.1,05.1,05= 1,09

KH= KHα KHβ KHv = 1,05.1,05.1,09 = 1,2

Thay vào ta được:

𝜎𝐻 = 𝑍𝑀𝑍𝐻𝑍𝜀√2𝑇1𝐾𝐻(𝑢𝑡 + 1)

𝑏𝑤𝑢𝑡𝑑𝑤12 = 274.1,76.0,88√

2.103110.1,2(4 + 1)

66.4. 662

= 440,19 (𝑀𝑃𝑎) < [𝜎𝐻] = 481,82

Thỏa mãn điều kiện bền

Kiểm nghiệm về độ bền uốn:

-KF-Hệ số tải trọng khi tính về uốn: KF= KFα KFβ KFv

Trong đó:

𝐾𝐹𝑣 = 1 +𝑣𝐹𝑏𝑤𝑑𝑤12𝑡1𝐾𝐹𝛼𝐾𝐹𝛽

𝑣𝐻 = 𝛿𝐹𝑔0𝑣√𝑎𝑤 𝑢⁄ = 0,016.56.2,19√165 4⁄ = 12,6 δHvà g0 tra bảng 6.15(1)và 6.16(1)

𝐾𝐻𝑣 = 1 +12,6.66.66

2.103110.1,22.1,12= 1,19

KF= KFα KFβ KFv = 1,22.1,12.1,19 = 1,63

-Yε-Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng:

𝑌𝜀 =1

휀𝛼=

1

1,70= 0,59



- Yβ-Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:

𝑌𝛽 = 1 −𝛽°

140= 1 −

0

140= 1

- YF1, YF2-Hệ số dạng răng:

Phụ thuộc vào số răng tương đương Zv1, và Zv2:

{

𝑍𝑣1 =𝑍1

𝑐𝑜𝑠3𝛽=

22

𝑐𝑜𝑠30°= 22

𝑍𝑣2 =𝑍2

𝑐𝑜𝑠3𝛽=

88

𝑐𝑜𝑠30°= 88

Tra bảng 6.18[1] tr109:

{𝑌𝐹1 = 4,00𝑌𝐹2 = 3,61

Thay vào ta có:

{

𝜎𝐹1 =2𝑇1𝐾𝐹𝑌𝜀𝑌𝛽𝑌𝐹1

𝑏𝑤𝑑𝑤1𝑚=2.103110.1,63.0,59.1.4

66.66.3= 60,7 < [𝜎𝐹1] = 252 𝑀𝑃𝑎

𝜎𝐹2 =𝜎𝐹1𝑌𝐹2𝑌𝐹1

=60,7.3,61

4= 54,78 < [𝜎𝐹2] = 236,57 𝑀𝑃𝑎

Thỏa mãn.

Kiểm nghiệm răng về quá tải :

Để tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cự đại 𝜎𝐻𝑚𝑎𝑥

không được vượt quá một giá trị cho phép :

σHmax = σH. √Kqt ≤ [σH]max

σH = 440,19 (MPa)

[σH]max = 1624 (MPa)

Kqt = TmaxT

Trong đó: Kqt là hệ số quá tải

Tmax là momen xoắn quá tải

T là momen xoắn danh nghĩa



Kqt = Tmax103110

= 2.2

Suy ra : σHmax = 440,19. √2.2 = 652,9 (MPa) ≤ [σH]max = 1624 (𝑀𝑃𝑎)

=> thỏa mãn.

2.1.8. Một vài thông số hình học của cặp bánh răng.

•Đường kính vòng chia:

{

𝑑1 =𝑚.𝑍1𝑐𝑜𝑠𝛽

=3.22

1= 66 (𝑚𝑚)

𝑑2 =𝑚. 𝑍2𝑐𝑜𝑠𝛽

=3.88

1= 264 (𝑚𝑚)

Khoảng cách trục chia:

𝑎 = 0,5. (𝑑1 + 𝑑2) = 0,5. (66 + 264) = 165 (𝑚𝑚)

•Đường kính đỉnh răng:

{𝑑𝑎1 = 𝑑1 + 2(1 + 𝑥1 − 𝛥𝑦).𝑚 = 66 + 2. (1 + 0 − 0). 3 = 72 (𝑚𝑚)

𝑑𝑎2 = 𝑑2 + 2(1 + 𝑥2 − 𝛥𝑦).𝑚 = 264 + 2. (1 + 0 − 0). 3 = 270 (𝑚𝑚)

•Đường kính đáy răng:

{𝑑𝑓1 = 𝑑1 − (2,5 − 2𝑥1).𝑚 = 66 − (2,5 − 2.0). 3 = 58,5 (𝑚𝑚)

𝑑𝑓2 = 𝑑2 − (2,5 − 2𝑥2).𝑚 = 264 − (2,5 − 2.0). 3 = 256,5 (𝑚𝑚)

•Đường kính vòng cơ sở:

{𝑑𝑏1 = 𝑑1. 𝑐𝑜𝑠𝛼 = 66. 𝑐𝑜𝑠20° = 62,0 (𝑚𝑚)𝑑𝑏2 = 𝑑2. 𝑐𝑜𝑠𝛼 = 264. 𝑐𝑜𝑠20° = 248,1 (𝑚𝑚)

•Góc profin gốc:α=200

Góc profin răng:

ar (tg / cos ) 20ot ctg



2.1.9. Bảng tổng kết các thông số của bộ truyền bánh răng.

Thông số Ký hiệu Giá trị

Khoảng cách trục chia a 165 (mm)

Khoảng cách trục aw 165 (mm)

Số răng Z1 22

Z2 88

Đườn kính vòng chia d1 66 (mm)

d2 264 (mm)

Đườn kính vòng lăn dw1 66 (mm)

dw2 264 (mm)

Đườn kính đỉnh răng da1 72(mm)

da2 270 (mm)

Đườn kính vòng sơ sở db1 62,0 (mm)

db2 248,1 (mm)

Hệ số dịch chỉnh x1

0 x2

Góc profin gốc 𝛼 20o

Góc profin răng t 20 o

Góc ăn khớp tw 20o

Hệ số trùng khớp ngang 1,70

Hệ số trùng khớp dọc 0

Mô đun pháp m 3

Góc nghiêng của răng 0 o



2.2. TÍNH BỘ TRUYỀN NGOÀI (ĐAI THANG).

Thông số đầu vào

{

𝑃 = 𝑃đ𝑐 = 7,29 (𝑘𝑊)𝑇1 = 𝑇đ𝑐 = 47848 (N.mm)

𝑛1=𝑛đ𝑐 = 1455 𝑣 𝑝ℎ⁄𝑢 = 𝑢đ = 3,01@ = 90𝑜

2.2.1. Chọn loại đai và thiết diện đai.

Tra đồ thị [4.1-59] [1] với các thông số {𝑃 = 7,29 (𝑘𝑊)

𝑛1 = 1455 𝑣 𝑝ℎ⁄

Chọn tiết diện đai thang thường loại Б.

2.2.2. Chọn đường kính hai bánh đai d1 và d2.

Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1theo tiêu chuẩn cho trong bảng [4.21-63] [1]

d1=224 (mm)

Vận tốc đai:

𝑣 =𝜋. 𝑑1. 𝑛160000

=3,14.224.1455

60000= 17,1 (𝑚 𝑠⁄ )

Do v =17,1 (m/s) < vmax = 25 (m/s). cho nên đường kính d1 phù hợp với điều kiện

làm việc của bộ truyền.

Đường kính bánh đai lớn được xác định bởi công thức:

d2= d1.u.(1-ε)=224.2,29.(1-0,02) =502,7 (mm)

Trong đó =0,02 là hệ số trượt

Theo bảng 4.21

163

B chọn đường kính tiêu chuẩn d2=500(mm)

Như vậy tỷ số truyền thực tế :

𝑢𝑡 =𝑑2

𝑑1(1 − 휀)=

500

224. (1 − 0,02)= 2,28

Sai lệch tỷ số truyền:

∆𝑢 =|𝑢𝑡 − 𝑢|

|𝑢|. 100% =

2,29 − 2,28

2,29= 0,44%

Thỏa mãn.



2.2.3. Xác định khoảng cách trục a.

Dựa vào tu =2,28 tra bảng

4.141

60B ,ta chọn a/d2 = 1,2

𝑎𝑠𝑏 = 1,2. 𝑑2 = 1,2.500 = 600 (𝑚𝑚)

Chiều dài đai L:

𝐿 = 2𝑎𝑠𝑏 + 𝜋𝑑1 + 𝑑22

+(𝑑2 − 𝑑1 )

2

4𝑎𝑠𝑏

= 2.600 + 3,14.224 + 500

2+(500 − 224)2

4.600= 2368,4(𝑚𝑚)

Chọn tiêu chuẩn: L=2500 (mm)

Số vòng chạy của đai trong 1(s) là:

𝑖 =𝑣

𝐿=17,1

2,5= 6,84 < 𝑖𝑚𝑎𝑥 = 10 (𝑚 𝑠⁄ )

Tính chính xác khoảng cách trục a:

2 28

4a

Trong đó:

𝜆 = 𝐿 − 𝜋𝑑1 + 𝑑22

= 2500 − 3,14.224 + 500

2= 1363,3 (𝑚𝑚)

∆=𝑑2 − 𝑑12

=500 − 224

2= 138 (𝑚𝑚)

Suy ra

𝑎 =1363,3 + √1363,32 − 8. 1382

4= 667,4 (𝑚𝑚)

Xác định góc ôm trên bánh đai nhỏ 1 :

𝛼1 = 180° −57°(𝑑2 − 𝑑1)

𝑎= 180 −

57(500 − 224)

667,4= 156,4° > 120°

thỏa mãn



2.2.4. Tính số đai Z.

.d

[P ]

P KZ

C C C Czo uL ,trong đó:

P=7,29 (kW)

[𝑃𝑜]công suất cho phép:tra bảng 4.19(1) được {[𝑃𝑜] = 5,92 (𝑘𝑊)𝑙𝑜 = 2240 (𝑚𝑚)

Tra bảng 4.7

155

B được hệ số tải trọng động 𝐾đ=1,2

Tra bảng 4.15

161

B được hệ số ảnh hưởng góc ôm C =0,94

Tra bảng 4.16

161

B với L

Lo=1.1 được hệ số ảnh hưởng chiều dài đai: CI= 1,02

Tra bảng 4.17

161

B được hệ số ảnh hưởng tỷ số truyền: Cu=1.13

Tra bảng 4.18

161

B được hệ số kể đén sự phân bố không đều tải trọng các dây

đai: Cz=0,95

Ta có:

𝑍 =𝑃. 𝐾đ

[𝑃𝑜]. 𝐶𝛼𝐶𝐿𝐶𝑢𝐶𝑧=

7,29.1,2

5,92.0,94.1,02.1,13.0.95= 1,44

Lấy Z=2 vậy cần dùng 2 đai cho bộ truyền

2.2.5. Thông số cơ bản của bánh đai.

Chiều rộng bánh đai:

( 1) 2B Z t e

Tra bảng 4.21

163

B ta được:{

ℎ𝑜 = 4,2 (𝑚𝑚)𝑡 = 19 (𝑚𝑚)𝑒 = 12,5 (𝑚𝑚)

𝐻 = 16 (𝑚𝑚)

𝐵 = (𝑍 − 1)𝑡 + 2𝑒 = (2 − 1)19 + 2.12,5 = 44 (𝑚𝑚)



Đường kính ngoài của bánh đai:

{𝑑𝑎1 = 𝑑1 + 2ℎ𝑜 = 224 + 2.4,2 = 232,4 (𝑚𝑚)𝑑𝑎2 = 𝑑2 + 2ℎ𝑜 = 500 + 2.4,2 = 508,4 (𝑚𝑚)

Đường kính đáy bánh đai:

{𝑑𝑓1 = 𝑑𝑎1 −𝐻 = 232,4 − 16 = 216,4 (𝑚𝑚)

𝑑𝑓2 = 𝑑𝑎2 −𝐻 = 508,4 − 16 = 492,4 (𝑚𝑚)

2.2.6. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục.

Lực căng ban đầu:

𝐹0 =780. 𝑃. 𝐾đ𝑣. 𝐶𝛼 . 𝑧

+ 𝐹𝑣

Với đai Б : q m =0,178 (Kg/m) nên F v =q m .v 2 =0,178.17,12 =52,05 (N)

Do đó

𝐹0 =780. 𝑃. 𝐾đ𝑣. 𝐶𝛼 . 𝑧

+ 𝐹𝑣 =780.7,29.1,2

17,1.0,94.2+ 52,05 = 264,3 (𝑁)

Lực tác dụng lên trục bánh đai:

𝐹𝑟 = 2. 𝐹0. 𝑧. sin (𝛼12) = 2.264,3.2. sin (

156,4

2) = 1034,86 (𝑁)



2.2.7. Tổng hợp các thông số của bộ truyền đai.

Thông số Ký hiệu Giá trị

Tiết diện đai ------------------ …

Đường kính bánh đai nhỏ 1d 224 (mm)

Đường kính bánh đai lớn 2d 500 (mm)

Đường kính đỉnh bánh đai nhỏ 1ad 232,4 (mm)

Đường kính đỉnh bánh đai lớn 2ad 508,4 (mm)

Đường kính chân bánh đai nhỏ 1fd 216,4 (mm)

Đường kính chân bánh đai lớn 2fd 492,4 (mm)

Góc chêm rãnh đai 36⁰

Số đai Z 2

Chiều rộng bánh đai B 44 (mm)

Chiều dài đai L 2500 (mm)

Khoảng cách trục a 667,4 (mm)

Góc ôm bánh đai nhỏ 1 156,4

Lực căng ban đầu oF 264,3 (N)

Lực tác dụng lên trục rF 1034,86 (N)



PHẦN 3. TÍNH TRỤC, CHỌN Ổ LĂN

3.1. TRỌN KHỚP NỐI (KHÔNG YÊU CẦU KIỂM NGHIỆM).

Sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục.

Đường kính trục cần nối:

𝑑𝑡 = 𝑑𝑠𝑏 = √𝑇2

0,2. [𝜏]

3

= √396213

0,2.30

3

= 40,4 (𝑚𝑚)

Mô men xoắn tính toán: .t

T k T

k hệ số làm việc phụ thuộc loại máy.tra bảng 16.1

258

B ,lấy k=1,2

𝑇 = 𝑇𝐼𝐼 = 396213

suy ra: .t

T k T =1,2.396213=475456(N.mm)

Dựa vào trị số của Tt và đường kính của trục chỗ có nối trục có thể tra kích

thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi theo bảng 16-10a trang 68(2) – như sau :



T,

N.m

d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2

500 40 170 80 175 110 71 130 8 3600 5 70 30 28 32

Dựa vào trị số của tT và đường kính của trục chỗ có nối trục có thể tra kích

thước cơ bản của vòng đàn hồi theo bảng 16-10b trang 69 – “ Tính toán thiết kế

hệ dẫn động cơ khí tập 2 “ như sau :

T (N.m) dc d1 D2 l l1 l2 l3 h

500 14 M10 20 62 34 15 28 1,5

3.2. TÍNH SƠ BỘ TRỤC.

3.2.1. Chọn vật liệu chế tạo trục.

Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 tôi cải thiện có 750b MPa ,

ứng suất xoắn cho phép [ ]=15 30 MPa .

3.2.2. Xác định sơ bộ đường kính trục.

Đường kính trục được xác định bằng mômen xoắn theo công thức sau :

T – mômen xoắn N.mm

[] - ứng suất xoắn cho phép với vật liệu trục là thép [] = 15...30MPa

Trục I :

𝑑1 ≥ √𝑇𝐼

0,2. [𝜏1]

3

= √103110

0,2.15

3

= 32,5 (𝑚𝑚), 𝑙ấ𝑦 𝑑1 = 35 (𝑚𝑚)

3

2,0

Td



Trục II :

𝑑2 = √𝑇𝐼𝐼

0,2. [𝜏2]

3

= √396213

0,2.30

3

= 40,4, 𝑙ấ𝑦 𝑑1 = 40 (𝑚𝑚)

Theo bảng 10.2

[1]189

chọn chiều rộng ổ lăn :

{𝑏01 = 21𝑏02 = 23

3.2.3. Xác định lực từ các chi tiết, bộ truyền tác dụng lên trục (kèm sơ đồ

đặt lực chung.

Ft2

Fr1

Ft1Fr2

x

y

zOA B C D

Lực từ bánh đai tác dụng lên trục :

Fr = 1034,86 (N)

Lực tác dụng lên bánh răng trụ răng thẳng:

𝐹𝑡1 = 𝐹𝑡2 =2𝑇𝐼𝑑𝑤1

=2.103110

66= 3124,5 (𝑁)



𝐹𝑟1 = 𝐹𝑟2 =𝐹𝑡1. 𝑡𝑎𝑛𝛼𝑡𝑤𝑐𝑜𝑠𝛽

=3124,5. 𝑡𝑎𝑛20°

𝑐𝑜𝑠0°= 1137,2 (𝑁)

Lực từ khớp nối tác dụng lên trục :

FKN =0,2.Ft , với:

𝐹𝑡 =2𝑇𝐼𝐼𝑑0

=2.396213

130= 6096(𝑁)

FKN =0,2.Ft= 0,2.6096 = 1219,2 (N)

3.2.4. Xác định khoảng cách giữa các điểm đặt lực

Theo bảng (10.3_1/1) chọn :

k1= 8….15 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến thành trong của hộp



k2= 5…..15 là khoảng từ mút ô đến thành trong của vỏ hộp

k3= 10…20 là khoảng cách từ mặt mút chi tiết đến nắp ổ

h n = 15…20 chiều cao nắp ổ và đầu bulong

Trục I:

Chiều dài moay ơ bánh đai bị dẫn:

𝑙𝑚12 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑1 = (1.2 ÷ 1,5). 35 = (42 ÷ 52,5)(𝑚𝑚),

𝑐ℎọ𝑛 𝑙𝑚12 = 45 (𝑚𝑚)

Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng thẳng nhỏ:

𝑙𝑚13 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑1 = (1.2 ÷ 1,5). 35 = (42 ÷ 52,5)(𝑚𝑚), 𝑐ℎọ𝑛 𝑙𝑚13 = 45 (𝑚𝑚)

𝑙12 = 0,5(𝑙𝑚12 + 𝑏01) + 𝑘3 + ℎ𝑛 = 0,5(45 + 21) + 10 + 15 = 58 (𝑚𝑚)

𝑙13 = 0,5(𝑙𝑚13 + 𝑏01) + 𝑘1 + 𝑘2 = 0,5(45 + 21) + 10 + 10 = 53 (𝑚𝑚)

𝑙11 = 2. 𝑙13 = 2.53 = 106 (𝑚𝑚)

Trục II:

Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng thẳng lớn:

𝑙𝑚23 = (1,2 ÷ 1,5)𝑑2 = (1.2 ÷ 1,5). 40 = (48 ÷ 60)(𝑚𝑚),


Chiều dài moay ơ nửa khớp nối(nối trục đàn hồi):

𝑙𝑚22 = (1,4 ÷ 2,5)𝑑2 = (1.4 ÷ 2,5). 40 = (56 ÷ 100)(𝑚𝑚),


𝑙21 = 𝑙11 = 106 (𝑚𝑚)

𝑙22 = 0,5. (𝑙𝑚12 + 𝑏02) + 𝑘3 + ℎ𝑛 = 0,5(45 + 23) + 10 + 15 = 59 (𝑚𝑚)



3.3. TÍNH, CHỌN ĐƯỜNG KÍNH CÁC TRỤC.

3.3.1. Trục yêu cầu tính đầy đủ.

3.3.1.1. Tính phản lực cho trục I.

Fdx = Fr = 1034,86 (N)

Ft1 = 3124,5 (N)

Fr1 = 1137,2 (N)

Phương trình cân bằng :

{

∑𝐹𝑥 = 𝐹𝑥1 − 𝐹𝑡1 + 𝐹𝑥0 − 𝐹𝑑𝑥 = 0∑𝐹𝑦 = 𝐹𝑦1 − 𝐹𝑟1 + 𝐹𝑦0 = 0

∑𝑀𝑥 = 𝐹𝑦1𝑙11 − 𝐹𝑟1. 𝑙13 = 0

∑𝑀𝑦 = 𝐹𝑥1𝑙11 − 𝐹𝑡1. 𝑙13 − 𝐹𝑑𝑥 . (𝑙12 + 𝑙11) = 0

{

∑𝐹𝑥 = 𝐹𝑥1 − 3124,5 + 𝐹𝑥0 − 1034,86 = 0

∑𝐹𝑦 = 𝐹𝑦1 − 1137,2 + 𝐹𝑦0 = 0

∑𝑀𝑥(𝐴) = −1137,2.53 + 𝐹𝑦1. 106 = 0

∑𝑀𝑦(𝐴) = −3124,5.53 + 𝐹𝑥1. 106 − 1034,86(106 + 58) = 0

{

𝐹𝑥0 = 996,06𝐹𝑦1 = 568,6

𝐹𝑥1 = 3163,3𝐹𝑦0 = 568,6



3.3.1.2. Vẽ biểu đồ mô men

0312

Mx

T

My

Ø3

2

Ø3

0

Ø2

8

Ø3

0

Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu trục vào I



3.3.1.3. Tính mô men tương đương

Momen tổng, momen uốn tương đương:

𝑀𝑗 = √𝑀𝑥𝑗2 +𝑀𝑦𝑗

2

𝑀𝑡𝑑𝑗 = √𝑀𝑗2 + 0,75. 𝑇𝑗

2

𝑀0 = 0 (𝑁.𝑚𝑚)

𝑀3 = √301362 + 527912 = 60787 (𝑁.𝑚𝑚)

𝑀1 = √02 + 600222 = 60022 (𝑁𝑚𝑚)

𝑀2 = 0 (𝑁𝑚𝑚)

𝑀𝑡𝑑0 = 0 (𝑁𝑚𝑚)

𝑀𝑡𝑑3 = √607872 + 0,75.1031102 = 108022 (𝑁𝑚𝑚)

𝑀𝑡𝑑1 = √600222 + 0,75.1031102 = 107594 (𝑁𝑚𝑚)

𝑀𝑡𝑑2 = √02 + 0,75.1031102 = 89295 (𝑁𝑚𝑚)

3.3.1.4. Tính đường kính các đoạn trục

Tính đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức :

𝑑𝑗 = √𝑀𝑡𝑑𝑗

0,1. [𝜎]

3

trong đó : = 50 MPa - ứng suất cho phép của thép 45 chế tạo trục, cho trong

bảng 10.5 trang 195

d0 = 0

𝑑3 = √108022

0,1.50

3

= 27,9 𝑚𝑚

𝑑1 = √107594

0,1.50

3

= 27,8 𝑚𝑚



𝑑2 = √89295

0,1.50

3

= 26,1 𝑚𝑚

3.3.1.5. Chọn đường kính các đoạn trục

Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính

các đoạn trục như sau :

𝑑0 = 𝑑1 = 30 mm

𝑑3 = 32 mm

𝑑2 = 28 mm

3.3.1.6. Chọn và kiểm nghiệm then

+ Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp bánh răng ,d3=32(mm),chọn then bằng

tra bảng 9.1

[1]173

aB

Ta có:

Chiều rộng then:b=10(mm)

Chiều cao then:h=8(mm).

Chiều sâu rãnh then trên trục t1=5 (mm)

Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2= 3,3 (mm)

Chiều dài then:l=(0,8÷0,9).lm13 = 36÷40,5 (mm)

Chọn l= 36(mm)

+ Kiểm nghiệm then:

Ứng suất dập:

𝜎𝑑 =2. 𝑇𝐼

𝑑. 𝑙. (ℎ − 𝑡1)≤ [𝜎𝑑]

Với [ ]d là ứng suất dập cho phép

Tra bảng 9.5

[1]178

B với dạng lắp cố định,vật liệu may ơ là thép êm ,ta có[ ]d

=150MPa.

𝜎𝑑 =2.103110

32.36. (8 − 5)= 59,67 < [𝜎𝑑] = 150 𝑀𝑃𝑎



Ứng suất cắt:

𝜏𝑐 =2. 𝑇𝐼𝑑. 𝑙. 𝑏

≤ [𝜏𝑐]

Với [ ]C là ứng suất cắt cho phép khi chịu tải trọng tĩnh gây nên:

[ ]C =(60÷90)MPa

𝜏𝑐 =2.103110

32.36.10= 17,9 ≤ [𝜏𝑐] = (60 ÷ 90)𝑀𝑃𝑎

+ Xác định mối ghép then cho trục I lắp bánh đai:

d2=28

Chọn then bằng tra bảng B9.1( )

173

a[1] ta có:

Chiều rộng then:b= 8 mm

Chiều cao then : h= 7 mm

Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: t1= 4 (mm)

Chiều dài then: l =(0,8÷0,9)lm12= 36÷40,5 (mm)

Chọn l =36 (mm)

+ Kiểm nghiệm then:

Ứng suất dập:

𝜎𝑑 =2. 𝑇𝐼

𝑑. 𝑙. (ℎ − 𝑡1)≤ [𝜎𝑑]

Với [ ]d là ứng suất dập cho phép

Tra bảng 9.5

[1]178

B với dạng lắp cố định,vật liệu may ơ là thép đặc tính làm

việc êm ,ta có[ ]d

=150MPa.

𝜎𝑑 =2.103110

28.36. (7 − 4)= 68,19 < [𝜎𝑑] = 100 𝑀𝑃𝑎

Ứng suất cắt:

𝜏𝑐 =2. 𝑇𝐼𝑑. 𝑙. 𝑏

≤ [𝜏𝑐]



Với [ ]C là ứng suất cắt cho phép do đắc tính làm việc là êm gây nên:

[ ]C =(60÷90)MPa

𝜏𝑐 =2.103110

28.36.8= 25,57 ≤ [𝜏𝑐] = (60 ÷ 90)𝑀𝑃𝑎

Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.

3.3.1.7. Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi.

Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa

mãn điều kiện:

𝑠𝑗 =𝑠𝜎𝑗 − 𝑠𝜏𝑗

√𝑠𝜎𝑗2 − 𝑠𝜏𝑗

2

≥ [𝑠]

trong đó : s - hệ số an toàn cho phép, thông thường s = 1,5… 2,5 (khi cần

tăng độ cứng s = 2,5… 3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng

của trục)

sj và sj - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét

đến ứng suất tiếp tại tiết diện j :

𝑠𝜎𝑗 =𝜎−1

𝐾𝜎𝑑𝑗𝜎𝑎𝑗 + 𝜓𝜎𝜎𝑚𝑗

𝑠𝜏𝑗 =𝜏−1

𝐾𝜏𝑑𝑗𝜏𝑎𝑗 + 𝜓𝜏𝜏𝑚𝑗

trong đó : σ-1 và τ-1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng. Có thể lấy

gần đúng

𝜎−1 = 0,436. 𝜎𝑏 = 0,436.750 = 327 𝑀𝑃𝑎

𝜏−1 = 0,58. 𝜎−1 = 0,58.327 = 189,66 𝑀𝑃𝑎

aj ,

aj ,

mj , mj

là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất

tiếp tại tiết diện j,do quay trục một chiều:

diện j của trục.

{

σaj =

Mj

Wj

τaj = τmj =Tj

2W0j

với Wj,W0j là momen cản uốn và momen cản xoắn

tại tiết diện j của trục



𝜓𝜎 , 𝜓𝜏 là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền

mỏi ,tra bảng B10.7

[1]197

với b

750MPa,ta có:

0,1

0,05

djK

và dj

K

- hệ số xác định theo công thức sau :

𝐾𝜎𝑑𝑗 =

𝐾𝜎휀𝜎+ 𝐾𝑥 − 1

𝐾𝑦

𝐾𝜏𝑑𝑗 =

𝐾𝜏휀𝜏+ 𝐾𝑥 − 1

𝐾𝑦

trong đó : Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào

phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8 trang 197 (1), lấy

Kx = 1, 1

Ky - hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp

tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. Ở đây ta không dùng các phương pháp tăng

bền bề mặt, do đó Ky = 1.

và - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến

giới hạn mỏi

K và K - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng

phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất

- Kiểm nghiệm tại tiết diện ở ổ lăn:

{

𝑀𝑜𝑙 = 60022 𝑁𝑚𝑚𝑇𝑜𝑙 = 103110 𝑁𝑚𝑚

𝑑𝑜𝑙 = 30 𝑚𝑚

Tra bảngB10.6

[1]196

với d0L= 30 (mm):

{

𝑊𝑗 =

𝜋𝑑𝑗3

32=3,14. 303

32= 2649,4

𝑊0𝑗 =𝜋𝑑𝑗

3

16=3,14. 303

16= 5298,8



{

𝜎𝑎𝑗 =

𝑀𝑗𝑊𝑗

=60022

2649,4= 22,65

𝜎𝑚𝑗 = 0

𝜏𝑎𝑗 = 𝜏𝑚𝑗 =𝑇𝑗

2𝑊0𝑗=103110

2.5298,8= 9,7

Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu

lỗ.Tra bẳng B10.11

[1]198

nên ta có:

/ 2,44

/ 1,86

K

K

12,44 1,1 1

2,541

11,86 1,1 1

1,961

KKx

Kdj Ky

KKx

Kdj Ky

3271 5,72,54.22,65

189,661 9,731,96.9,7 0,05.9,7

sj K

aj mjdj

sj K

aj mjdj

.5,7.9,73

4,9 [ ]2 2 2 25,7 9,73

s sj j

s sj

s sj j

Kiểm nghiệm tại tiết diện nắp bánh đai:

Ta có:

{

𝑀𝑗 = 𝑀2 = 0

𝑇𝑗 = 𝑇𝐼 = 103110 𝑁𝑚𝑚

𝑑𝑗 = 𝑑2 = 28 𝑚𝑚

Do M2 =0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính tiêng ứng suất tiếp, tra

bảng B10.6

[1]196

với dj=28mm



Ta có:


3

16−𝑏. 𝑡1. (𝑑𝑗 − 𝑡1)

2

2. 𝑑𝑗=3,14. 283

16−8.4. (28 − 4)2

2.28= 3979,0


2.𝑊0𝑗=103110

2.3979,0= 13

Ta thấy sự tập trung ứng suất tại trục lắp bánh đai là do rãnh then và do lắp ghép

có độ dôi .Tra bảng B10.11

[1]198

Ảnh hưởng của độ dôi:

/ 2,44

/ 1,86

K

K

Ảnh hưởng của rãnh then :

Tra bảng B10.10

[1]198

Ta có:

{휀𝜎 = 0,88휀𝜏 = 0,81

Tra bảng:B10.12

[1]199

với trục b

750MPa:

Ta có:2,01

1,88

K

K

⇒ {𝐾𝜎 휀𝜎 = 2,01/0,88⁄ = 2,28

𝐾𝜏 휀𝜏 = 1,88/0,81⁄ = 2,32

Lấy {𝐾𝜎 휀𝜎 = 2,44⁄

𝐾𝜏 휀𝜏 = 2,32⁄

𝐾𝜏𝑑𝑗 =


𝐾𝑦=2,32 + 1,1 − 1

1= 2,42

𝑠𝜏𝑗 =𝜏−1

𝐾𝜏𝑑𝑗𝜏𝑎𝑗 + 𝜓𝜏𝜏𝑚𝑗=

189,66

2,32.13 + 0,05.13= 6,16



𝑠𝑗 = 𝑠𝜏𝑗 = 6,16 > [𝑠]

- Kiểm nghiệm tại tiết diện lắp bánh răng:

{

𝑀𝑏𝑟 = 60787 (𝑁𝑚𝑚)𝑇𝑏𝑟 = 103110 (𝑁𝑚𝑚)

𝑑𝑏𝑟 = 32 (𝑚𝑚)

Tra bảng B10.6

[1]196

với d= 32 (mm)

{

𝑊𝑗 =

𝜋𝑑𝑗3

32−𝑏. 𝑡1. (𝑑𝑗 − 𝑡1)

2

2. 𝑑𝑗=𝜋. 323

32−10.5. (32 − 5)2

2.32= 2645,8


3

16−𝑏. 𝑡1. (𝑑𝑗 − 𝑡1)

2

2. 𝑑𝑗=𝜋. 323

16−10.5. (32 − 5)2

2.32= 5861,2

{

𝜎𝑎𝑗 =

𝑀𝑗𝑊𝑗

=60787

2645,8= 22,97

𝜎𝑚𝑗 = 0


2𝑊0𝑗=103110

2.5861,2= 8,8

Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra.Chọn kiểu

lỗ.Tra bẳng B10.11

[1]198

nên ta có:

/ 2,44

/ 1,86

K

K

ảnh hưởng của rãnh then :

Tra bảng B10.10

[1]198

Ta có:{휀𝜎 = 0,88휀𝜏 = 0,81

Tra bảng:B10.12

[1]198

với trục b

750MPa:

Ta có: 2,01

1,88

K

K



⇒ {𝐾𝜎 휀𝜎 = 2,01/0,88⁄ = 2,28

𝐾𝜏 휀𝜏 = 1,88/0,81⁄ = 2,32

Lấy {𝐾𝜎 휀𝜎 = 2,44⁄

𝐾𝜏 휀𝜏 = 2,32⁄

{

𝐾𝜎𝑑𝑗 =

𝐾𝜎휀𝜎+ 𝐾𝑥 − 1

𝐾𝑦=2,44 + 1,1 − 1

1= 2,54

𝐾𝜏𝑑𝑗 =


𝐾𝑦=2,32 + 1,1 − 1

1= 2,42

{

𝑠𝜎𝑗 =

𝜎−1𝐾𝜎𝑑𝑗𝜎𝑎𝑗 + 𝜓𝜎𝜎𝑚𝑗

=327

2,54.22,97= 5,6

𝑠𝜏𝑗 =𝜎−1

𝐾𝜏𝑑𝑗𝜏𝑎𝑗 + 𝜓𝜏𝜏𝑚𝑗=

189,66

2,21.8,8 + 0,05.8,8= 9,5

𝑠𝑗 =𝑠𝜎𝑗 . 𝑠𝜏𝑗

√𝑠𝜎𝑗2 + 𝑠𝜏𝑗

2

=5,6.9,5

√5,62 + 9,52= 4,8 > [𝑠]

Vậy trục đảm bảo an toàn về độ bền mỏi.

3.3.1.8. Chọn, kiểm nghiệm ổ lăn

Tính toán kiểm nghiệm khả năng chịu tải của ổ lăn:

Tải trọng hướng tâm :

𝐹𝑟0 = √𝐹𝑥02 + 𝐹𝑦0

2 = √568,62 + 996,062 = 1146,9 𝑁

𝐹𝑟1 = √𝐹𝑥12 + 𝐹𝑦1

2 = √568,62 + 3163,32 = 3214 𝑁

Lực dọc trục :

Fa = 0.

0 0,3min( , )

0 1

Fa

F Fr r

=>chọn ổ bi đỡ



Dựa vào phụ lục 2.7

[1]255

P ta chọn ổ bi đỡ cỡ nặng

Kí hiệu: 406

Đường kính trong: d = 30mm

Đường kính ngoài: D = 90 mm

Khả năng tải động : C = 37,2 kN

Khả năng tải tĩnh : C0 = 27,2 kN

Chiều rộng ổ lăn: B = 23 mm

1. Khả năng chịu tải động:

Theo công thức: .mdC Q L

Trong đó:

Q - là tải trọng động quy ước kN

L - là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay

m - là bậc đường cong mỏi khi thử về ổ lăn. m=3 với ổ bi

𝑇𝑎 𝑐ó: 𝑙ℎ = 106.

𝐿

60𝑛1

⇒ 𝐿 =60. 𝑛1. 𝑙ℎ106

=60.635,37.15000

106= 571,8

Tải trọng quy ước:

( )Q XVF YF k kr a t d

Fr: là tải trọng hướng tâm

Fa: là tải trọng dọc trục

V là hệ số ảnh hưởng đến vòng nào quay, khi vòng trong quay V=1

kt: là hệ số ảnh hưởng đến nhiệt độ,ở đây chọn kt =1 do t<1000C

kđ: là hệ số ảnh hưởng đến đặc tính tải trọng .Theo bảng B11.3

[1]215

,ta

chọn kđ =1 ( Êm )



X: hệ số tải trọng hướng tâm đối với ổ đỡ chỉ chịu lực hương tâm X=1

Y hệ số tải trọng dọc trục

Tiến hành kiểm nghiệm với giá trị Fr lớn hơn

𝑄 = (𝑋𝑉𝐹𝑟 + 𝑌𝐹𝑎)𝑘𝑡𝑘𝑑 = 1.1.3214.1.1 = 3214 𝑁

Khả năng tải động của ổ lăn:

⇒ 𝐶𝑑 = 𝑄. √𝐿𝑚

= 3214. √571,83

= 26676 𝑁 = 26,676 𝑘𝑁 < 𝐶 = 37,2 𝑘𝑁

Thỏa mãn khả năng động.

2. Khả năng tải tĩnh:

Theo công thức:11.18

[1]221

ta có: Qt≤C0 trong đó:

Qt: tải trọng tĩnh quy ước kN

Theo công thức 11.19

[1]221

Qt=X0.Fr+Y0.Fa, hoặc Qt=Fr

X0, Y0: là hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục.Tra bảng B11.16

[1]221

, ta

được:0

0

0,6

0,5

X

Y

Tải trọng tĩnh tương đương tác dụng vào từng ổ:

Qt= X0 . Fr + Y0 . Fa

= 0,6. 3214 + 0= 1928,4 (N)

Hoặc Qt= Fr= 3214 (N)

Lấy Qt=3214 (N)

Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ:

Qt=3,214 kN < C0=27,2 kN thỏa mãn điều kiện bền

Vậy ổ thỏa mãn điều kiện bền khi chịu tải trọng động và tải trọng tĩnh



3.3.2. Trục II

3.3.2.1. Chọn đường kính các đoạn trục dựa vào các yếu tố công nghệ, lắp

ráp ...

dD =42 mm

dA=dC=45 mm

dB=48 mm

3.3.2.2. Chọn then

+Xác định mối ghép then cho trục 2 lắp bánh răng ,dB= 48 (mm),chọn

then bằng tra bảng 9.1

[1]173

aB

Ta có:

Chiều rộng then:b=14(mm)

Chiều cao then:h=9(mm).

Chiều sâu rãnh then trên trục t1=5,5 (mm)

Chiều sâu rãnh then trên lỗ t2= 3,8 (mm)

Chiều dài then:l=(0,8÷0,9).lm23= 40÷45 (mm)

Chọn l= 45(mm)

+Xác định mối ghép then cho trục 2 lắp khớp nối: dD=42

Chọn then bằng tra bảng B 9.1( )

173

a [1] ta có:

Chiều rộng then:b= 12 mm

Chiều cao then : h= 8 mm

Chiều sâu rãnh then trên tấm trục: t1= 5 (mm)

Chiều dài then: l =(0,8÷0,9)lm22= 48÷54(mm)

Chọn l = 50 (mm)

3.3.2.3. Chọn ổ lăn

Dựa vào phụ lục 2.7[1]

255

P ta chọn ổ bi đỡ cỡ nặng.

Kí hiệu: 409

Đường kính trong:d= 45 mm

Đường kính ngoài:D= 120 mm

Khả năng tải động :C= 60,4 kN

Khả năng tải tĩnh :C0= 53 kN



Chiều rộng ổ lăn: B= 29 mm

3.3.2.4. Vẽ kết cấu trục II

Ø42

Ø45

Ø48

Ø45



PHẦN IV – LỰA CHỌN KẾT CẤU

4.1. TÍNH VÀ LỰA CHỌN KẾT CẤU CHO CÁC BỘ PHẬN, CÁC CHI

TIẾT

4.1.1. Thiết kế vỏ hộp.

Hộp giảm tốc để đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy,tiếp

nhận tại trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến,đựng dầu bôi trơn bảo vệ các

chi tiết máy tránh bụi bẩn

Chi tiết cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ

Chọn vật liệu làm hộp giảm tốc là gang xám GX15-32

Chọn bề mặt ghép ráp và thân đi qua tâm trục song song với đáy

4.1.2. Các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc.

Tên gọi Biểu thức tính toán

Chiều dày :thân hộp

:Nắp hộp

=0,03a+3=0,03.165+3=7,95 (mm)

>6 chọn =8 (mm)

1 =0,9 =7,2 (mm)

Chọn 1 =8 (mm)

Gân tăng cứng: chiều dày e

: chiều cao h

: độ dốc

(0,8 1) (6,4 8)e chọn e=8

h<58 chọn h=45

khoảng 2 đến 3 độ

Đường kính

Bu lông nền 1d

Bu lông cạnh 2d

Bu lông ghép bích nắp và thân

3d

1d > 0,04a+10=16,6chọn 1

d =M16

d2=(0,7÷0,8)d1=11,2÷12,8chọn 2d =M12

3 2(0,8 0,9) (9,6 10,8)d d

Chọn 3d =M10



Vít ghép nắp ổ 4d

Vít ghép nắp cứa thăm dầu 5d

4 2(0,6 0,7) 7,2 8,4d d

Chọn 4d =M8

5 2(0,5 0,6) (6 7,2)d d

Chọn 5d =M6

Mặt bích ghép nắp và thân

Chiều dày bích thân hộp S3

Chiều dày bích nắp hộp S4

Bề rộng bích nắp và thân K3

3 31,4 1,8 (14 18)S d

Chọn S3=15

4 30,9 1 13,5 15S S

Chọn S4=15

3 23 5K K mm

2 2 23 5K E R mm

2 21,6 1,6.12 19,2E d

2 21,3 1,3.12 15,6R d

2(37,8 39,8)K chọn 2

K =39

334 36K chọn K3=36

Kích thước gối trục

Đường kính ngoài và tâm lỗ vít

3 2,D D

𝐷2 = 𝐷 + 2𝑑4

𝐷3 = 𝐷 + 4,4𝑑4

Trục I: 𝐷 = 90; 𝐷2 = 106; 𝐷3 = 125

Trục II: 𝐷 = 120; 𝐷2 = 136; 𝐷3 = 155



Bề rông mặt ghép bu lông cạnh

ổ 2K

Tâm lô bu lông cạnh ổ: 2àE v C

Chiều cao h

2(37,8 39,8)K chọn 2

K =39 tính phần

trên

2 21,6 1,6.12 19,2E d chọn E2=19

(mm)

2 21,3 1,3.12 15,6R d chọn 2

R =15(mm)

21,2 1,2.12 14,4K d

3

2

DC

Phụ thuộc lỗ bu lông

Mặt đế hộp:

Chiều dày: khi không có phần

lồi 1S ,

Khi có phần lồi 1S

2,

dS D

Bề rộng mặt đế hộp 1à qK v

1 11,3 1,5 20,8 24S d

Chọn 1S =24 (mm)

dD xác định theo đường kính dao khoét

1 11,4 1,7 22,4 27,4S d

Chọn S1=24 (mm)

2 11 1,1 16 17,6S d

Chọn 217S

12 48 2.8 64( )q K mm

1 13 3.16 48( )K d mm

Khe hở giữa các chi tiết

Giữa bánh răng với thành trong

hộp:

(1 1,2) 8 9,6

Chọn 10



Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy

hộp:

Giữa mặt bên các bánh răng với

nhau:

13 5 24 40

Chọn 130

8 chọn 10

Số lượng bu lông nền Z 200 300

L BZ

L,B chiều dài ,chiều rộng

hộp

Chọn Z=4

4.2. TÍNH, LỰA CHỌN BÔI TRƠN:

Bộ truyền bánh răng có vận tốc vòng 𝑣 = 2,19 < 12(𝑚 𝑠⁄ )nên ta chọn bôi trơn

bằng cách ngâm trong dầu bằng1

4bánh răng bị động trong hộp giảm tốc

1

4.𝑑𝑤22=264

4.2= 33

Do đáy hộp giảm tốc cách đỉnh răng bị động 1 khoảng là 30 (mm)

Vậy chiều cao lớp dầu là 63 (mm)

Dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc: vận tốc vòng của bánh răng v=2,19 (m/s) và

470 1000b

MPa thép C45

Độ nhớt của dầu là 50oc là

186(11)

16 2

tra bảng 18 13

101B

chọn được loại dầu ô tô máy kéo AK-15



4.3. CÁC KẾT CẤU LIÊN QUAN ĐẾN CHẾ TẠO VỎ HỘP

+ Chốt định vị

Đảm bảo vị trì tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi

nắp ghép,khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ

Chọn chốt định vị là chốt côn

6( )

1( )

35( )

d mm

c mm

l mm

+ Cửa thăm

Tra bảng 18 5

292

B

chọn

A=65 B=45 A1=95 B1=75 C=80 C1=80 K=60

R=12 vít 6x22 số lượng 6

+ Nút thông hơi

Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên để giảm áp suất và điều hòa không khí

bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi nắp trên cửa thăm

Tra bảng 18 6

293

B

chọn

A=M27x2, B=15, C=30, D=15, E=45, G=36, H=32, I=6, K=4, L=10,

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

C

K

C

A

1

1

16

B B

A



+ Nút tháo dầu:

Sau thời gian làm việc dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn của biến chất cần phải

thay dầu mới,để tháo dầu cũ ra thì đáy hộp có lỗ thoát dầu được bịt kín bằng nút

tháo dầu

Chọn nút tháo dầu tra bảng 18 7

293

B

d=M20x2 b=15, m=9, f=3, L=28, c=2,5 q=17,8, D=30, S=22,

Do=25,6

+Kiểm tra mức dầu : dùng que thăm dầu để kiểm tra mức dầu:

R

E

DCN P

O

G

H

A

B

A

IL

M

Q

K

D

b

m

S

D

L

0

d



+Các chi tiết liên quan khác

Lót kín bộ phận ổ nhằm mục đích bảo vệ ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, hạt cứng và

các tạp chất khác xâm nhập vào ổ, đề phòng mỡ chảy ra ngoài.

Vòng phớt được dùng để lót kín và là chi tiết được dùng khá rộng rãi do có kết

cấu đơn giản, thay thế dễ dàng nhưng chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt có độ

nhám cao. Ta chỉ cần chọn vòng phớt cho trục vào và ra và tra bảng 15-17 trang

50.

Tra theo đường kính bạc

d d1 d2 D a b S0

35 36 34 54 9 6 12

50 51 49 69 9 6 12

Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp thường dùng các vòng chắn

mỡ (dầu). Kích thước vòng chắn mỡ (dầu) cho như hình vẽ.

D

a

d

S

b

d

a

0

2



t = 2mm, a = 6mm

+ Kết cấu bánh răng

b = 66 Dv = 236,5 D = 80

c =16 da = 270 d = 48

10 Do = 158 l = 66

a

60°

b

t



4.4.DUNG SAI LẮP GHÉP

+ Dung sai lắp ghép bánh răng.

Đặc tính làm việc êm không yêu cầu tháo nắp thường xuyên ta chọn kiểu lắp

trung H7/k6.

+ Dung sai lắp bạc lót trục.

Chọn kiểu lắp trung gian D11/k6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp.

+ Dung sai và lắp ghép ổ lăn.

Để các vòng ổ không trơn trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ khi làm việc cần chọn

kiểu lắp trung gian có độ dôi cho các vòng quay.

Đối với các vòng không quay ta sử dụng kiểu lắp có độ dôi hở.

Chính vì vậy khi lắp ổ lăn lên trục ta chọn mối ghép k6,còn khi lắp ổ lăn vào vỏ

thò ta chọn H7.

+ Dung sai lắp ghép nắp ổ lăn.

Chọn kiểu lắp H7/d11 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp.

+ Dung sai khi lắp vòng chắn dầu.

Chọn kiểu lắp trung gian F8/k6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp.

+Dung sai lắp then trên trục.

Theo chiều rộng chọn kiểu lắp trên trục là P9 trên bạc là D10.

Trục Chi tiết lắp ghép Kiểu lắp Sai lệch giới hạn Sai lệch

giới hạn

kiểu lắp Lỗ Trục

I

Ổ lăn-vỏ hộp Ø72H7 +0,03

0

Trục – bánh răng Ø32k6

H7 +0,021

0

+0,015

+0,002

+0,019

-0,015

Vòng chắn dầu Ø30k6

F8 +0,053

+0,003

+0,015

+0,002

+0,051

+0,005

Nắp ổ - thân hộp Ø72H7

d11

+0,03

0

0

-0,19

+0,22

0

Trục – bạc chặn Ø30D8

k6

+0,195

+0,065

+0,015

+0,002

+0,193

+0,050



Trục- ổ lăn Ø30k6 +0,015

+0,02

II

Nắp ổ - thân hộp ∅100𝐻7

𝑑11

+0,003

0

-0,1

-0,29

+0,32

+0,10

Trục- ổ lăn ∅45𝑘6 +0,015

+0,002

Trục- bánh răng

trụ ∅48

𝐻7

𝑘6

+0,025

0

+0,015

+0,002

+0,023

-0,013

Ổ lăn – thân hộp ∅100𝐻7 +0,03

0

Trục – vòng chắn

dầu ∅45

𝐹8

𝑘6

+0,064

+0,025

+0,015

+0,002

+0,062

+0,010

Trục- bạc chặn ∅42𝐷8

𝑘6

+0,24

+0,002

+0,015

+0,002

+0,238

+0,065



Tài liệu tham khảo :

1. Thiết kế chi tiết máy [ Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm]

2. Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí (2 tập) [ Trịnh Chất – Lê Văn Uyển ]

3. Bài giảng và hướng dẫn làm bài tập dung sai của Ninh Đức Tốn – ĐH Bách

Khoa Hà Nội

Đồ án CTM FULL V4

Documents

Transcript of Đồ án CTM FULL V4