do_an_chi_tiet_may_9484(1)

8/3/2019 do_an_chi_tiet_may_9484(1)

http://slidepdf.com/reader/full/doanchitietmay94841 1/53

LỜI NÓI ĐẦUĐồ án môn học Chi tiết máy là một đồ án chuyên nghành chính của sinh

viên nghành cơ khí. Việc tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khi là nội dung khônthể thiếu trong chương trình đào tạo kĩ sư cơ khí nhằm cung cấp các kiến thứquan trọng cho sinh viên về kết cấu máy.

Nội dung đồ án bao gồm những vấn đề cơ bản trong thiết kế máy và hệthống dẫn động; tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khnăng làm việc, thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chínxác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệ

mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác.Thuật ngữ và khí hiệu dùng trong đồ án dựa theo tiêu chuẩn nhà nước, phù hợpvới thuật ngữ và kí hiệu quốc tế.

Khi thiết kế đồ án chi tiết máy chúng ta phải nghiên cứu kỹ những giáotrình như: Công nghệ chế tạo máy, Khoa học vật liệu, Nguyên lý máy, Dung sailắp ghép, Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí...Khi thiết kếchúng ta phải sử dụng tài liệu, sổ tay, tiêu chuẩn và khả năng kết hợp so sánhnhững kiến thức lý thuyết với thực tế sản xuất.

Em xin chân thành cảm ơn các thầy giáo và đặc biệt là thầy giáoNGUYỄN VĂN MÙIđã hướng dẫn và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việchoàn thành đồ án môn học này. Khi thực hiện đồ án trong tính toán còn có nhiềusai sót em xin trân trọng cảm ơn những ý kiến, chỉ dẫn của thầy.

1



CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀMÔMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC ĐỘNG CƠ

1.1. CHỌN ĐỘNG CƠ 1.1.1. Xác định công xuất động cơ

η Pt

Pct =

Trong đó:

- P ct là công suất cần thiết trên trục động cơ (kw)

- P t: công suất tính toán trên trục máy công tác(kw)

310.. −= v F Pt

Với :Lực kéo băng tải F =4000 N Vận tốc băng tảiV =1,1m/s

− P t = 4000.1,1. 310− = 4,4kw

Hiệu suất truyền động:

- η =ηđ..ηbr.3ol η . ηk

- Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta có:

Hiệu suất bộ truyền đai ηđ = 0,96

Hiệu suất 1 cặp bánh răngηbr =0,97

Hiệu suất 1 cặp ổ lăn ηol =0,99

Hiệu suất khớp nối ηk =0,99

− η= 0,96.0,97.0,993 .0,99 = 0,9035

−4,4

0,8945 Pct = = 4,92kw

1.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ

- Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động

U t = U h.U n

Trong đó:- U h: Tỷ số truyền của hộp giảm tốc

2



- Un: Tỷ số truyền của bộ truyền ngoài

Theo bảng 2.4_TTTKHTDĐCK ta chọn sơ bộ:

U h= U br = 4

Un= U đ =4Ut= 4.4 = 16

- Số vòng quay trục máy công tác:

nlv = Dv

..60000

π

Với vận tốc băng tảiv =1,1m/s

Đường kính tang D= 250mm

nlv=

60000.1,13,14.250

=84,076(vg/ph)

- Số vòng quay sơ bộ của động cơ :

.n sb=nlv.ut = 84.16= 1344(vg/ph)

1.1.3 Chọn động cơ

- Momen mở máy của động cơ

mmT = 1,4 1T

- Theo kết quả tính toán ở trên :

• Công suất cần thiết P ct = 4,92kw

• Số vòng quay đồng bộ tạm chọn của động cơ:n sb = 1500(vg/ph)

• Tải trọng phải thỏa mãn:dn

mm

T

T

T

T max<

Theo phần phụ lục P1.3_TTTKHTDĐCK ta chọn đông cơ:

Tên động cơ Công suấtđộng cơ (kw)

nđb(vg/ph) Hệ số cosϕdnT

T max

4A112M4Y3 5,5 1425 0,85 2,2

3



1.2.PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN

- Tỷ số truyền của hệ thống dẫn động :

U t = U h.U đ =lv

đb

nn

=1425

16,949

84,0764

=

- Phân phối tỷ số truyền:

Tỷ số truyền của bộ truyền ngoàiU n = U đ = 4

Tỷ số truyền của hộp giảm tốcU h = U br = 4,24

1.3. XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT, SỐ VÒNG QUAY VÀ MÔMEN XOẮN TRÊNCÁC TRỤC CỦA CỦA HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG

Gồm các trục:

− Trục động cơ,trục bánh răng nhỏ: trục 1

− Trục bánh răng lớn : trục 2

− Trục băng tải : trục 3

1.3.1. Trục động cơ,bánh răng nhỏ: trục 1

Theo sơ đồ hệ thống dẫn động ta có:

1 .. .dc ol br k P P η η η =

Theo bảng 2.3_TTTKHTDĐCK ta chọn:

− .ol η = 0,99

− br η = 0,97

− k η =0,99

P 1 = 5,5.0,99.0,99.0,97 5, 229= kw

nđc= 1425(vg/ph)

T 1 = 9,55.106 . 1

đc

P

n= 9,55.106 . 5,229

1425= 35043,474 N.mm

4



1.3.2.Trục bánh răng lớn: trục 2

Theo sơ đồ hệ thống dẫn động ta có:

2 1 .. ol br P P η η =


− .ol η = 0,99

− br η = 0,97

P 2 = 5, 229.0,99.0,97 5,021= kw

n2= đc

br nU = 1425

4,24= 336,085(vg/ph)

T 2= 9,55.106 . 2

2

P n = 9,55.106 .

5,021336,085

= 142673,88Nmm

1.3.3.Trục băng tải: trục 3

Theo sơ đồ hệ thống dẫn đông của đề ta có:

3 2 . .olđ P P η η =


− ηo l = 0,99

− ηđ = 0,96

P 3 = 5,021.0,99.0,96 =4,921kw

n3= nlv = 84,076(vg/ph)

T 3 = 9,55.106 . 3

3

P n = 9,55.106 .

4,92184,0764

= 558962,444 N.mm

Bảng tổng kết số liệu:

Thông số t Đc 1 2 3

Công suất P(kw) 5,5 5,229 5,021 4,921Tỷ số truyền U 1 4,24 4

Số vòng quay n (vg/ph) 1425 336,085 84,076

5



Mômen xoắn T (N.mm) 35043,474 142673,88 558962,444

CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI BỘ - TRUYỀN ĐAI DẸT

2.1. CHỌN LOẠI ĐAI

Căn cứ công suất động cơ P = 5,5kw, tỷ số truyềnU đ = 4 và điều kiện làm việcêm ta chọn

Loại đai là đại vải cao su

2.2. XÁC ĐỊNH CÁC THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN

2.2.1. Đường kính bánh đai nhỏ

Theo công thức thực nghiệm ta có :d 1 = (5.2...6.4)3 T

Trong đó: mômen xoắn trên trục bánh đai nhỏT = 142673,88Nmm

đường kính bánh đai nhỏ d1

d 1= (5.2...6.4)3 142673,88=271,72...334,42mm

Theo tiêu chuẩn bảng 15_tập bảng tra chi tiết máy ta chọn :d 1 = 280mm

2.2.2.Đường kính bánh đai lớn

d 2 = ξ −1

.1 d U d =280.4

1 0,01−= 1131,31mm

Theo bảng 21-15 sách TTTKHTDĐCK ta chọn :d 2 = 1250mm

Tỷ số truyền thực tế :

U tt = 2

1.1250(1 ) 280.(1 0.01)d d ξ =− − = 4,51

Sai lệch tỷ số truyền :

4 4,51.100 .100 12,754

đ tt

đ

U U U U − −∆ = = = − % < 5%⇒ đảo bảo

2.2.3. Khoảng cách trục và chiều dài đai

• Khoảng cách trục :a ))(2...5,1( 21 d d +≥ =1,5.(280 + 1250) = 2295mm

6



• Chiều dài đai :

L2 2

2 11 2

( ) 3,14.(1250 280) (1250 280)2 ( ) 2.22952 4 2 4.2295

d d a d d a

π − + −= + + + = + + =

7094,6mm

• Tăng dây đai lên một lượng l = 105,4 mm để dễ nối đai.Vậy chiều dàicủa đai là L = 7,2m

• Nghiệm đai về tuổi thọ : Lv

i =

Với chiều dài của đai L= 7,2m

vận tốc đaiv=1

3 3

. . 3,14.280.142520,881 /

60.10 60.10đcd n

m sπ

= =

20,881 2,9 57,2

i = = < ⇒đảm bảo độ bền của đai

• Nghiệm góc ômα1:

2 11

1250 280180 57. 180 57. 155,912295

d d a

α − −= °− = °− = °> [ ] °=1501α .Thỏa

mãn điều kiện góc ôm2.3. XÁC ĐỊNH TIẾT DIỆN ĐAI

• Diện tích tiết diện đai dẹt được xác định từ chỉ tiêu về khả năng kéo của đai :

[ ] F

đ t k F b A

δ δ

.. == [ ]δ δ .

.

F

đ t k F b =⇒

Trong đó :δ là chiều dày của đai.Với đai vải cao su

11

1 1 280 740 40 40

d mmd δ

δ ≤ ⇒ ≤ = =

Theo bảng tra 4.1_TTTKHTDĐCK ta chọnδ = 6 4=⇒ z

Lưc vòng Ft =V

P ct .1000 Với vận tốc đai V =

13 3

. . 3,14.280.142520,881 /60.10 60.10

đcd nm s

π = =

7



Ft =1000. 1000.5,5 263,4

20,881đc P N

V = =

• Theo bảng 4.7_TTTKHTDĐCK ta có :Hệ số tải trọng động k đ = 1,1

• Ứng suất có ích cho phép[ ] F

δ xác định theo công thức:[ ] [ ] 00

... C C C v F F α δ δ =

Trong đó:

Ứng suất có ích cho phép xác định bằng thực nghiệm[ ]1

.210 d

k k F

δ δ −=

Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài là15°⇒ Ứng suất căng ban đầuMPa8.10

=σ

Theo bảng 4.9_TTTKHTDĐCK ta chọn : k 1 = 2,5; k 2= 10

=> [ ] .0

105,52,5 2,303

280 F δ = − = (MPa)

Theo bảng 4.10_TTTKHTDĐCK ta có:

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm

1 0,003(180 ) 1 0,003(180 155,91) 0,92C α α = − − = − − =

Theo bảng 4.11_TTTKHTDĐCK ta có:vk =0,04

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc góc2 21 (0,01 1) 1 0,04(0,01.20,881 1)vCv k v= − − = − − =0,866

Theo bảng 4.12_TTTKHTDĐCK với Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài là15°

- Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền10=C

⇒ [ ] 2,303.0,928.0,866.1 1,85 F δ = = (MPa)

- Hệ số tải trọng động k đ = 1,1

=> [ ]. 263, 4.1,1

26,103. 6.1,85

tđ

F

F k b mm

δ δ = = =

Theo bảng 21_16 sách TTTKHTDĐCK ta chọn :b = 32 (mm)

8



( )40 B mm⇒ =

2.4. TÍNH LỰC CĂNG BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG LỆN TRỤC

Lực căng ban đầu :

.8,1..00== δ σ b F 32.6=345,6 (N)

- Lực tác dụng lên trục:

10

155,912. .sin 2.345, 6.sin

2 2r F F α = =

= 675,98 (N)

9



CHƯƠNG III : THIẾT KẾ BÁNH RĂNG

3.1. CHỌN VẬT LIỆU

Chọn vật liệu 1 cấp bánh răng với:

- Bánh răng nhỏ:Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 192…240

- Chọn độ cứng HB= 230

- Giới hạn bền 7501=

bσ (MPa)

- Giới hạn chảy 4501=

chσ (MPa)

- Bánh răng lớn:Thép 45 thường hóa có độ rắn HB 170…217

- Chọn độ cứng HB = 180

- Giới hạn bền 6002 =bσ (MPa)

- Giới hạn chảy 3402=

chσ (MPa)

3.2. ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP

- Ứng suất tiếp xúc cho phép:[ ] 0lim. . . . H

HL H R V xH

H

K Z Z K S

σ σ =

0lim H σ -ứng suất tiếp cho phép với chu kỳ cơ sở

R Z -hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc

V Z -hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng

xH K -hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng

H S -hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

- Thiết kế sơ bộ : . . 1 R V xH Z Z K =

- Tính ứng suất tiếp xúc cho phép với chu kỳ cơ sở : 70.20lim += HB H σ

Theo bảng 6.2_TTTKHTDĐCK ta có:S H =1,1

⇒ 53070230.201lim

=+= H σ (MPa)

10



⇒ 43070180.202lim =+= H σ (MPa)

- Hệ số tuổi thọ xét đến thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền:

K HL = H m

HE

HO

N

N .Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về tiếp xúcH m = 6

o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc 4,2.30 HB N HO=

⇒ 74,21 10.39,1230.30 ==

HO N

⇒ 64,22 10.76,7180.30 ==

HO N

o Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương 60. .. . HE N c n t ∑=

Bộ truyền chịu tải tĩnh

Với , ,c n t ∑ lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng quay, tổng số

giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

2 260. . . HE N c n t ∑=

⇒6

2 60.1.336,085.(5.300.2.8) 483,96.10 HE N = =

Vì ⇒>22 HO HE N N 22 HO HE N N = .Tương tự thì do đó ⇒>

11 HO HE N N

11 HO HE N N = Nên suy ra K HL = 1

Như vậy sơ bộ xác định được :

[ ] MPa H 82,4811,1

1.5301

==σ

[ ] MPa H 91,3901,1

1.4302

==σ

[ ] [ ] [ ] [ ] ⇒<=+

=+

=min

21 25,1365,4362

91,39082,4812 H

H H H MPa σ

σ σ σ

thỏa mãn

- Ứng suất uốn cho phép: [ ] 0lim

.. . . . F

FC FL F R S xF

F

K K Y Y K

S σ σ =

RY -hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng

S Y -hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất

11



xF K -hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn

Thiết kế sơ bộ . . 1 xF R S K Y Y =

Theo bảng 6.2_TTTKHTDĐCK ta có:;S F = 1,75

- Tính ứng suất uốn cho phép với chu kỳ cơ sở : HB F .8,10

lim=σ

[ ] MPa414230.8,110Flim ==⇒ σ

[ ] MPa324180.8,120Flim ==⇒ σ

+ Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải: K FC = 1(vì tải đặt một phía)

+ Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải

trọng của bộ truyền:

K FL = F m

FE

FO

N N .Với bậc của đưởng cong mỏi khi thử về uốnF m = 6

o Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn 610.4= FO N

o Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương:60. .. . FE N c n t ∑=

Với , ,c n t ∑ lần lượt là số lần ăn khớp trông 1 vòng quay, số vòng quay, tổng số

giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

62 60.1.336,085.(5.300.2.8) 483,96.10 FE N = =

Vì 6 62 2483,96.10 4.10 FE FO N N = > = do đó K FL2 = 1.Tương tự thì K FL1 = 1

Như vậy sơ bộ xác định được :

[ ] MPa F 57,23675,11.1

.4141==σ

[ ] MPa F 14,18575,11.1

.3242==σ

− Ứng suất quá tải chọ phép:

[ ][ ][ ] MPa

MPa

MPa

ch F

ch F

ch H

272340.8,08,0max

360450.8,08,0max

952340.8,28,2max

22

11

2

=========

σ σ σ σ σ σ

12



3.3. XÁC ĐỊNH THÔNG SỐ CƠ BẢN CỦA BỘ TRUYỀN

3.3.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục:

[ ]

13 2

..( 1).

. .

H w a

H ba

T K a K u

u

β

σ ψ

= ±

Trong đó:

Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng:

Theo bảng 6.5_TTTKHTDĐCK: 3/149,5MPa=a K

Mômen xoắn trên trục bánh chủ động :T 1 = 35043,474 N.mm

Ứng suất tiếp xúc cho phép :[ ] MPa H 365,436=σ

Hệ số xác định theo công thức : )1(.53,0 ±= ubabd ψ ψ

Theo bảng 6.6_ TTTKHTDĐCK:

chọn 0, 3 0, 53.0, 3(4, 24 1) 0, 83ba bd ψ ψ = ⇒ = + =

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

khi tính về tiếp xúc: K Hβ

Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK bằng phương pháp nội suy :K Hβ = 1,072

32

35043, 474.1,07249,5.(4, 24 1). 139,36

436,365 .4, 24.0,3wa mm= + =

Chọn wa = 140 mm

3.3.2. Xác định thông số ăn khớp:

1. Xác định môđun:

(0,01 0,02) (0,01 0,02)140 1,4 2,8wm a= ÷ = ÷ = ÷ mm

Theo tiêu chuẩn trị số môđun bảng 6.8 _TTTKHTDĐCK ta chọn:m= 2mm

Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng có β =8 ÷ 020 ta chọn β= 01 0

13



+ Xác định số bánh răng nhỏ: [ ] [ ]1

2. . os 2.140.0,984826,31

.( 1) 2.(4, 24 1)wa c

z m u

β = = =+ + .Lấy

z1 = 26

+ Xác định số răng bánh lớn: z2 = u.z1 = 4,24.26 = 110,24

Lấy z2 =110

+ Tổng số răng 1 2 26 110 136t z z z += = + =

+ Tính lại góc β :w

. 2.136os 0,9714

2 2.140t m Z

ca

β = = =

013,73β ⇒ = thỏa mãn

2. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:+ Ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc:

21

1

..)1.(..2

...ww

H H M H d ub

u K T z z z

+= ε

σ .Trong đó:

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

Theo bảng 6.5_TTTKHTDĐCK , Z M = 274 3/1MPa

Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc :

wt

b H a

z 2sin

cos2 β = .Với

Góc nghiêng của rang trên hình trụ cơ sở β b:

cos . cos 20. 13, 73 0, 2296b t tg tg tg β α β = = =

012,93bβ ⇒ =

Răng nghiêng không dịch chỉnh

( / cos ) ( 20 / cos13,73) 20,54t tw arctg tg arctg tg α α α β = = = =

Trong đó: góc prôfin gốcα = 20; góc prôfin răng t α ; góc ăn khớp twα

⇒

2cos13,731,7195sin 2.20,54 H z = =

14



Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng :ε z

+ Hệ số kể đến sự trùng khớp dọc của răng :

.sin 42.sin13,73 1,587. 2.3,14

wbmβ

β ε

π = = = .Với chiều rộng vành răng

. 0,3.140 42w ba wb a mmψ = = =

+ Hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của răng:

1 2

1 1 1 11,88 3,2( ) .cos 1,88 3,2( ) cos13,73 1,67826 110 z zα ε β

= − + = − + =

1 1 0,7721,678

zε α ε

= = =

Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ:

1 w2 .( 1) 2.140.(4,24 1) 1467,2w hd a u mm= + = + = .

Vận tốc vòng3

1 1. . 3,14.1467,2.10 .14251,094 /6000 6000

wd nv m sπ −

= = = ⇒

Theo bảng 6.13_ TTTKHTDĐCK dùng cấp chính xác 9.Hệ số tải trọng kinh tính về tiếp xúc: Hv H H H K K K K α β

= .Với

• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răngkhi tính về tiếp xúc: K Hβ

• Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK do 0,3baψ = ,bằng phương pháp nội

suy:K Hβ = 1,072

• Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời

ăn khướp khi tính về tiếp xúc:

Theo bảng 6.14_TTTKHTDĐCK Với cấp chính xác là 9 và 5 1,16 H v K α < ⇒ =

• Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về tiếxúc:

α β H

ww H Hv K T

d bv K

..K .2..

1H1

1+=

o Với 0140. . . 0,02.73.1,094. 9,184,24

w H H

av g vu

δ = = =

15



Trong đó: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp

H δ theo bảng 6.15_TTTKHTDĐCK

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước bánh răng 1 và 2

0 g theo bảng 6.16_TTTKHTDĐCK

⇒9,18.42.1467, 2

1 7, 492.35043,474.1,072.1,16 Hv K = + =

→ 1,072.1,16.7, 49 9,31 H K = =

Vậy:

1 2 21

2. . .( 1) 2.35043, 474.9,31.(4, 24 1). . . 274.1,7195.0,772.. . 42.4, 24.1467, 2

34,35

H H M H w w

T K u z z z b u d

MPa

ε σ + += ==

Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:[ ] [ ] xH RV H H K Z Z ...σ σ =

với v = 3,91m/s<5 m/s, suy ra hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng0.1 0.10,85. 0,85.1,094 0,86V Z v= = =

Hệ số xét đến độ nhám của bề mặt răng làm việc R Z

Với cấp chính xác động học là 9.Chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ,khi đó cầngia công đạt độ nhắm 95,040...10 =⇒=

R z Z m R µ

Với 1700 =⇒< xH a K mmd

436,365.0,86.0,95.1 356,51 H MPaσ = =

Như vây:Bánh răng thỏa mãn điều kiện tiếp xúc

3. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn:

+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng ăn khớp

[ ]

[ ]21

212

11

111

.

.

.....2

F F

F F F

F ww

F F F

Y Y

md b

Y Y Y K T

σ σ

σ

σ σ β ε

≤=

≤=

.Trong đó:

• Mômen xoắn trên trục bánh chủ động :T 1 = 35043,474 N.mm

• Môđun pháp :m= 2mm• Chiều rộng vành răng : 42wb mm=

16



• Đường kính vòng lăn bánh chủ động:1 1467,2wd mm=

• Hệ số tải trọng kinh tính về uốn: Fv F F F K K K K α β = .Với

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

khi tính về uốn: K Fβ

Theo bảng 6.7_ TTTKHTDĐCK do 0,833bd ψ = bằng phương pháp nội suy: K Fβ

= 1,07495

Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thờiăn khướp khi tính về uốn:

Theo bảng 6.14_TTTKHTDĐCK Với cấp chính xác là 9 và 5 1, 4 F v K α < ⇒ =

Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng :1 1

0,61,678a

Y ε ε = = =

Trong đó: hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của bánh răng1,652aε =

Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với răng nghiêng β = 13,73 0 ⇒ Y β

=

0 13,731 1 0,902140 140

β

− = − =

• Hệ số trùng khớp của dạng bánh răng 1 và 2: 2,1 F F Y Y

o Theo bảng 6.9_TTTKHTDĐCK Với1 26 Z = ⇒ hệ số dịch chỉnh

021== x x

o Số răng tương đương :

11 3

22 3

2628,36

cos 0, 9167110

119,99cos 0, 9167

V

V

Z Z

Z Z

β

β

= = =

= = =

Theo bảng 6.18_TTTKHTDĐCK bằng phương pháp nội suy ta có:

1 23,8328; 3, 6 F F Y Y = =

o Hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về

uốn:

17



α β F

ww F Fv K T

d bv K

..K .2..

1F1

1+=

o Với 0140. . . 0,006.73.1,094. 2,7534,24

w F F

av g vu

δ = = =

o Trong đó: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khướp

F δ theo bảng 6.15_TTTKHTDĐCK

Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước bánh răng 1 và 2

0 g theo bảng 6.16_TTTKHTDĐCK

⇒2,753.42.1467,2

1 2, 61

2.35043,474.1,07495.1, 4 Fv K = + =

→ 1,07495.1, 4.2,61 3,92 F K = =

Vậy:

[ ]

[ ]

[ ]

1 11 1

1

1 22 2

1

1

2. . . . . 2.35043,474.3,92.0,6.0,902.3,83284,62

. 42.1467, 2.2

. 4, 62.3, 64,34 185,14

3,8328

236,57

F F F F

w w

F F F F

F

F

T K Y Y Y MPa

b d m

Y MPa MPa

Y

Mpa

ε β σ σ

σ σ σ

σ

= = = <

= = = < =

=

+ Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép: [ ] [ ] xF S R F F K Y Y ..σ σ =

Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất:Với môđun

( ) ( )2 1, 08 0, 0695ln 1,08 0, 0695ln 2 1, 032S m mm Y m= ⇒ = − = − =

Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhắm: 1= RY (bánh răng phay)

Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn::1=

xF K (d a<400)

[ ][ ]

1

2

236,57.1,032.1.1 244,14

185,14.1,032.1.1 191,06

F

F

MPa

MPa

σ

σ

⇒ = =

⇒ = =

Vậy:[ ][ ]

1 1

2 2

4,62 244,144,34 191,06

F F

F F

MPa MPaMPa MPa

σ σ

σ σ

= < == < =

4. Kiểm nghiệm răng về quá tải:

18



+ Đồng thời ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại phải không

vượt quá 1 giá trị cho phép:

[ ]

[ ]maxmax

maxmax

.

.

F qt F F

H qt H H

K

K

σ σ σ

σ σ σ

≤=

≤=

Trong đó:

Ứng suất tiếp xúc cực đại :max H σ

Ứng suất tiếp uốn cực đại :max F σ

Ứng suất tiếp xúc cực đại cho phép :[ ] MPa H 952max =σ

Ứng suất tiếp xúc cực đại cho phep :[ ]max F σ

Hệ số quá tải max 2.2qt T K T = =

[ ]

[ ]

[ ]

1max max

1max 1 max

2max 2 max

34,35. 2, 2 51 952

4, 62. 2, 2 6,9 360

4,34. 2, 2 6, 44 272

H H

F F

F F

MPa MPa

MPa MPa

MPa MPa

σ σ

σ σ

σ σ

= = ≤ =

= = ≤ =

= = ≤ =

5. Các thông số hình học cơ bản cho bộ truyền:+ Đường kính vòng chia :

11 0

22 0

. 2.2653,53

cos os13,73

. 2.110226, 47

cos os13,73

m Z d mm

c

m Z d mm

c

β

β

= = =

= = =

+ Đường kính đỉnh răng :

( )( ) y xd d

y xd d

a

a

∆+++=∆+++=

222

111

1.2

1.2

Hệ số dịch chỉnh tâm : ( ) ( )1 21400,5. 0,5. 26 110 22

wa y z zm

= − + = − + = ⇒

Hệ số :1000 14,705 y

t

yk z

= =

Tra bảng 6.10a sách TTTKHTDĐCK

. 1,4856.1361,4856 0,2021000 1000

x t x

k zk y⇒ = ⇒ ∆ = = =

2 0,202 2,202t x y y= + ∆ = + =

19



Hệ số dịch chỉnh bánh răng 1 và 22 1

1

2 1

( ).0,5 0,483

2,202 0,483 1,719

t t

t

z z y x x z

x x x

−= − =

= − = − =

⇒ ( )

( )

1 1 1

2 2 2

2(1 ).

53,53 2. 1 0,483 0, 202 .2 58,6542(1 ).

226, 47 2. 1 1,719 0, 202 .2 234,378

a

a

d d x y m

mmd d x y m

mm

= + + − ∆

= + + − == + + − ∆

= + + − =

+ Đường kính đáy răng :

( ) ( )( ) ( )

1 1 1

2 2 2

2,5 2. 53,53 2,5 2.0,483 2 50,4622,5 2. 226,47 2,5 2.1,719 2 224,594

f

f

d d x m mmd d x m mm

= − − = − − == − − = − − =

+ Đường kính lăn :

1

2 1

2. .( 1) 2.140.(4,24 1) 1467,2

. 1467, 2.4, 24 6220,928w w

w w

d a u mm

d d u mm

= + = + =

= = =

Bảng tổng kết các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng

CHƯƠNG 4: CHỌN KHỚP NỐI

20

Thông số Giá trịKhoảng cách trục 140wa mm=

Mônđun pháp m= 2mmChiều rộng vành răng 42wb mm=

Tỷ số truyền U h = U br = 4,24Góc nghiêng của răng 13,73β = °

Số bánh răng 1 2Z 26 ;Z 110= =

Hệ số dịch chỉnh 1 20,483; 1,719 x x= =

Đường kính vòng chia 1 253,53 ; 226,47d mm d mm= =Đường kính đỉnh răng 1 258,564 ; 234,378a ad mm d mm= =

Đường kính đáy răng 1 250,462 ; 224,594 f f d mm d mm= =

Đường kính lăn 1 21467,2 ; 6220,928w wd mm d mm= =



1.TÍNH CHỌN KHỚP NỐI GIỮA TRỤC ĐỘNG CƠ VÀ TRỤC CỦA BÁNHRĂNG

Chọn kết cấu nối trục:Ta chọn kết cấu nối trục vòng đàn hồi với những ưu điểm: cấu tạo đơn giản, d

chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy….Mô men xoắn cần truyền giữa hai trục: T = T1 = 35043,474 Nmm = 35,043474

Nm;Chọn khớp nối vòng đàn hồi có đường kính trục nối bằng đường kính của trục

động cơ d = 38(mm)- Theo bảng 16. 10a - tr 68,69 Tài liệu [2] ta có bảng kích thước cơ bản của nối

trục vòng đàn hồi như sau:

d m d D

0 D

l1 l2

D 3

d 1

l2

ll1l3

h

BlL B1

d c

Hình5.1- Hình vẽ minh họa nối trục vòng đàn hồi.T, Nm

dmm

Dmm

dm

mmLmm

lmm

d1

mmD0

mmZ nmax

v/pBmm

B1

mml1

mmD3

mml2

mm63 25 100 50 124 60 45 71 6 570

04 28 21 20 20

Bảng 3.2- Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi

21



T,Nm

dc

mmd1

mmD2

mmLmm

l1

mml2

mml3

mmHmm

63 10 M8 15 42 20 10 15 1,5

Chọn vòng đàn hồi bằng cao su.- Kiểm nghiệm độ bền của vòng đàn hồi và chốt:Theo điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi, công thức trang 69 – Tài liệu [2]

σ d =30 ...

2l d D Z

kT

c ≤ [σ d] (III -1)

Trong đó: k - Hệ số chế độ làm việc, theo bảng 16. 1 - tr 58 - Tài liệu [2],với máy công tác là băng tải, ta chọn k = 1,8;

[σ d] - ứng suất dập cho phép của vòng đàn hồi cao su, lấy [σ d] = 3 MPa; ⇒ σ d = 2.1,5.35043, 474

6.71.10.15= 1,65(MPa) < [σ d] = 3 (MPa); thỏa mãn điều kiện

bền dập của vòng đàn hồi cao su.- Kiểm nghiệm về sức bền của chốt theo công thức:

σ u = Z Dd

l T k

c ...1,0

..

03

0 ≤ [σ u] (III -2)

Trong đó: l0 = l1 + 22l = 20 + 5 = 25(mm)

[σ u] - ứng suất uốn cho phép của vật liệu làm chốt, [σ u] = (60…80) MPa;

⇒ σ u = 31,5.35043,474 .25

0,1.10 .71.6 = 30,85(MPa) < [σ u]; thỏa mãn điều kiện bền uốn

của chốt. Như vậy, khớp nối vòng đàn hồi có các thông số nêu trên là hợp lý.-

Tính lực khớp nối:Fkn = (0,2…0,3)F't (III -3)

Với F't - lực vòng trên khớp nối, F'

t =t

I

DT .2

(III -4)

Trong đó: TI - Mô men xoắn trên trục I, TI = 35043,474 (Nmm);Dt - Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt, theo bảng 3.1 và hình 3.1,

Ta có Dt = 71 (mm);

⇒ F 't = 2.35043,474

71 = 987,14(N)

22



Từ đó ta tính được: Fkn = (0,2…0,3).987,14 = (197,43…296,14) (N);Chọn giá trị trung bình của hai giá trị trên, ta được: Fkn = 246,79(N)

CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ TRỤC1.1. CHỌN VẬT LIỆU

23



Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trungứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng. Cho nên thép cacbon và thép hợpkim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Việc lựa chọn thép hợp kim hay thépcacbon tuy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không.

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bìnthì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau

σ b= 600 Mpa; σ ch= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB.

ứng suất xoắn cho phép [τ ] = 12÷ 30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét.

Sơ đồ sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm tốc ( Hình 1) .

Hình 6.1 Khoảng cách giữa các gối đỡ

24



Hình 6.2: Chiều quay của các trục

25



Fr1

Fr2

Ft1

n 1

n 2

y

z

x

Fxy

Fxx2

Fk y

Fk x

Ft2

Fx

Fk

Hình 6.3. Chiều quay và lực tác dụng lên trục khi bánh răng làm việc2.1. TÍNH THIẾT KẾ TRỤC

1. Xác định sơ bộ đường kính trục.

Đường kính trục sơ bộ được xác định theo công thức

[ ]3

.2,0

Td

τ≥ (mm).

Trong đó: - T là mômen xoắn tác dụng lên trục.

TI = 35043,474Nmm; TII = 142673,88Nmm;

- [τ ]= 12÷ 30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép. Chọn [τ ]= 15

- Đường kính sơ bộ trục 1

⇒ d sb I ≥ 3

].[2,0 τ I T = 3

35043,4740,2.15

= 22,69 (mm);

⇒ Theo đề bài lắp khớp nối lên đầu vào của trục , do đó không cần quan tâmđến đường kính trục động cơ.

26



⇒ Để phù hợp với động cơ ta lấy d sb I = 25 (mm)

d sb II ≥ 3

].[2,0 τ II T = 3

142673,880,2.15

= 36,23 (mm); lấy d sb II = 40 (mm)

- Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

Tra bảng 10.2 từ đường kính sơ bộ d, xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo

Ta chọn dI = 25 (mm);- Đường kính sơ bộ của trục II: d sb

II =40 (mm);

Dựa vào đường kính sơ bộ của các trục vừa tính toán, ta xác định được gần đúngchiều rộng của ổ lăn, theo bảng 10. 2 - tr 189 Tài liệu [1] , ta có:

- Với: d sb I = 25 (mm)⇒bo1 = 17(mm);

- Với: d sb II = 40(mm)⇒bo2 = 23(mm);

- Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền:

• Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:- Chiều dài moay ơ bánh đai, moay ơ đĩa xích được xác định theo công thức sau:

lmki = (1,2…1,5)dk (IV -2)Trong đó: dk là đường kính của trục đĩa xích hoặc bánh đai;

⇒Chiều dài moay ơ đĩa xích: lm23=(1,2…1,5). 40= (48…60) mm ;lấy lm23 = 500(mm);

Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng thẳng xác định theo công thức:lmki = (1,2…1,5)dk (IV -3)

Trong đó: dk là đường kính của trục bánh răng trụ răng thẳng

⇒Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng thẳng nhỏ: lm13 = (1,2…1,5). 25= (30…37,5) mm; lấy lm13 = 35 (mm);

Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng thẳng lớn: lm22 = (1,2…1,5). 40 = (48…60) mm; lấy lm22 = 50 (mm);

- Chiều dài moay ơ nửa khớp nối (đối với nối trục vòng đàn hồi):lmki= (1,4…2,5)d (IV -4)

Trong đó d là đường kính của trục dẫn, được nối với trục của động cơ bằng kết cnối trục vòng đàn hồi.

⇒ lm12 = (1,4…2,5). 25 = (35…62,5) mm; lấy lm12 =40(mm)Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10. 3 - tr 189 - Tài liệu [1],, ta có:

27



+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảncách giữa các chi tiết quay: k 1 = (8…15) mm; lấy k 1 = 10 (mm);

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp:k 2 = (5…15) mm; lấy k 2 = 8 (mm);

+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ:k 3 = (10…20) mm; lấy k 3 = 15 (mm);

+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông:hn = (15…20) mm; lấy hn =20 (mm)

- Sử dụng các kí hiệu như sauK: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i:số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọnlki :khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện thứ I trên trục k

lmki:chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ I trên trục k

lcki: khoảng công xôn trên trục thứ k tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốcđến gối đỡ.

Lcki= 0,5(lmki +b0) +K 3+hn

- Trục I :lc12= 0,5(lm12 + b01) +K 3 +hn

=0,5(40+17)+15+20 = 63,5(mm)Theo bảng 10.4Tài liệu[1] ,ta có

l12=-lc12= 63,5(mm) ,chọn l12= 63,5(mm)

l13=0,5(lm13+ b01)+K 1 + K 2

=0,5(35+17)+10+8 = 44(mm) chọn l13 = 44(mm).l11=2.l13=2.44 = 88(mm) .

- Trục II:

l21= 2l23= 2.72 = 144(mm)

l23= 0,5(lm23+bo2)+K 3+hn

= 0,5(50+23)+15+20 = 71,5(mm); chọn l23= 72 (mm)l22= l12= 63,5(mm)

28



3.1 TRỤC I

3. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục

a. Xác định các lực tác dụng lên trục- Các lực tác dụng lên trục I gồm có:

+ Mô men xoắn từ trục I truyền cho trục I, TI = 35043,474 (Nmm);+ Lực vòng:

Ft1= 12. 2.35043, 47447,8

1467,2w

T d

= = (N)

+ Lực hướng tâm Fr1: Fr1=Ft1. tgα tw. cosβ (V -3)

⇒Fr1=47,8. Tg200 . cos13,730 =1004,01N+ Lực dọc trục :Fa1 =Ft1. tgβ (V -4)

⇒Fa1 =47,8. Tg13,730= 110,84 N

• Tính phản lực tại các gối đỡ B và D:

- Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ B và D theo hai phương x và y nhhình vẽ. Ta tính toán được các thông số như sau:

+ Phản lực theo phương của trục y:

Σ Mx(D) = Fy10.l11-Fr1.(l11-l13) = 0

Fy10 =11

13111 ).(l

l l F r −

Fy10 = 1004,01 .(88 44)88

− = 502,005(N);( vậy đúng chiều với hình vẽ)

Σ F(y) = Fy10- Fr1+Fy11= 0⇒ Fy11 = 1004,01 – 502,005=502,005(N) (đúng với chiều trên hình vẽ)

+ Phản lực theo phương của trục x:

Σ Mx(D)= -Fk .(l11+l12)-Fx10.l11+Ft1.(l11-l13) = 0

⇒Fx10=11

131111211 ).().(

l

l l F l l F t k −++−= 246,79 .(88 63,5) 47,8.(88 44)

88

− + + −=-400,97(N)

Fx10 (ngược chiều hình vẽ)

Σ F(x)= Fk +Fx10-Ft1+Fx11= 0

⇒ Fx11= -246,79+ 400,97+47,8 =201,98 Nb. Tính đường kính của trục

29



Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d sb I = 25(mm), vật liệu chế tạo

trục là thép 45, tôi cải thiện, cóσ b ≥ 600 MPa; theo bảng 10. 5 - tr 195 Tài liệu [1], tacó trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là:

[σ ] = 63 MPa.Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức:

d = 3

].[1,0 σ td M (V -5)

Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau:

Mtd = 222 .75,0 z y x M M M ++ (V -6)

• Xét các mặt cắt trên trục I:

+ Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp then với:- Mô men uốn M A

x = M A y = 0

- Mô men xoắn M A z = MI = 35043,474(Nmm);- Mô men tương đương trên mặt cắt A:

M Atd = 20,75.(35043, 474) = 30348,54(Nmm)

-Kích thước của trục tại mặt cắt A: d

A

=30348,543

0,1.63 =16,89 (mm);- Do mặt cắt tại A có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta

tính được đường kính của trục tại mặt cắt A là:dA = 16,89+ 0,04. 16,89 = 17,57 (mm); ta chọn dA = 25(mm)

+ Xét mặt cắt trục tại điểm B - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:- Mô men uốn M B x = Fk .l12 = 246,79.63,5= 15671,17 (Nmm);

- Mô men uốn M B y : M

B y = 0(Nmm);

- Mô men xoắn M B z = 35043,474 (Nmm);- Mô men tương đương trên mặt cắt B:

M Btd = 2 2(15671,17) 0 0,75.(35043,474)+ + = 34155,81(Nmm);

- Kích thước của trục tại mặt cắt B: dB = 334155,81

0,1.63= 17,56 (mm).

ta chọn dB

=25mm+ Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp bánh răng nghiêng 1:

30



- Mô men uốn MC x : MC

x =Fk .(l12+l13)- Fx10.l13

=246,79.(63,5+44) -400,97.44 = 8887,25N- Mô men uốnM

C y

: MC y

p= Fy11.(l11-l13) =

- MC y p=502,005.(88-44) = 22088,22(Nmm);MC

yt = Fy10.l13 = 502,005.44 = 22088,22 (Nmm)

- Mô men xoắn MC z = 0 (Nmm);

- Mô men tương đương trên mặt cắt C:

MC td = 2 2 2(8887, 25) (22088,22 ) 0,75(0)+ + = 23809,1 (Nmm);

- Kích thước của trục tại mặt cắt C: dC = 323809,1

0,1.63= 15,58 (mm);

- Do mặt cắt tại C có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đóta tính được đường kính của trục tại mặt cắt C là:dC = 15,58 + 0,04. 15,58 = 16,2 (mm); ta chọn dC = 35 (mm

+ Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp bánh răng D:- Mô men uốn M D x = 0;

- Mô men uốn M D y = 0

- Mô men xoắn M D z = 0 (Nmm);- Mô men tương đương trên mặt cắt D:

M Dtd = 0(Nmm);

- Kích thước của trục tại mặt cắt D: dD = 0(mm)Để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi chọn ổlăn, ta chọn kích thước của ngụng trục tại B và D là như nhau: Ta chọn dD = 25(mm).

31



Hình6.5 Kết cấu trục I

32

Fx10

Fy10 Ft1

Fx11

Fy11

Fr 1

82 50

Fx12 Fr1

Fy10Ft1

Fx10

Mt1

Fx11

Fy11

22318,75

15321,97

My

Mx

71131,715

Mz

Nmm

Nmm

Nmm

Ø32

Ø35

Ø45

100

27771,76

Z

XY

FK

45365,76



3.2.Trục2

Fr2

Fa2

Ft2

x

z

y

Fy23

Frx

Fx23

Fy20

Fx20

Fx21

Fy21

K P Q

S

l23l21

l22

Hình 6.6 Sơ đồ các lực tác dụng lên trục II

a- Các lực tác dụng lên trục II:- Mô men xoắn truyền từ trục I cho trục II, MII = 142673,88 (Nmm);- Lực vòng Ft2 = Ft1 = 47,8 (N);

- Lực tác dụng lên trục do bộ truyền đai, với Fđ

= 675,98(N); trong đó:Fy23= Fđ. sin 15o = 439,58 (N); Fx23= Fđ. Cos15o = 513,53 (N);

- Lực chiều trục: Fr2 = Fr1 = 1004,01 (N);- Lực hướng kính: Fa2 = Fa1 = 110,84 (N);

Tính phản lực tại các gối đỡ K và Q:- Giả sử phản lực tại các gối đỡ K và Q có chiều như hình vẽ, ta tính các phản lự

này:+ Phản lực theo phương y:

∑MK(x)= -Fy23.( l21+l22 )+ Fy21. l21 + Fr2.l23 = 0

⇒Fy21=2 23 23 21 22

21

( )r y F l F l l

l

− + +

= 1004,01.72 439,58(144 63,5)144

− + + =131,42(N);

∑F(Y) = -Fy20 + Fr2 +F21 -Fy23 = 0⇒Fy20= Fr2 + Fy21-Fy23 = 1004,01 +131,42 -439,58 =695,85 (N);

33



Như vậy ta thấy chiều của phản lực Fy20 theo phương Y tại gối đỡ K có chiều đúnghình vẽ trên.

+ Phản lực theo phương x:

∑MK(y) = Fx23 (l21 + l22)- Fx21.l21 +Ft2. l23 = 0

⇒ Fx21 = 2 23 23 21 22

21

. ( )t x F l F l l l

+ += 47,8.72 513,53.(144 63,5)

144+ +

= 763,9(N);=-Fx20 - Ft2+ Fx21 – Fx23 = 0

⇒Fx20 = - Ft2+Fx21 - Fx23 = -47,8 +763,9– 513,53 =202,55(N);

Như vậy ta thấy chiều của các phản lực Fx21theo phương X tại gối đỡ Q như hìnhvẽ trên có chiều đúng.b. Tính đường kính của trục:

Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục ta có: d sb II = 40(mm), vật liệu chế tạo

trục là thép 45, tôi cải thiện, cóσ b ≥ 600 MPa, ; theo bảng 10. 5 - tr 195 - Tài liệu [1],ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là:

[σ ] = 63 MPa.Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức (IV -8):

d = 3

].[1,0 σ td M (V -7)

Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau:

Mtd = 222 .75,0 z y x M M M ++ (V -8)

• Xét các mặt cắt trên trục II:+ Xét mặt cắt trục tại điểm K - điểm có lắp ổ lăn với vỏ của hộp giảm tốc;

- Mô men uốn M K x = M K

y = 0

- Mô men xoắn MK z = 0

+ Xét mặt cắt trục tại điểm P - điểm có bố trí rãnh then lắp bánh răng lớn:- Mô men uốn M P

x = Fx20. l23 = 202,55.72= 14583,78 (Nmm);

- Mô men uốn M P y :

M )( t P y = Fy20. l23 = 695,85.72 = 50101,2 (Nmm);

34



M )( p P y = Fy23.(l21-l23+l22) + Fy21(l21 – l23)

= 439,58(144 – 72+ 63,5) +131,42(144 - 72) =69025,33(Nmm)- Mô men xoắn M P

z = 142673,88Nmm);

- Mô men tương đương trên mặt cắt P:Xét thấy mô men ở mặt cắt phía bên phải của điểm P có giá trị lớn hơn mô men

ở mặt cắt phía bên trái của điểm P, nên ta tính mô men tương đương của mặt cắttrục tại điểm P theo:

M P td = 2 2 2(14583,78 ) (69025,33) 0,75.(142673,88)+ + =142281,62(Nmm);

- Kích thước của trục tại mặt cắt P: dP == 3142281,62

0,1.63= 28,27(mm)

- Do mặt cắt tại P có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó tatính được đường kính của trục tại mặt cắt P là:dP = 28,27+ 0,04. 28,27= 29,4 (mm); ta chọn dP = 45 (mm)

+ Xét mặt cắt trục tại điểm Q - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:- Mô men uốn MQ

x : MQ x = Fx23. l22 = 513,53.63,5 = 32609,16 (Nmm)

- Mô men uốn MQ y :

MQ y = Fy23l22 = 439,58.63,5= 27913,33 (Nmm);

- Mô men xoắn MQ z = 142673,88 (Nmm);- Mô men tương đương trên mặt cắt Q:

MQtd = 2 2 2(32609,16 ) (27913,33 ) 0,75(142673,88)+ + = 130802,86(Nmm);

- Kích thước của trục tại mặt cắt Q: dQ = 3130802,86

0,1.63= 27,5(mm);

- Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộkhi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại K và Q là như nhau:dK = dQ= 40 (mm).

+ Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp bánh đai S:- Mô men uốn MS

y = 0;- Mô men uốn MS

x = 0;- Mô men xoắn MS

z = 142673,88 (Nmm);- Mô men tương đương trên mặt cắt S:

MS td = 20,75.(142673,88 ) = 123559,2(Nmm);

-Kích thước của trục tại mặt cắt S: d

S

=3

142673,880,1.63 = 26,97 (mm)

35



- Do tại mặt cắt S có lắp bánh đai, cần có rãnh then nên kích thước của trục phảităng thêm 4%, theo đó kích thước của trục tại mặt cắt S là:

dS = 26,97 + 0,04. 26,97= 28,05 (mm)Ta chọn dS = 30(mm).

36

155334,66

F x20

12606,76

l 21

F x20

F y20 y22

y21

x23

55898,5

468369,0689682,06

M

y20

y N mm

M x N mm

273082,645

Ø35

Ø40

Ø45

Ø40

M z

N mm

r2



Hình 6.7 Sơ đồ kết cấu trục II

CHƯƠNG 6: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN CHO CÁC TRỤC1. Chọn ổ lăn cho trục I của hộp giảm tốc :- Các số liệu đã có như sau :

Tốc độ quay : n= 1425 (v/p)Thời hạn sử dụng : 24000 giờ Tải trọng : ÊM .

- Phản lực tại các ổ B và D đã được tính :Fox1 = 400,97(N); Foy1 = 502,005(N)Fox2 = 201,98(N); Foy2 = 502,005(N)Fr0 = FrB = = 642,48NFr1 = FrD= = 541,11 N

+ Mô men xoắn từ khớp nối truyền cho trục I, TI = 35043,474(Nmm);+ Lực vòng, Ft1 = 47,8(N);+ Lực hướng tâm Fr1 = 1004,01(N);+ Lực tác dụng của nối trục lên trục: Fk = 246,79(N)

- Lực dọc trục: = 110,84N- Đường kính ngõng trụcΦ 25 mm

Với tải trọng nhỏ và có lực hướng tâm dùng ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡ B và D.

x

z

y F r 1

BA C D

l11

l13 l 12

F ox 2

F oy 2

F t 1

F ox 1

F oy 1

F kx

F ky

37



- Chọn sơ bộ ổ cỡ nặngbảng 2.7 phụ lục[1]:

Kí hiệu ổ d, mm D, mm C, kN Co, kN405 25 80 29,9 20,80

Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ.

- Vì trên đầu ra của trục có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của Fk1

ngược với chiều đã dùng khi tính trục tức là cùng chiều với lực Ft1.khi đó phảnlực trong mặt phẳng z0x là:

Σ Mx(A)= - Fk .(l11+ l12) + Fox2.l11 – Ft1.(l11 – l13) = 0

=> Fox2=11

131111211 ).().(

l

l l F l l F t k −++

= 246,79.(88 63,5) 47,8.(88 44)88

+ + − = 448,77 ( N) >0

⇒Fox1= Ft1 + Fk – Fox2 = 47,8 + 246,79– 448,77 =-154,18 (N) < 0Phản lực tổng trên 2 ổ:

Fr0 = FrB = = 642,48NFr1 = FrD= = 541,11 N

Trong khi đó theo đầu bài phản lực khi tính trục tại 2 gối đỡ thì FrB=642,48NFrD= 541,11 N.vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Fr1 = FrB=642,48 N.

- Theo CT 11.3 [1] với Fa= 110,84N tải trọng quy ước

Q = (X.V.Fr +Y. Fa )k t.dđ

Trong khi đó với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X = 1; Y=0,V = 1(vòng trongquay);

k t = 1(nhiệt độ t 1000C);k đ= 1(tải trọng tĩnh).Q = X.V.Fr .k t.dđ = 1.1. 642,48.1.1 = 642,48 N.

- Theo CT 11.1 [1] với Fa= 110,84 khả năng tải động

Cd = Q.

38



Trong đó:

Với Ổ bi m = 3; L = 6 660. . 60.1425.24000 2052

10 10hn L = = (vong)

Cd = = 642,48. 310− . = 7,23 kN < C = 29,9 kN.

Vậy khả năng tải động của ổ được đảm bảo.

- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh :

TheoCT 11.19, khả năng tải tĩnh với Fa= 110,84N

. .t o r o aQ X F Y F = +

Trong đó:

= 0,5 oY =0,47 trabảng 11.6[1]

=> Q0 = 0,5. 642,48 +0,47.110,84 = 373,33N . Như vậy: Q0 < Fr0 = 642,48 N.và Q0 = 373,33N

Vậy: Q0 = 0,37333 kN < C0 = 20,80 kN. Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo.2. Chọn ổ lăn cho trục II của hộp giảm tốc :

- Các số liệu đã có như sau:

Tốc độ quay : n = 336,085 (v/p)Thời hạn sử dụng : 24000 giờ Tải trọng : em .

- Phản lực tại ổ F và H :Fox3 = 763,9(N); Foy3 = 131,42(N)Fox4 = 202,55 (N); Foy4 = 695,55(N)

Fr20 = FrF = = 775,12 NFr21 = FrH= = 724,44 N

+ Mômen xoắn trục II, TII = 142673,88(Nmm);+ Lực vòng Ft2 = Ft1 = 47,8 (N);+ Lực hướng tâm : Fr2 = Fr1 = 1004,01 (N);+ Lực tác dụng lên trục do bộ truyền đai, với Fr = 675,98 (N);- Đường kính ngõng trụcΦ 40 mmVới tải trọng nhỏ và có lực hướng tâm dùng ổ bi đỡ _chặn cho các gối đỡ F và H.

39



x

z

y

GFH

l21

l23

F ox 4

F ox 3

F oy 3

E

F rx

F rxx

l22

F r 2

F t

2

F rxy F oy 4

- Chọn sơ bộ ổ cỡ trung hẹpbảng 2.12 phụ lục[1]:

Kí hiệu ổ d, mm D, mm C, kN Co, kN

46308 40 90 39,2 30,70

Tính kiểm nghiệm khả năng tải đông của ổ

Ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Fr20 = FrF = 775,12 N- Theo CT 11.3 [1] với Fa= 110,84N, tải trọng quy ước

Q = (X.V.Fr +Y. Fa )k t.dđ

Trong khi đó với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm lực hướng kính X = 1;Y=0, V =1(vòng trong quay);

k t = 1(nhiệt độ t 1000

C);k đ = 1(tải trọng tĩnh).=> Q = X.V.Fr .k t.dđ = 1.1. 775,12.1.1 = 775,12 N.- Theo CT 11.1 [1] với Fa= 0, khả năng tải động

Cd = Q.Trong đó:

Với Ổ bi m = 3;L = 6 660. . 60.336,085.24000 483,96

10 10hn L = = vòng

Cd = 775,12. 310− . = 6,09kN < C = 39,2 kN.

40



Vậy khả năng tải động của ổ được đảm bảo.- Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh :TheoCT 11.19, khả năng tải tĩnh với Fa= 110,84

. .t o r o aQ X F Y F = +

Trong đó:

= 0,5 oY =0,47 ,trabảng 11.6[1]

=> Q0 = 0,5. 775,12_ 0,47.110,84 = 439,65 N . Như vậy: Q0 < Fr20 = 775,12 N.

Vậy: Q0 = 0,43965 kN < C0 = 30,70 kN. Khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo.

Vậy các ổ đã chọn là thỏa mãn.

41



CHƯƠNG VII: BÔI TRƠN ĂN KHỚP VÀ Ổ TRỤC1- Bôi trơn ăn khớp

Nhận xét: vận tốc bánh răng V < 12 m/s ta chọn bôi trơn bằng phương pháp

ngâm dầu. Phương pháp bôi trơn ngâm dầu bằng dầu chứa trong hộp giảm tốc, tachọn loại dầu AK10 có độ nhớt 186/16 . mức dầu trong hộp giảm tốc được xác địnhnhư hình vẽ2- Bôi trơn ổ lăn

Ổ lăn được bôi trơn bằng mỡ

CHƯƠNG 8: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT

MÁY KHÁC

1.1. THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC

Theo bảng 18.1 - tr 85 - Tài liệu [2], ta chọn các kích thước của các phần tử cấutạo nên hộp giảm tốc đúc như sau:

1- Chiều dày thân hộp:

42



Vớiδ =0,03.aw +3=0,03.140 +3=7,2 chọnδ = 8(mm)2- Chiều dày nắp bích:

δ 1 = 0,9 .δ = 0,9 .8=7,2 (mm), chọnδ 1 = 7(mm)3- Gân tăng cứng:

- Chiều dày e =( 0,8…1) .δ = ( 6,4… 8) (mm) ,chọn e = 8 (mm)- Chiều cao h < 58 (mm)- Độ dốc: 20

4- Đường kính bu lông:- Bu lông nền : d1 > 12 (mm) , chọn d1 = 18(mm)- Bu lông cạnh ổ : d2 = (0,7…0,8) .d1 ,chọn d2 = 14(mm)

- Bu lông ghép bích và thân : d3 =(0,8…0,9) . d2 ,chọn d3 = 12(mm)- Bu lông ghép nắp ổ: d4 = (0,6…0,7) .d2 ,chọn d4 =8 (mm)- Bu lông ghép nắp cửa thăm: d5 =(0,5…0,6) . d2 ,chọn d5 = 6(mm)

5- Mặt bích ghép nắp và thân- Chiều dày bích thân hộp S3 = (1,4…1,8) . d3 =(16,8…25,2) (mm) ,chọn

S3=18mm)- chiều dày bích nắp hộp S4 = (0,9…1) . S3 =(16,2…18) (mm) chọn S4=18(mm)- Bề rộng bích nắp và thân k 3 = k 2 - (3…5) = 42 - (3…5) =(38…37) (mm)

,chọn k 3=37(mm)6- Kích thước gối trục:

Kích thước của gối trục được tra theo bảng 18. 2 - tr 88 - Tài liệu [2], ta có bảnsố liệu như sau:

Trục D D2 D3 D4 h d4 zI 80 100 125 75 10 M8 6

I I 90 110 135 85 12 M8 6 - Tâm lỗ bu lông cạnh ổ: E2 = 1,6 . d2 = 20,8(mm)

R 2 = 1,3 . d2 = 16,9(mm)- Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ: k 2 = E2 + R 2 + (3…5) (mm)

⇒k 2 = 16 + 13 + (3…5) = (40,7…42,7) (mm) ,chọn k 2 = 42(mm)7- Mặt đế hộp:

- Chiều dày khi không có phần lồi:S1 = (1,3…1,5) . d1 = (22,1…25,5) (mm) ,chọn S1 = 25(mm)

43



- Chiều dày khi có phần lồiS1 = (1,4…1,7) . d1 = (23,8…28,9) (mm) chọn S1 = 28(mm)S2 = (1…1,1) . d1 = (17…18,7) (mm) ,chọn S2 = 18(mm)

- Bề rộng mặt đế hộp : k 1 ≈ 3 d1 = 51 (mm) và q ≥ k 1 + 2δ = 51 + 2 . 8 = 67(mm)

8- Khe hở giữa các chi tiết:- Giữa bánh răng với thành trong của hộp

=10mmGiữa đỉnh của báng răng lớn và đáy hộp:

1 (3…5)δ =(24…40)mm chọn 1=40mm

1. 2. THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC1- Chốt định vị :

Để đảm bảo vị trí tương đói của nắp và thân hộp khi gia công cũng như khi lắpghép. Ta chọn chốt định vị là chốt côn. theo bảng 18.4b –tr91 Tài liệu [2], ta có cáckích thước của chốt như sau:

d=8mm; c=1,2mm ;l=50mm ;độ côn đường sinh bề mặt trụ:1:50

Hình dáng và kích thước chốt định vị

2- Cửa thămĐể đổ dầu vào hộp và quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép. Theo

bảng 18.5 tr92 - Tài liệu [2]ta chọn được nắp thăm dầu với các thông số sau:

A B A1 B1 C C1 K R Vít Sốlượng

100 75 150 100 125 - 87 12 M8 22 4

44



3- Nút thông hơi:

Hình dáng và kích thước nút thông hơi

Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa không kh bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi.

Theo bảng 18.6 tr 93- Tài liệu [2]ta chọn được nút thông hơI với các thông sốsau:

A B C D E G H I K L M N O P Q R SM27x2 1

530 15 45 36 6 4 4 10 8 22 6 32 18 36 32

4- Nút tháo dầu:Tháo dầu bị bẩn biến chất để thay dầu mới.Theo bảng 18.7 tr 93 Tài liệu [2]

d b m f L c q D S DoM20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4

5- Chọn que thăm dầu và bôi trơn:Để kiểm tra mức dầu trong hộp , đảm bảo tốt công việc bôi trơn cho bộ truyền

của hộp giảm tốc.6- Chọn vít nâng:

Để xiết, đẩy nắp của hộp giảm tốc lên khi cần tháo nắp ra khỏi thân hộp ta chovít nâng

45



Hình dáng và các kích thước bu lông vòng Bu lông vòng dùng để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc khi gia công hay lắp

ghép.- Theo bảng (18.3b)/t89/q2 ,có kết quả trọng lượng gần đúng của hộp giảm tốc l

a = 155 mm ⇒ Q =80 kG.- Theo bảng (18.3a)/ t89/q2 ,có kết quả kích thước bu lông vòng như sau:

Bảng kích thước bulông vòng

Rend d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l≥ f b c x r r 1 r 2

M8 36 20 8 20 13 18 6 5 18 2 10 1,2 2,5 4 4

46



Bảng số liệu tính toán

Tên gọi Biểu thức tính toánChiều dày: Thân hộp,δ

Nắp hộp,δ 1 δ = 0,03.a + 3 >6 chọnδ =8δ 1 = 0,9.δ = 0,9.8 = 7,2 mm chọnδ 1 =8

Gân tăng cứng: Chiều dày, eChiều cao, hĐộ dốc

e =(0,8÷ 1)δ = 6,4÷ 8, chọn e = 8 mmh < 58 mm chọn h =50Khoảng 2o

Đường kính:Bulông nền, d1

Bulông cạnh ổ, d2 Bulông ghép bích nắp và thân,

d3

Vít ghép nắp ổ, d4Vít ghép nắp cửa thăm dầu, d5

d1 > 0,04.a+10 > 12 chọn =18mmd2= 0,8.d1=0,8.17 =13,6 chọn d2=14mmd3 = (0,8÷ 0,9).d2 =(0,8÷0,9)⇒chọn d3 =12mm

d4 = (0,6÷ 0,7).d2 ⇒d4 = 8d5 =( 0,5÷ 0,6).d2 ⇒d5 =6

Mặt bích ghép nắp và thân:Chiều dày bích thân hộp, S3

Chiều dày bích náp hộp, S4

Bề rộng bích nắp hộp, K 3

S3 =(1,4÷ 1,5) d3 , chọn S3 = 18 mmS4 = ( 0,9÷ 1) S3 = 18 mmK 3 = K 2 – ( 3÷ 5 ) mm = 37 mm

Kích thước gối trục:Đường kính ngoài và tâm lỗvít, D3, D2

Bề rộng mặt ghép bulông cạnhổ: K 2 Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 và C( k làkhoảng cách từ tâm bulông đếnmép lỗ)Chiều cao h

Định theo kích thước nắp ổD2I =75 ; D3I =90 ; D2II =110;D3II =135K 2 =E2 + R 2 + (3÷ 5) mm = 42 mmE2= 1,6.d2 = 20,8 mm.R 2 = 1,3 . d2 = 1,3. 13= 16,9 mm k ≥1,2.d2 ⇒k = 15,6mm h: phụthuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa.lấy h = 10 mm

Mặt đế hộp: Chiềudày: Khi không có phần lồi S1

Bề rộng mặt đế hộp, K 1 và qS1 = (1,3÷ 1,5) d1 ⇒S1 =25 mm

K 1 ≈ 3.d1 ≈ 3.17 = 51 mmq = K 1 + 2δ = 35 + 2.8 = 67 mm;

Khe hở giữa các chi tiết: Giữa bánh răng với thành trong hộpGiữa đỉnh bánh răng lớn vớiđáy hộpGiữa mặt bên các bánh răngvới nhau.

∆ ≥ (1 ÷ 1,2)δ ⇒ ∆ = 9 mm

∆ 1 ≥ (3 ÷ 5) δ ⇒ ∆ 1 = 30 mm

∆ 2 ≥ δ = 8 mm

47



7. Chọn các kiểu lắp ghép chủ yếuTheo yêu cầu của từng bộ phận ta chọn các loại mối ghép như sau:

- Chọn lắp ghép giữa trục và vòng trong của ổ là lắp ghép theo hệ thông lỗ kiểulắp ghép là H7/k6.

- Chọn lắp ghép giữa vòng ngoài của ổ với vỏ hộp là lắp ghép theo hệ thống trụckiểu lắp ghép H7/h6.

- Vòng chắn mỡ quay cùng trục trong quá trình bộ truyền làm việc, để tháo lắp ddàng khi lắp ghép, sửa chữa không làm hỏng bề mặt trục, ta chọn kiểu lắp có đhở K7/h6.

- Bánh răng quay cùng trục chịu mô men xoắn, lực dọc trục, lực hướng kính, đểđảm bảo độ chính xác tin cậy, độ bền của mối ghép và dễ gia công chi tiết lỗchọn lắp ghép có độ dôi kiểu H7/k6.

- Đối với các mối ghép then then được cố định trên trục theo kiểu lắp có độ dôithường lắp theo hệ thống lỗ với sai lệch của then là k6.Dựa vào bảng phạm vi sử dụng của các kiểu lắp 20.4 [1] ta có thể lựa chọn cá

kiểu lắp thích hợp để lắp các chi tiết lên trục và giữa các chi tiết với nhau. Vì trong qtrình gia công các chi tiết việc gia công lỗ bao giờ cũng kém chính xác hơn gia công

trục do đó ở đây ta cũng ưu tiên gia công trục với cấp chính xác cao hơp cấp 6 và chọluôn miền dung sai của trục là miền k. Từ đó ta có thể chọn kiểu lắp miền dung sđồng thời trị số sai lệch giới hạn theo bảng sau:

48



Vị trí lắp ghép Kiểu lắp Giá trị sai lệch giới hạn( )m µ

Dung sai lỗ Dung sai trục

Nắp ổ và vỏ hộp H7/d11 +30 -100

0 -290

Trục và ổ H7/k6 +15

+2Vỏ hộp và ổ H7/h6. +30

0

Cốc lót và vỏ hộp H7/h6 +30 0

0 -19

Vòng chắn mỡ và trục K7/h6. +52 +15

0 +2

Vành bánh răng vàmayơ

H7/p6 +40 +68

0 +43

Mayơ bánh răng và trục H7/k6 +25 +18

0 +2

Khớp nối với trục H7/k6 +21 +15

0 +2

Trục và ống chèn H9/k6 +62 +18

0 +2Ổ lăn với trục K6 +18 +18

+2 +2

Bánh xích với trục H7/k6 +25 +180 +2



TÀI LIỆU THAM KHẢO1. Anderson, J.E. (1985), The Relative Inefficiency of Quota, The Cheese Case,

American Economic Review,75(1), pp. 178-90.2. Borkakati R.P., Virmani S.S. (1997), Genetics of thermosensitive genic male

sterility in Rice, Euphytica88, pp. 1-7.3. Boulding, K.E. (1955), Economics Analysis,Hamish Hamilton, London.4. (1), tr. 10-16.……………………..28. Institute of Economics (1988), Analysis of Expenditure Pattern of Urban

Households in Vietnam,Department of Econonics, Economic Reseach Report, Hanoi.

50



MỤC LỤC

LỜI NÓI ĐẦU 1CHƯƠNG I: CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN VÀ MÔMEN XOẮN TRÊN CÁCTRỤC ĐỘNG CƠ

2

1.11.1. Chọn động cơ 21.1.1. Xác định công xuất động cơ 21.1.2 Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ 2

1.1.3 Chọn động cơ 3

1.2. Phân phối tỷ số truyền 4

1.3. Xác định công suất, số vòng quay và Mômen xoắn trên các trục của hệ số dẫn động 41.3.1. Trục động cơ,bánh răng nhỏ: trục 1 4

1.3.2.Trục bánh răng lớn: trục 2 5

1.3.2.Trục bánh răng lớn: trục 2 5CHƯƠNG II: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI BỘ - TRUYỀN ĐAI DẸT 6

2.1. Chọn loại đai 6

2.2. Xác định các thông số bộ truyền 62.2.1. Đường kính bánh đai nhỏ 6

2.2.2.Đường kính bánh đai lớn 62.2.3. Khoảng cách trục và chiều dài đai 6

2.3. Xác định tiết diện đai 7

2.4. Tính lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục 9

CHƯƠNG III : THIẾT KẾ BÁNH RĂNG 103.1. Chọn vật liệu 10

3.2. Định ứng suất cho phép 103.3. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền 13

3.3.1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục 133.3.2. Xác định thông số ăn khớp 13

1. Xác định môđun 132. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc 14

3. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn 16

4. Kiểm nghiệm răng về quá tải 19

5. Các thông số hình học cơ bản cho bộ truyền 19CHƯƠNG 4: CHỌN KHỚP NỐI 21

1.Tính chọn khớp nối giữa trục động cơ và trục của bánh răng 21CHƯƠNG 5: THIẾT KẾ TRỤC 24

1.1. Chọn vật liệu 24

2.1. Tính thiết kế trục 26

1. Xác định sơ bộ đường kính trục 263.1 Trục I 29

51



3. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 29a. Xác định các lực tác dụng lên trục 29

b. Tính đường kính của trục 29

3.2.Trục2 32

a- Các lực tác dụng lên trục II 33b. Tính đường kính của trục 34

CHƯƠNG 6: TÍNH TOÁN CHỌN Ổ LĂN CHO CÁC TRỤC 371. Chọn ổ lăn cho trục I của hộp giảm tốc 37

2. Chọn ổ lăn cho trục II của hộp giảm tốc 39

CHƯƠNG VII: BÔI TRƠN ĂN KHỚP VÀ Ổ TRỤC 42

1- Bôi trơn ăn khớp 422- Bôi trơn ổ lăn 42

CHƯƠNG 8: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC 421.1. Thiết kế hộp giảm tốc 42

1- Chiều dày thân hộp 42

2- Chiều dày nắp bích 43

3- Gân tăng cứng 434- Đường kính bu lông 43

5- Mặt bích ghép nắp và thân 43

6- Kích thước gối trục 43

7- Mặt đế hộp 43

8- Khe hở giữa các chi tiết 441. 2. Thiết kế các chi tiết máy khác 441- Chốt định vị 44

2- Cửa thăm 44

3- Nút thông hơi 45

4- Nút tháo dầu 455- Chọn que thăm dầu và bôi trơn 45

6- Chọn vít nâng 45

7. Chọn các kiểu lắp ghép chủ yếu 48TÀI LIỆU THAM KHẢO 50

52



−

do_an_chi_tiet_may_9484(1)

Documents