BỘ GIÁO DỤC VÀ ĐÀO TẠO TRƯỜNG ĐẠI HỌC CÔNG NGHỆ ĐỒNG NAI KHOA ĐIỆN, ĐIỆN TỬ, CƠ KHÍ VÀ XÂY DỰNG BỘ MÔN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY TÊN ĐỀ TÀI : Giảng viên hướng dẫn : Sinh vin thực hiện: NGUYỄN HỘ PHAN ĐÌNH QUANG NGUYỄN ĐỨC THÀNH Lớp: Khố: …11CCD01…… …2011-2014 Đồng Nai, thng 07… năm 2013… SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành 3 ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí Bộ Giáo Dục và Đào Tạo Trường Đại học Công Nghệ Đồng Nai Khoa Điện, Điện Tử, Cơ Khí và Xây Dựng Bộ môn Cơ Sở Thiết Kế Máy o0o GVHD: Nguyễn Hộ Cộng hịa x hội chủ nghĩa Việt Nam Độc lập – Tự do – Hạnh phúc o0o NHIỆM VỤ ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY 1 Họ tn sinh vin: ……………………PHAN ĐÌNH QUANG……… MSSV:…1100078… ……………………NGUYỄN ĐỨC THÀNH…… MSSV: …………… 2 Tên đề tài: ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… …… 3 Số liệu ban đầu: ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… …… 4 Nội dung yu cầu: 4.1 Yu cầu tính tốn: 4.2 Yu cầu bản vẽ: 4.3 Ngy giao nhiệm vụ: …/…/2013 4.4 Ngy hồn thnh: …/…/2013 Giáo viên hướng dẫn Trưởng bộ môn Trưởng khoa ………………… Ths Nguyễn Tuấn Hải Ths Lưu Hồng Quân SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyễn Hộ LỜI MỞ ĐẦU Ngày nay các hệ thống dẫn động cơ khí được sử dụng rộng rãi trong các ngành công nghiệp và sản xuất đời sống.Vì thế tầm quan trọng của các hệ thống dẫn động cơ khí rất lớn và việc sản xuất ra các thiết bị này là một công việc tất yếu hiện nay Đồ án môn học thiết kế hệ thống truyền động cơ khí trong ngành cơ khí trong nhà trường là môn học giúp cho sinh viên ngành cơ khí vận dụng kiến thức đã học vào việc thiết kế một hệ thống truyền động cụ thể.Ngoài ra môn học này còn giúp sinh viên củng cố các kiến thức các môn học liên quan,vận dụng khả năng sáng tạo,tìm hiểu về các hệ thống,nắm vững các quá trình thiết kế để có thể vận dụng vào thiết kế các hệ thống cơ khí khác và hoàn thành tốt đồ án môn học này sẽ tạo điều kiện cho sinh viên thực hiện tốt luận án tốt nghiệp sau này Trong quá trình thưc hiện đồ án môn học này,chúng em luôn được sự hướng dẫn của thầy cô trong các bộ môn trong khoa Điện,Điện tử ,Cơ khí và Xây dựng và đặc biệt thầy Nguyễn Hộ hoàn thành đồ án môn học này.Em xin cảm ơn sự giúp đỡ của các thầy cô SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyễn Hộ LỜI CẢM ƠN ……………………………………………………………………………………… … ……………………………………………………………………………………… … ……………………………………………………………………………………… … ……………………………………………………………………………………… … ……………………………………………………………………………………… … ……………………………………………………………………………………… … ……………………………………………………………………………………… … ……………………………………………………………………………………… … ……………………………………………………………………………………… … ……………………………………………………………………………………… … SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyễn Hộ NHẬN XÉT CỦA GIẢNG VIÊN HƯỚNG DẪN ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… ……………………………………………………………………………………… SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyễn Hộ NHẬN XT CỦA GIẢNG VIN PHẢN BIỆN …………… ………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………… …………… ………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………… …………… ………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………… …………… ………………………………………………………………………………………… ………………………………………………………………… SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyễn Hộ MỤC LỤC: Trang 3 Phần 1: Giới thiệu chung về đồ án thiết kế hệ thống dẫn động băng tải 1.1 Phân tích nhiệm vụ 4 1.2 Xác định các yêu cầu kỹ thuật 4 1.3 Nhiệm vụ phải làm 5 1.4 Lập kế hoạch thực hiện 5 1.5 Xây dựng các phương án thiết kế 7 Phần 2: Tính toán và thiết kế Chương I: Tính toán chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền 8 I.1 Chọn động cơ 8 I.2 Phân phối tỉ số truyền 8 Chương II: Tính toán thiết kế các chi tiết truyền động 10 II.1 Thiết kế bộ truyền xích 10 II.2 Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng 13 II.3 Thiết kế Trục – Then – Khớp nối 27 II.3.1 Thiết kế Trục – Then 27 A Thiết kế trục 27 B Chọn then 37 II.3.2 Chọn khớp nối 39 II.4 Tính toán và chọn ổ lăn 40 II.5 Chọn các chi tiết phụ 44 II.6 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc 46 Bảng dung sai lắp ghép 47 Tài liệu kham khảo 48 SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyễn Hộ TI LIỆU THAM KHẢO 1/Đặng Chất,Lê Văn Uyển-Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(tập I và II) – NXB Giáo dục 2/ Nguyễn Hữu Lộc-Chi tiết máy-NXB đại học Quốc gia 3/ Trần Hữu Quế-Vẽ cơ khí(tập 1 và 2)-NXB Giáo dục 4/Nguyễn Thanh Nam-Phương pháp thiết kế kỹ thuật- NXB đại học Quốc gia 5/Ninh Đức Tốn,Nguyễn Thị Xuân Bảy-Dung sai lắp ghép và kỹ thuật đo lường-NXB Giáo dục SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành GVHD: Nguyễn Hộ Phần 1:Giới thiệu chung về đồ án thiết kế hệ thống băng tải 1.1 Phân tích nhiệm vụ: *Gồm các yêu cầu sau: +Xác định yêu cầu kỹ thuật +Phân tích ý tưởng và chọn phương án thiết kế +Chọn động cơ và phân phối tỉ số truyền +Tính toán thiết kế các chi tiết(bộ truyền ngoài và hộp giảm tốc) +Thiết kế kết cấu,vẽ phác +Thực hiện bản vẽ lắp và bản vẽ chi tiết +Tổng hợp đồ án và thuyết minh 1.2 Yêu cầu kỹ thuật: -Thiết kế hệ thống dẫn động băng tải gồm: 1 Động cơ điện 3 pha không đồng bộ 2 Hệ thống truyền động cơ khí 3 Tang chủ động của băng tải *Số liệu ban đầu: -Lực vòng trên băng tải:F = 3000(N) -Vận tốc băng tải :v =1(m/s) -Đường kính tang : D = 320 (mm) -Thời gian phục vụ : 5 (năm) -t1 = 15 (giây) -T1 = T -t2 = 48 (giây) -T2 = 0,85T -t3 = 0 -T 3 = 0 Sô ñoà taûi troïng * Yêu cầu thiết kế: +Kích thước nhỏ gọn,phù hợp với không gian làm việc.Đảm bảo sức bền +Vận hành an toàn ,dễ sử dụng,sữa chữa,bảo trì lắp ráp … +Thiết kế có tính kinh tế, phù hợp với điều kiện sản xuất hiện có 1.3 Xây dựng các phương án thiết kế: 1.3.1 Ý tưởng thiết kế: SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành 3 ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí Mô men tương đương: Mtđj = GVHD: Nguyễn Hộ M 2j + 0,75.Tk2 Mtđ20 = 0 Nmm Mtđ22 = 84542 Nmm Mtđ21 = 0 Nmm Mtđ23 = 99962 Nmm 190,5 244 56,5 Ft22 Fr22 Fa23 Ft21 Fa22 Ft20 Fr20 Fr22 Ma22 z Ft23 Fr23 y Fr21 x Fr23 Ma23 z 46316 N 26358 N 39441 N y Fr21 Fr20 0 My 0 0 Ft23 Ft22 z 69952N 38194 N x Ft21 Ft20 Mx 0 0 68736 N 68736 N 30K6 35H7/K6 T Đường kính trục:dj = 3 M tñj 0,1.[σ ] ;tra bảng 10.5[1] [σ ] = 50 MPa ⇒ d 20 ≥ 0mm; d 21 ≥ 0mm; d 22 ≥ 25,66mm; d 23 ≥ 27,2mm SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyễn Hộ Trục III: T3 181033   Ft 32 = 2 d = 2 61,76 = 5862 N w2   tgα tw = 2256 N Lực tác dụng tưa bộ truyền bánh răng trụ:  Fr 32 = Ft 32 cos β   Fa 32 = Ft 32 tgβ = 542 N   Lực tác dụng từ bộ truyền xích: Fr 33 = 2021 N Fa 32 d w 2 =16736 N 2 Thay lực dọc trục bằng mô men xoắn tập trung:Ma32 = ∑ Y = Fr 30 − Fr 31 − Fr 32 + Fr 33 = 0 ∑ M / 0 = l 31 Fr 31 + l 32 Fr 32 − l 33 Fr 33 + M a 32 = 0 Trong mặt phẳng YZ:   Fr 30 = 2552 N ⇒  Fr 31 = 2317 N ∑ X = − Ft 30 − Ft 31 + Ft 32 = 0 ∑ M / 0 = l31 Ft 31 − l 32 Ft 32 = 0 Trong mặt phẳng XZ:   Ft 30 = 2931N ⇒  Ft 31 = 2931N M xj2 + M yj2 Mô men uốn tổng: Mj = M30 = 0 Nmm M32 = 186442 Nmm M31 = 35909 Nmm M33 = 0 Nmm Mô men tương đương: Mtđj = M 2j + 0,75.Tk2 Mtđ30 = 0 Nmm Mtđ32 = 271596 Nmm Mtđ31 = 364121 Nmm Mtđ33 = 197494 Nmm Đường kính trục:dj = 3 M tñj 0,1.[σ ] ;tra bảng 10.5[1] [σ ] = 50 MPa ⇒ d 30 ≥ 0mm; d 31 ≥ 41,8mm; d 32 ≥ 37,9mm; d 33 ≥ 34,1mm SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí 104 49,5 Ft30 GVHD: Nguyễn Hộ 178 Fr31 Ft31 Fr32 Fr30 Fa32 Fr32 z x Fr33 y Fr31 Ft32 182576 N Fr30 My z 305909 N y Fr33 139343 N 0 Ft31 Ft30 0 z Ft32 0 0 Mx 228047 N 37769 N SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành 35H7/K6 45K6 50H7/K6 T x ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyễn Hộ Chọn các đường kính trục: Trục I: d10 = d11 = 25 mm;d12 = 18 mm;d13 = 30 mm Trục II: d20 = d21 = 30 mm;d22 = d23 = 35 mm Trục III: d30 = d31 = 45 mm;d32 = 50 mm;d33 = 35mm 6 Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: a Với thép 45:Giới hạn bền σ b = 750 MPa,giới hạn chảy σ c = 450 MPa, σ −1 = 0,436.σ b = 327MPa, τ −1 = 0,58.σ −1 = 190MPa.Tra bảng 10.7[1] ⇒ ψ σ = 0,1 ; ψ τ = 0,05 b Các trục hộp giảm tốc đều quay,ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng,nên: σ mj = 0; σ aj = σ max aj = Mj Wj Trong đó: σ mj trị số trung bình ứng suất pháp tại tiết diện j σ aj trị số biên độ ứng suất pháp tại tiết diện j Khi trục quay 1 chiều : τ mj = τ aj = τ max aj 2 = Tj 2.W0 j Trong đó: τ aj trị số biên độ ứng suất tiếp tại tiết diện j τ max aj biên độ ứng suất tiếp lớn nhất tại tiết diện j c Chọn lắp ghép:Các ổ lăn trên trục ghép theo kiểu k6.Bánh răng,bánh xích,khớp nối trục lắp theo kiểu k6 có kết hợp với lắp then.Kiểm tra độ bền mỏi các tiết diện nguy hiểm: tiết diện lắp khớp nối (12),ổ lăn (11,21,31),bánh răng (13,22,32),bánh xích (33).Lập bảng kích thước của then,trị số mô men cản uốn và mô men cản xoắn: Tiết diện 10 dj (mm) b0 (mm) t1 (mm) Wj 1534 W0j 3068 25 12 20 (rãnh then) 15 4 401 1187 13 30 (rãnh then) 19 4 1795 4445 21 30 2651 5302 22 35 (rãnh then) 3331 7540 SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành 21 5 ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí 31 45 32 50 (rãnh then) 27 GVHD: Nguyễn Hộ 5 8946 17892 9538 21810 33 35 (rãnh then) 21 5 2859 7068 Trong đó: b0 xác định theo bảng 10.2[1];Wj,W0j xác định theo bảng 10.6[1] d Xác định hệ số K σdj và K τdj đối với các tiết diện nguy hiểm:   Kσ   + K x − 1   K =  ε σ  σdj Ky    Kτ     + K − 1 x  ε   K τdj =  τ K  y Với Kx hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Ky hệ số tăng bền bề mặt trụ Gia công các trục trên máy tiện Ra = 2,5 … 0,63 µm , σ b = 750 MPa tra bảng 10.8[1] chọn Kx = 1,1 Trục nhẵn,tôi bằng dòng điện tần số cao:Ky = 1,5 Tra bảng 10.11[1] tỉ số Kσ Kτ và (trục lắp có độ dôi) εσ ετ Kσ Kτ εσ ετ k6,d = 30 ÷ 50 2,25 1,75 k6,d = 50 ÷ 100 2,75 2,15 Trục có rãnh then:(rãnh then phay bằng dao phay ngón ứng σ b = 750 MPa Tra bảng 10.10[1]: Tiết diện ε σj ε τj 12 0,92 0,89 13 0,88 0,81 22 0,83 0,77 32 0,81 0,76 33 0,86 0,79 Tra bảng 10.2[1] K σ = 2,01 ; K τ =1,88 e Xác định hệ số an toàn:Sj = S σj Sτj S σ2j + Sτ2j ≥ [S] Trong đó:[S] hệ số an toàn cho phép.Thông thường [S] = 1,5 … 2,5 (khi tăng độ cứng [S] = 2,5 … 3),như vậy không cần kiểm nghiệm về độ cứng trục SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyễn Hộ S σj và Sτj hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại j S σj = σ −1 ; K σdj σ aj + ψ σ σ mj Sτj = τ −1 K τdj τ aj + ψ τ τ mj Lập bảng các thông số: dj Mj Tj σ aj τ aj mm N.mm N.mm MPa MPa Kσ Kτ εσ Rãnh Lắp ετ Rãnh Lắp then căng 2,25 then căng 1,75 25 21933 21117 14,3 6,7 20 0 21117 0 17,4 2,2 2,25 2,1 1,75 30 9408 21117 5,3 4,7 2,3 2,25 2,3 1,75 30 0 0 0 0 35 60033 61808 18 9,1 45 35909 181033 4 12,7 50 186442 181033 19,5 10,5 2,5 2,75 2,5 2,15 35 0 181033 0 32,3 2,3 2,25 2,4 1,75 Dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị trong hai giá trị dj mm Kσ Kτ 2,25 2,4 2,25 1,75 2,4 2,25 Kσ 1,75 1,75 ε σ để tính K σd và giá trị lớn hơn ε τ để tính K τd ετ 1,75 K σd K τd Sσ Sτ S 1,57 1,23 14,6 23,1 12,4 Kτ 25 εσ 2,25 20 2,25 2,1 1,57 1,47 - 7,4 7,4 30 2,3 2,3 1,6 1,6 38,6 25,3 21,2 30 2,25 1,75 1,57 1,23 - - - 35 2,4 2,4 1,67 1,67 10,9 12,5 8,2 45 2,25 1,75 1,57 1,2 52 12,5 12,2 50 2,75 2,5 1,7 1,76 9,9 10,3 7,1 SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí 35 GVHD: Nguyễn Hộ 2,3 2,4 1,6 1,67 3,5 Các tiết diện nguy hiểm đều bảo đảm hệ số an toàn cho phép 3,5 7 Kiểm nghiệm độ bền tĩnh: σ tñ = σ 2 + 3.τ 2 ≤ [σ ] M T Trong đó: σ = max ( 0,1.d 3 ) ; τ = max ( 0,2.d 3 ) [σ ] ≈ 0,8.σ ch = 0,8.450 = 360 MPa Mmax,Tmax mô men uốn và mô men xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm Trục I: σ= 0 21117 = 0 MPa;τ = = 13,19MPa 3 0,1.20 0,2.20 3 ⇒ σ tñ = 3.13,19 2 = 22,84 MPa < [σ ] nên trục thoã mãn độ bền tĩnh Trục II: σ= 91090 61808 = 21,2MPa;τ = = 7,2 MPa 3 0,1.30 0,2.35 3 ⇒ σ tñ = 21,2 2 + 3.7,2 2 = 24,59 MPa < [σ ] nên trục thoã mãn độ bền tĩnh Trục III: σ= 323537 181033 = 35,5MPa; τ = = 9,9 MPa 3 0,1.45 0,2.45 3 ⇒ σ tñ = 35,5 2 + 3.9,9 2 = 39,42MPa < [σ ] nên trục thoã mãn độ bền tĩnh B Thiết kế then:Chọn then theo TCVN2261-77 2.T  σ d = [d l (h − t )] ≤ [σ d ]  t 1 Điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt:  τ = 2.T ≤ [τ ] c  c d l t b Trục I:Có 2 chỗ ghép then là khớp nối và bánh răng trụ răng nghiêng *Khớp nối:chiều dài mayơ lm12 = 35 mm, đường kính trục d = 20 mm Tra bảng 9.1[1] chọn then bằng có lt.b.h.t1.t2 = 25.8.7.4.2,8 Bán kính góc lượng của rãnh r = 0,32 [σ d ] ứng suất dập cho phép,tra bảng 9.5[1] [σ d ] = 100 MPa SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí [τ c ] GVHD: Nguyễn Hộ ứng suất cắt cho phép,tải va đập nhẹ [τ c ] = 20 ÷ 30 MPa 2.211117  σ d = 20.25.( 7 − 4) = 28,15MPa Do đó:  Chọn then trên là thoã mãn yêu cầu τ = 2.21117 = 10,55MPa  c 20.25.8 *Bánh răng:chiều dài mayơ lm13 = 50 mm, đường kính trục d = 30 mm Tra bảng 9.1[1] chọn then bằng có lt.b.h.t1.t2 = 30.8.7.4.2,8 Bán kính góc lượng của rãnh r = 0,32 [σ d ] ứng suất dập cho phép,tra bảng 9.5[1] [σ d ] = 100 MPa [τ c ] ứng suất cắt cho phép,tải va đập nhẹ [τ c ] = 20 ÷ 30 MPa 2.21117  σ d = 30.30.( 7 − 4 ) = 15,64 MPa Do đó:  Chọn then trên là thoã mãn yêu cầu τ = 2.21117 = 5,86 MPa  c 30.30.8 Trục II:*Bánh răng1:chiều dài mayơ lm22 = 40 mm,đường kính d = 35 mm Tra bảng 9.1[1] chọn then bằng có lt.b.h.t1.t2 = 30.10.8.5.3,3 Bán kính góc lượng của rãnh r = 0,32 [σ d ] ứng suất dập cho phép,tra bảng 9.5[1] [σ d ] = 100 MPa [τ c ] ứng suất cắt cho phép,tải va đập nhẹ [τ c ] = 20 ÷ 30 MPa 2.61808  σ d = 35.30.( 8 − 5) = 39,24 MPa Do đó:  Chọn then trên là thoã mãn yêu cầu τ = 2.61808 = 11,77 MPa  c 35.30.10 *Bánh răng 2:chiều dài mayơ lm23 = 50 mm,đường kính trục d = 35 mm Tra bảng 9.1[1] chọn then bằng có lt.b.h.t1.t2 = 35.10.8.5.3,3 Bán kính góc lượng của rãnh r = 0,32 [σ d ] ứng suất dập cho phép,tra bảng 9.5[1] [σ d ] = 100 MPa [τ c ] ứng suất cắt cho phép,tải va đập nhẹ [τ c ] = 20 ÷ 30 MPa 2.61808  σ d = 35.35.( 8 − 5) = 33,63MPa Do đó:  Chọn then trên là thoã mãn yêu cầu τ = 2.61808 = 10MPa  c 35.35.10 Trục III:*Bánh răng:chiều dài mayơ lm32 = 40 mm,đường kính d = 50 mm Tra bảng 9.1[1] chọn then bằng có lt.b.h.t1.t2 = 35.12.8.5.3,3 Bán kính góc lượng của rãnh r = 0,32 [σ d ] ứng suất dập cho phép,tra bảng 9.5[1] [σ d ] = 100 MPa [τ c ] ứng suất cắt cho phép,tải va đập nhẹ [τ c ] = 20 ÷ 30 MPa SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyễn Hộ 2.181033  σ d = 50.35.( 8 − 5) = 68,96MPa Do đó:  Chọn then trên là thoã mãn yêu cầu τ = 2.181033 = 17,24 MPa  c 50.35.12 *Bánh xích:chiều dài mayơ lm33 = 64 mm,đường kính trục d = 35 mm Tra bảng 9.1[1] chọn then bằng có lt.b.h.t1.t2 = 50.14.8.5,5.3,8 Bán kính góc lượng của rãnh r = 0,32 [σ d ] ứng suất dập cho phép,tra bảng 9.5[1] [σ d ] = 100 MPa [τ c ] ứng suất cắt cho phép,tải va đập nhẹ [τ c ] = 20 ÷ 30 MPa 2.181033  σ d = 35.50.( 9 − 5,5) = 59,11MPa Do đó:  Chọn then trên là thoã mãn yêu cầu τ = 2.181033 = 7,38MPa c 35.50.14  Bảng các thông số của then: lt b Khớp nối (I) 25 8 Bánh răng (I) 30 8 Bánh răng (II.2) 30 10 Bánh răng (II.3) 35 10 Bánh răng (III) 35 12 Bánh xích 50 14 h 7 7 8 8 8 9 t1 4 4 5 5 5 5,5 t2 2,8 2,8 3,3 3,3 3,3 3,8 r 0,32 0,32 0,32 0,32 0,32 0,32 II.3.2 Chọn khớp nối:Chọn khớp nối xích ống con lăn 1 dãy,vì: +Khớp nối giữa động cơ và hộp giảm tốc thì không có va đập mạnh.Kích thước nối trục không lớn Bộ truyền làm việc 1 chiều +Cho phép các trục có thể nghiêng với nhau đến 1030’ và có độ lệch tâm từ 0,5 đến 0,25 mm,nhờ có khe hở giữa xích và răng đĩa +Dùng xích chế tạo sẵn,kết cấu đơn giản thuận tiện lắp ghép Các thông số của nối trục xích ống con lăn 1 dãy: [T] nmax d D L Khe Xích ống con lăn 1 dãy G.D 2 N.m vg/ph hở lắp D1 a p Q[N] Z 80 1600 20 110 90 1,0 12 12,9 19,05 25000 12 0,07 Kiểm nghiệm hệ số an toàn:S = Q ≥ [S] (1,2 ÷ 1,5).Ft Trong đó:Q là tải trọng phá hỏng của xích Ft lực vòng tác dụng lên xích 2.k T 2.k T sin(180 / z ) 2.1,2.21117 sin(180 / 12) = = = 688 N D0 p 19,05 sin(180 / z) Với: D0 = đường kính vòng chia đĩa xích p k hệ số làm việc đối băng tải,k = (1,2 ÷ 1,5) Ft = SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí Do đó:S = GVHD: Nguyễn Hộ 25000 = 30 (1,2 ÷ 1,5).688 [S] hệ số an toàn cho phép của đĩa xích.Tra bảng 16.7.[2] với bước xích 19,05 mm,n =1600 vòng => [S] = 16,3 Vậy S > [S],khớp nối bảo đảm hệ số an toàn cho phép II.4 Tính toán và chọn ổ lăn: a Trục I:  Fr = Ft 2 + Fr 2 = 166 N 10 10  0 Phản lực tác dụng lên hai ổ :   Fr1 = Ft112 + Fr112 = 555 N Tính lực doc trục tác dụng lên hai ổ:Fs = e.Fr  Fs 0 = 0,3.166 = 49,91N   Fs1 = 0,3.555 = 166,5 N Ta thấy ổ bi chịu lực hướng tâm và lực dọc trục ⇒ Chọn ổ bi đỡ chặn, đường kính ngõng trục 25 mm, tải trọng không lớn → lắm chọn ổ bi đỡ chặn một dãy cỡ trung hẹp 46305 Đường kính trong : d = 25 mm,đường kính ngoài : D = 62 mm Khả năng tải động và tĩnh : C = 21,1 kN ; Co = 14,9 kN *Kiểm tra khả năng chịu tải động của ổ : i.Fa 1.88 = = 0,006 Tra bảng 11.4[1] e = 0,3 C0 14900 Fa = 0,32 > e Tra bảng 11.4[1] Vì vòng trong quay nên V = 1,do đó V Fr Ta có: X = 0,45; Y = 1,81 Với ổ bi đỡ chặn 1 dãy: k = 0,5.(B + (d + D).tg α ) = 17,7 > B ∑ Fa 0 = Fs1 − Fat = 166,5 − 164 = 2,5 ∑ Fa1 = Fs0 + Fat = 41,91 + 164 = 205,91 Do đó:  ∑ Fa 0 < Fs0 ∑ Fa1 > Fs1 Ta có:   Fa0 = Fs 0 = 49,91N ⇒  Fa1 = ∑ Fa1 = 205,91N QI 0 = ( X V Fr0 + Y Fa 0 ).k t k ñ = 1032 N Tải trọng qui ước :  QI 1 = ( X V Fr1 + Y Fa1 ).k t k ñ = 889 N Trong đó:kt hệ số ảnh hưởng nhiệt độ,kt =1 khi θ = 105 0 C kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng,tra bảng 11.3[1] kđ = 1,3 Tải trọng động tương đương: QE = m ∑ Q L ∑L m i i i Trong đó:m = 3 đối với ổ bi đỡ chặn Li = 60.n.Lhi/106 ; với Lhi = 40880 giờ ⇒ Li = 60.1420.40880 = 3483 triệu vòng quay 10 6 SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí ⇒ QE = 3 GVHD: Nguyễn Hộ 1032 3.3483 + 889 3.3483 = 966 N 3483 + 3483 Kiểm tra khả năng chịu tải động : Cđ = QE m Li ⇒ Cđ =0,966 3 3483 = 14,6 kN < C = 21,1kN Vậy khả năng tải động của ổ đã chọn được đảm bảo * Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ : Qt = Xo.Fr + Yo.Fa Trong đó:X0,Y0 hệ số tải trọng hướng tâm,dọc trục Tra bảng 11.6[1]:Với α = 12o chọn Xo = 0,5 ; Yo = 0,47 ⇒ Qt = 0,5.263 + 0,47.164 = 208 N = 0,208 kN < Co Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được chọn được đảm bảo b Trục II:  Fr = Ft 2 + Fr 2 = 887 N 20 20  0 Phản lực tác dụng lên hai ổ :  2 + Fr212 = 1316 N  Fr1 = Ft 21 Tính lực doc trục tác dụng lên hai ổ:Fs = e.Fr  Fs 0 = 0,3.887 = 266 N   Fs1 = 0,3.1316 = 395 N Ta thấy ổ bi chịu lực hướng tâm và lực dọc trục ⇒ Chọn ổ bi đỡ chặn, đường kính ngõng trục 30 mm, tải trọng không lớn lắm → chọn ổ bi đỡ chặn một dãy cỡ trung hẹp 46306 Đường kính trong : d = 30 mm,đường kính ngoài : D = 72 mm Khả năng tải động và tĩnh : C = 25,6 kN ; Co = 18,17 kN *Kiểm tra khả năng chịu tải động của ổ : i.Fa 1.(84 + 294) = = 0,02 Tra bảng 11.4[1] e = 0,3 C0 18170 Fa = 0,64 > e Tra bảng 11.4[1] Vì vòng trong quay nên V = 1,do đó V Fr Ta có: X = 0,45; Y = 1,81 Với ổ bi đỡ chặn 1 dãy: k = 0,5.(B + (d + D).tg α ) = 25,3 > B ∑ Fa 0 = Fs1 − Fat = 395 − 185 = 210 ∑ Fa1 = Fs0 + Fat = 266 + 185 = 451 Do đó:  ∑ Fa 0 < Fs0 ∑ Fa1 > Fs1 Ta có:   Fa0 = Fs 0 = 266 N ⇒  Fa1 = ∑ Fa1 = 451N QII 0 = ( X V Fr0 + Y Fa0 ).k t k ñ = 873 N Tải trọng qui ước :  QII 1 = ( X V Fr1 + Y Fa1 ).k t k ñ = 2246 N Trong đó:kt hệ số ảnh hưởng nhiệt độ,kt =1 khi θ = 105 0 C kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng,tra bảng 11.3[1] kđ = 1,3 SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí Tải trọng động tương đương: QE = m GVHD: Nguyễn Hộ ∑ Q L ∑L m i i i Trong đó:m = 3 đối với ổ bi đỡ chặn Li = 60.n.Lhi/106 ; với Lhi = 40880 giờ 60.405,7.40880 = 955 triệu vòng quay 10 6 8733.955 + 2246 3.955 ⇒ QE = 3 = 1817 N 955 + 955 ⇒ Li = Kiểm tra khả năng chịu tải động : Cđ = QE m Li ⇒ Cđ =1,817 3 955 = 18 kN < C = 25,6kN Vậy khả năng tải động của ổ đã chọn được đảm bảo * Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ : Qt = Xo.Fr + Yo.Fa Trong đó:X0,Y0 hệ số tải trọng hướng tâm,dọc trục Tra bảng 11.6[1]:Với α = 12o chọn Xo = 0,5 ; Yo = 0,47 ⇒ Qt = 0,5.770 + 0,47.185 = 471,95 N < Co Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được chọn được đảm bảo c Trục III:  Fr = Ft 2 + Fr 2 = 3886 N 30 30  0 Phản lực tác dụng lên hai ổ :   Fr1 = Ft 312 + Fr312 = 3736 N Tính lực doc trục tác dụng lên hai ổ:Fs = e.Fr  Fs 0 = 0,3.3886 = 1165 N   Fs1 = 0,3.6434 = 1120 N Ta thấy ổ bi chịu lực hướng tâm và lực dọc trục ⇒ Chọn ổ bi đỡ chặn, đường kính ngõng trục 45 mm, tải trọng không lớn → lắm chọn ổ bi đỡ chặn một dãy cỡ trung hẹp 46309 Đường kính trong : d = 45 mm,đường kính ngoài : D = 100 mm Khả năng tải động và tĩnh : C = 48,1 kN ; Co = 37,7 kN *Kiểm tra khả năng chịu tải động của ổ: i.Fa 1.276 = = 0,07 Tra bảng 11.4[1] e = 0,3 C0 37700 Fa = 0,5 > e Tra bảng 11.4[1] Vì vòng trong quay nên V = 1,do đó V Fr Ta có: X = 0,45; Y = 1,81 Với ổ bi đỡ chặn 1 dãy: k = 0,5.(B + (d + D).tg α ) = 27 > B ∑ Fa 0 = Fs1 − Fat = 1120 − 542 = 578 ∑ Fa1 = Fs0 + Fat = 1165 + 542 = 1743 Do đó:  SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí ∑ Fa 0 > Fs 0 ∑ Fa1 < Fs1 GVHD: Nguyễn Hộ  Fa = 1743 N ⇒ 0  Fa1 = 1120 N Ta có:  QII 0 = ( X V Fr0 + Y Fa0 ).k t k ñ = 5598 N Tải trọng qui ước :  QII 1 = ( X V Fr1 + Y Fa1 ).k t k ñ = 8350 N Trong đó:kt hệ số ảnh hưởng nhiệt độ,kt =1 khi θ = 105 0 C kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng,tra bảng 11.3[1] kđ = 1,3 Tải trọng động tương đương: QE = m ∑ Q L ∑L m i i i Trong đó:m = 3 đối với ổ bi đỡ chặn Li = 60.n.Lhi/106 ; với Lhi = 40880 giờ Li : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay 60.n.Lh 60.116.40880 = = 284,5 triệu vòng quay 10 6 10 6 5598 3.284,5 + 8350 3.284,5 ⇒ QE = 3 = 7235 N 284,5 + 284,5 ⇒ Li = Kiểm tra khả năng chịu tải động : Cđ = QE m Li ⇒ Cđ = 7,235 3 284,5 = 47,6 kN < C = 48,1 kN Vậy khả năng tải động của ổ đã chọn được đảm bảo * Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ : Qt = Xo Fr + Yo.Fa Tra bảng 11.6[1] chọn Xo = 0,6 ; Yo = 0,5 ⇒ Qt = 0,6.6434 = 3860 N =3,86 kN < Co Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được chọn được đảm bảo Các thông số: Trục K.hiệu d, mm D, mm B,mm r1 mm r mm I 46305 25 62 17 1,0 2,0 II 46306 30 72 19 1,0 2,0 III 46309 45 100 25 1,2 2,5 C kN 21,1 25,6 48,1 C0 kN 14,9 18,17 37,7 II.5 Chọn các chi tiết phụ: 1.Vòng phớt (phớt dầu):Có tác dụng không cho dầu hoặc mỡ chảy ra ngoài hộp giảm tốc và ngăn không cho bụi từ bên ngoài vào bên trong hộp giảm tốc SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyễn Hộ 2 Vòng chắn dầu:Có tác dụng không cho dầu,mỡ tiếp xúc nhau.Không cho dầu vào ổ lăn 3 Chốt định vị: Có tác dụng định vị chính xác vị trí của nắp và thân của hộp giảm tốc trước và sau khi gia công cũng như lắp ghép,dùng hai chốt định vị khi xiết bulong không làm biến dạng vòng ngoài của ổ ( do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân),do đó loại trừ được một trong những nguyên nhân làm ổ chống hỏng cx45 1 5 50 d 1 d c d l 0 L 4.Cửa thăm:Có tác dụng để kiểm tra,quan sát các chi tiết máy trong hộp giảm tốc khi lắp ghép và đổ dầu vào trong hộp,được bố trí trên đỉnh hộp.Cửa thăm được đậy bằng nắp.Trên nắp có lắp thêm nút thông hơi 5 Nút thông hơi: C ó tác dụng làm giảm áp suất,điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp giảm tốc do khi làm việc nhiệt độ bên trong hộp giảm tốc tăng lên.Nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành ĐAMH thiết kế hệ thống truyền động cơ khí GVHD: Nguyễn Hộ 6 Nút tháo dầu:Có tác dụng để tháo dầu cũ vì sau một thời gian làm việc,dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn do bụi hoặc do hạt mài hoặc bị biến chất 7 Vít tách nắp và thân:Có tác dụng dùng để tác nắp và thân 8 Que thăm dầu:Là một kết cấu dùng để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc 9.Ống lót:nhằm hạn chế các bánh răng trên trục và vai ổ lăn *Các phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc: + Bôi trơn ngâm dầu + Bôi trơn lưu thông -Đối với bộ truyền hở của những máy không quan trọng,bôi trơn định kỳbằng mỡ Dầu bôi trơn HGT: -Dầu công nghiệp được dùng rộng rãi nhất.Bôi trơn lưu thông dùng dầu công nghiệp 45 -Dầu tuabin dùng bôi trơn các bộ truyền bánh răng quay nhanh -Dầu ôtô,máy kéo AK10,AK15 dùng bôi trơn các loại HGT II.6 Thiết kế vỏ hộp giảm tốc: Kích thước vỏ hộp và các chi tiết ghép: Chiều dày thành hộp: δ = 10 mm > 6 mm Chiều dày nắp hộp: δ1 = 0,9 δ = 9 mm SVTH: Phan Đình Quang :Nguyễn Đức Thành