HỘP GIẢM TỐC TRỤC VÍT ĂN KHỚP VỚI BÁNH VÍT ĐƯỜNG KÍNH TRỤC DẪN O60「620_2986」

Mục lục

Trang

PHẦN I. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 6

Đ1. Xác định công suất và số vòng quay sơ bộ 6

1.1. Xác định công suất cần thiết của bộ truyền 6

1.1.1. Tính công suất tính toán. 6

1.1.2. Hiệu suất của bộ truyền. 7

1.2. Xác định số vòng quay sơ bộ của bộ truyền. 8

1.3. Kiểm tra thông số của động cơ. 9

Đ2. Phân phối tỉ số truyền của cơ cấu. 9

2.1. Xác định tỉ số truyền của hệ dẫn động. 9

2.2. Phân phối tỉ số truyền của hệ dẫn động. 9

2.2.1. Tính chọn u_d. 9

2.2.2. Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng. 10

2.2.3. Tỉ số truyền của bộ truyền trục vít – bánh vít. 10

2.3. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục. 10

2.3.1. Mômen xoắn của động cơ. 11

2.3.2. Thông số của trục I. 11

2.3.3. Thông số của trục II. 11

2.3.4. Thông số của trục III. 11

PHẦN II. THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN 13

Đ3. Thiết kế bộ truyền bánh răng. 13

3.1. Chọn vật liệu cho bộ truyền bánh răng. 13

3.2. Xác định ứng suất cho phép. 13

3.3. Tính truyền động bánh răng trụ. 17

3.3.1. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền. 17

3.3.2. Xác định các thông số ăn khớp. 18

3.3.3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. 20

3.3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. 23

3.3.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải. 26

Đ4. Thiết kế bộ truyền trục vít - bánh vít. 27

4.1. Chọn vật liệu trục vít và bánh vít. 27

4.1.1. Chọn vật kiệu trục vít. 27

4.1.2. Chọn vật liệu bánh vít. 28

4.2. Xác định ứng suất cho phép. 28

4.2.1. ứng suất tiếp xúc cho phép. 29

4.2.2. ứng suất uốn cho phép. 29

4.2.3. ứng suất cho phép khi quá tải. 29

4.3. Tính toán truyền động trục vít về độ bền. 29

4.3.1. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền. 29

4.3.2. Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền tiếp xúc. 31

4.3.3. Kiểm nghiệm răng bánh vít về độ bền uốn. 33

4.3.4. Kiểm nghiệm răng bánh vít về quá tải. 34

4.3.5. Tinh toán nhiệt truyền đọng trục vít. 35

Đ5. Tính toán truyền động đai. 37

5.1. Chọn loại đai và tiết diện đai. 37

5.2. Xác định các thông số của bộ truyền. 37

5.2.1. Đường kính bánh đai nhỏ. 37

5.2.2. Khoảng cách trục a. 38

5.2.3. Chiều dài đai. 39

5.2.4. Góc ôm. 39

5.3. Xác định số đai. 40

5.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục. 41

PHẦN III. THIẾT KẾ TRỤC 42

Đ6. Chọn vật liệu trục. 42

Đ7. Tính thiết kế trục. 43

7.1. Tải trọng tác dụng lên trục. 43

7.1.1. Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền bánh răng. 43

7.1.2. Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền trục vít - bánh vít. 44

7.1.3. Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai. 44

7.2. Tính sơ bộ trục. 45

7.2.1. Trục I. 45

7.2.2. Trục II. 45

7.2.3. Trục III. 45

7.3. Xác định khoáng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. 45

7.3.1. Xác định chiều dài may ơ. 45

7.3.2. Khoảng cách giữa các gối đỡ, chiều dài 46

các đoạn trục.

7.4. Xác định đường kính các đoạn trục. 48

7.4.1. Xác định phản lực tại các gối đỡ 48

và vẽ biểu đồ mômen.

7.4.2. Xác định mômen tổng M_j , mômen tương đương M_tdj 52

và đường kính trục tại các tiết diện.

7.4.3. Sơ bộ chọn then cho các mối lắp ghép. 54

7.4.4. Tính kiểm nghiệm độ bền của then. 55

Đ8. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. 56

8.1. Trục I. 56

8.1.1. Tại tiết diện 11. 58

8.1.2. Tại tiết diện 12. 59

8.2. Trục II và trục III. 61

8.2.1. Trục II. 61

8.2.2. Trục III. 61

PHẦN IV. THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC 62

Đ9. Chọn loại ổ lăn. 62

9.1. Trục I. 62

9.2. Trục II. 63

9.3. Trục III. 63

Đ10. Chọn cấp chính xác ổ lăn. 63

Đ11. Chọn kích thước ổ lăn và kiểm nghiệm 63

khả năng tải của ổ.

11.1. Trục I. 63

11.1.1. Sơ bộ chọn kích thước ổ lăn. 63

11.1.2. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ. 63

11.1.3. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ. 65

11.2. Trục II. 65

11.2.1. Sơ bộ chọn kích thước ổ lăn. 65

11.2.2. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ. 66

11.2.3. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ. 67

11.3. Trục III. 68

11.3.1. Sơ bộ chọn kích thước ổ lăn. 68

11.3.2. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ. 69

11.3.3. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ. 70

11.4. Tính chọn khớp nối. 71

PHẦN V. THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC 73

Đ12. Kết cấu vỏ hộp giảm tốc. 73

12.1. Bề mặt ghép nắp và thân. 73

12.2. Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp. 73

Đ13. Chọn các chi tiết liên quan đến vỏ hộp giảm tốc. 75

13.1. Bu lông vòng. 75

13.2. Chốt định vị. 76

13.3. Cửa thăm. 76

13.4. Nút thông hơi. 77

13.5. Nút tháo dầu. 78

13.6. Kiểm tra mức dầu 79

13.7. Nắp ổ và ống lót 80

Đ14. Bôi trơn hộp giảm tốc. 81

14.1. Phương pháp bôi trơn. 81

14.2. Chọn dầu bôi trơn. 81

14.3. Bôi trơn ổ lăn. 82

14.3.1. Chọn dầu, mỡ bôi trơn ổ lăn. 82

14.3.2. Chọn tiết máy dùng cho bôi trơn. 82

Đ15. Chọn kiểu lắp cho các bề mặt lắp ghép. 83

Đồ án môn học chi tiết máy

PHẦN I. CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

Đ1. XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT VÀ SỐ VÒNG QUAY SƠ BỘ

1.1. XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT CẦN THIẾT (P_CT) CỦA BỘ TRUYỀN.

Công suất cần thiết của bộ truyền được tính theo công thức:

(1)

Trong đó:

P_t là công suất tính toán trên trục máy công tác.

h là hiệu suất truyền động.

1.1.1. Tính công suất tính toán (P_t).

Động cơ làm việc với chế độ tải thay đổi, cho nên ta phải xác định tỉ số của thời gian làm việc của động cơ trên thời gian của một chu kì làm việc (ts%). Nếu ts > 60% động cơ được coi như làm việc trong chế độ tải dài hạn, còn nếu ts < 60% thì dộng cơ được coi như làm việc trong chế độ tải dài hạn.

ts% được tính theo công thức:

(2)

Trong đó:

t₁ = 15 (phút) ,t₂ = 15 (ph) là thời gian làm việc.

t₀ = 10 (ph) là thời gian nghỉ.

= 75%

Ta thấy ts > 60%, nên động cơ làm việc trong chế độ tải dài hạn , khi đó P_t được tính theo công suất tương đương (P_td) và được tính theo công thức:

(3)

Mặt khác ta có:

Þ P₂ = 0,3 P₁

P₁ được xác định theo công thức:

(4)

Trong đó:

F là lực kéo của vật nâng.

V là vận tốc của vật nâng.

Trọng lượng của vật nâng là G = 13000 (N)

Þ = 6500 (N)

V = 0,08 (m/s)

Thay các giá trị đã biết vào (4), ta có:

= 0,52 ( KW)

Thay giá trị P₁đã tìm được vào P₂ = 0,3P₁ ® P₂ = 0,156 (KW)

Đã xác định được P₁, P₂ thay vào (3)

= 0,384 (KW)

1.1.2. Hiệu suất h của bộ truyền.

Hiệu suất của bộ truyền được tính dựa vào tổn thất của các bộ truyền: Truyền động đai, truyền động bánh răng, truyền dộng trục vít – bánh vít, các cặp ổ lăn.

Hiệu suất của bộ truyền được tính theo công thức:

h = h_đ.h³_ol.h_br.h_tv

Trong đó:

h_đ = 0,96 – hiệu suất bộ truyền đai.

h_ol = 0,99 – hiệu suất một cặp ổ lăn.

h_br = 0,97 – hiệu suất một cặp bánh răng trụ.

h_tv = 0,4 – hiệu suất bộ truyền trục vít – bánh vít.

Þ h = 0,96.(0,99)³.0,97.0,4 = 0,36

Thay P_t và h vào công thức (1) ta xác định được công suất cần thiết của bộ truyền:

1,062 (KW)

1.2. XÁC ĐỊNH SỐ VÒNG QUAY SƠ BỘ (N_SB) CỦA BỘ TRUYỀN.

Số vòng quay sơ bộ của bộ truyền được xác định theo công thức:

n_sb = n_lv . u_t

Trong đó:

n_lv là số vòng quay của trục máy công tác.

u_t là tỉ số truyền của toàn bộ hệ thống dẫn động.

n_lv = 4,3676 (v/ph) (6)

Trong đó D = 350 (mm) là đường kính của tang quay.

Tỉ số truyền u_t được tính theo công thức:

u_t= u₁. u₂ (7)

Trong đó :

u₁ là tỉ số truyền của hộp giảm tốc hai cấp trục vít - bánh răng.

u₂ là tỉ số truyền của bộ truyền đai.

u₁ = 80, u₂ = 4

Thay u₁,u₂ vào công thức (7):

u_t = 80.4 = 320

Từ hai thông số n_lv và u_t ta xác định được n_sb theo công thức:

1397,6 (v/ph)

chọn số vòng quay đồng bộ của động cơ n_db = 1500 (v/ph)

Sau khi đã có n_sb và P_ct tra bảng để xác định động cơ dẫn động: Với n_db = 1500 (v/ph), P_ct = 1,062 (KW), n_sb = 1397,6 (v/ph), ta chọn được động cơ 4A80A4Y3 theo bảng phụ lục P1.3.

Động cơ có các thông số sau: P_dc = 1,1 (KW); n_dc = 1400 (v/ph); cosj = 0,81; h% = 75;

1.3. KIỂM TRA THÔNG SỐ CỦA ĐỘNG CƠ.

Kiểm tra về điều kiện mở máy của động cơ:

Đ2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CỦA CƠ CẤU.

2.1. XÁC ĐỊNH TỈ SỐ TRUYỀN U_T CỦA HỆ DẪN ĐỘNG.

(2-1)

Trong đó:

n_dc là số vòng quay của động cơ đã chọn ở trên. n_dc = 1400 (v/ph)

n_lv là số vòng quay của trục máy công tác. n_lv = 4,3676 (v/ph)

Thay các thông số này vào (2-1), ta có:

320

2.2. PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN CỦA HỆ DẪN ĐỘNG(U_T).

Tỉ số truyền u_t của hệ dẫn động bao gồm tỉ số truyền của hộp giảm tốc Bánh răng – Trục vít và tỉ số truyền của bộ truyền đai.

u_t = u_n . u_h = u_d . u_h

Trong đó:

u_d là tỉ số truyền của bộ truyền đai.

u_h là tỉ số truyền của hộp giảm tốc.

2.2.1. Tính chọn u_d .

ở đây bộ truyền ngoài từ động cơ sang hộp giảm tốc là bộ truyền đai, ta tiến hành chọn tỉ số truyền cho bộ truyền này, do đường kính bánh đai của bộ truyền đai đã được tiêu chuẩn hoá nên ta chọn tỉ số truyền ud theo dãy tiêu chuẩn.

Chọn u_d = 4

Do đó ta chọn được tỉ số truyền uh của hộp giảm tốc:

= 80

Sau khi đã xác định được tỉ số truyền của hộp giảm tốc uh = 80 ta xác định tỉ số truyền cho từng bộ truyền trong hộp giảm tốc.

2.2.2. Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng.

Tỉ số truyền u₁ = f(uh, c, h) xác định theo đồ thị hình 3.25 trang 48 sách giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1.

Theo đồ thị ta chọn c = 0,9 với vật liệu chế tạo bánh răng là thép nhóm I, với uh = 80 ta xác định tương đối theo đồ thị tỉ số truyền u₁.

u₁ = u_br = 2,5

2.2.3. Tỉ số truyền của bộ truyền trục vít - bánh vít.

Tỉ số truyền của bộ truyền trục vít - bánh vít u_tv = u₂ được tính theo công thức:

(2-2)

có u₁ = 2,5 Þ = 32

Khi đó tỉ số truyền của bộ truyền ngoài mà cụ thể ở đây là bộ truyền đai được xác định.

u_d =

2.3. XÁC ĐỊNH CÔNG SUẤT, MÔMEN VÀ SỐ VÒNG QUAY TRÊN CÁC TRỤC.

Dựa vào công suất cần thiết P_ct của động cơ và sơ đồ hệ dẫn động cơ cấu nâng có thể tính được trị số công suất , mômen và số vòng quay trên các trục giúp cho việc tính toán thiết kế các bộ truyền, trục và ổ. Với sơ đồ cơ cấu nâng ta có các công thức xác định công suất, mômen và số vòng quay như sau:

2.3.1. Mô men xoắn của động cơ.

Động cơ đã chọn có các số liệu sau:

công suất P_dc = 1.1 (KW),số vòng quay của trục động cơ n_dc = 1400 (v/ph)

T_dc = 7503,6 (Nmm)

2.3.2. Thông số của trục I.

2.3.3. Thông số của trục II.

= 1,045. 0,97. 0,99 = 1,004 (KW)

= 68487,14 (Nmm)

2.3.4. Thông số của trục III.

Trong đó:

u_d tỉ số truyền của bộ truyền đai.

U₁ tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc.

U₂ tỉ số truyền của bộ truyền trục vít - bánh vít trong hộp giảm tốc.

h_d, h_ol, h_br, h_tv lần lượt là hiệu suất của bộ truyền đai, một cặp ổ lăn, bộ truyền bánh răng, bộ truyền trục vít – bánh vít, tra theo bảng 2.3.

Kết quả tính toán ở trên của động cơ và các trục được ghi trên bảng 1.

Bảng 1. Các thông số chủ yếu của bộ truyền.

Vị trí Thông số	động cơ		1		2		3
Công suất P,KW	1,1		1,045		1,004		0,4
Tỉ số truyền u		4		2.5		32
Số vòng quay n,v/ph	1400		350		140		4,375
Mômen xoắn	7503,6		28525,6		68487,14		873142,8

PHẦN II . THIẾT KẾ CÁC BỘ TRUYỀN

Đ3 . THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG

3.1. CHỌN VẬT LIỆU CHO BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.

Bộ truyền chịu tác dụng của tải trọng không lớn do đó chọn vật liệu cho bộ truyền bánh răng trụ thuộc nhóm I có HB £ 350.

Cả hai bánh răng đều chon thép 45, dùng phương pháp tôi cải thiện có HB =192 ¸ 240.

Bánh răng lớn chọn HB₂ = 215 , s_b2 = 750 MPa, s_ch2 = 450 MPa.

Bánh răng nhỏ cũng chọn cùng loại thép và phương pháp tôi, nhưng kết hợp với quá trình ram để tạo độ rắn HB lớn hơn bánh răng lớn, HB = 192 ¸ 240

HB₁ = HB₂ + 15 = 230

s_b1 = 750 MPa, s_ch1 = 450 MPa.

3.2. XÁC ĐỊNH ỨNG SUẤT CHO PHÉP.

Các giá trị ứng suất tiếp xúc cho phép [s_H] và ứng suất uốn cho phép [s_F] được xác định theo các công thức.

Các công thức (3-1) và (3-2) dùng viết chung cho cả bánh răng nhỏ và bánh răng lớn.

Trong các công thức:

Z_R – là hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.

Z_V – là hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

K_xH – là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng.

Y_R – là hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.

Y_S – là hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất.

K_xF – là hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

Sơ bộ ta lấy:

Z_R. Z_V. K_xH = 1 và Y_R. Y_S. K_xF = 1

Do đó các công thức (3-1) và (3-2) được viết lại như sau:

là ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kì cơ sở.

là ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.

Theo bảng 6-2 sách giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí , ta có:

Vật liệu thép 45 – phương pháp nhiệt luyện là tôi cải thiện

*) Bánh răng nhỏ:

= 2.HB₂ + 70 = 2.230 + 70 = 530 (MPa)

= 1,8.HB₁ = 414(MPa)

*) Bánh răng lớn:

= 2.HB₂ + 70 = 2.215 + 70 = 500(MPa)

= 1,8.HB2 = 387(MPa)

S_H – là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc.

S_F – là hệ số an toàn khi tính về uốn.

Tra bảng (6-2) sách giáo trình tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí trang 94:

S_H1 = S_H2 =1,1

S_F1 = S_F2 = 1,75

K_FC – là hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Trường hợp bộ truyền quay hai chiều và HB < 350 nên K_FC = 0,7.

K_HL,K_FL – là hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo công thức sau:

trong đó:

m_H ,m_F - bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, với độ rắn mặt răng HB £ 350 ® m_H = 6, m_F = 6 ( đối với cả hai bánh răng lớn và nhỏ).

N_HO – là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở ki thử về tiếp xúc.

Với bánh răng nhỏ:

N_HO1 = 30.(230)^2,4 = 13972305,13 » 1,4. 10⁷

Với bánh răng lớn:

N_HO2 = 30.(215)^2,4 = 11884298,69 » 1,2 .10⁷

N_FO – là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn.

Với cả hai bánh răng đều có cùng một giá trị:

N_FO1 = N_FO2 =4.10⁶

N_HE và N_FE là số chu kì thay đổi ứng suất tương đương.

Bộ truyền làm việc với tải trọng thay đổi, N_HE và N_FE được tính theo các công thức.

(3-8)

trong đó:

T_i, n_i, t_i – lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

Nếu N_HE > N_HO thì ta lấy K_HL = 1, mặt khác Þ N_HE1 > N_HE2 mà ta có N_HO1 » N_HO2 nên ta chỉ cần tính N_HE2 nếu N_HE2 > N_HO2 thì ta chọn K_HL =1, còn N_HE1 đương nhiên lớn hơn N_HO1 (vì u₁ =2,5 > 1).

Quy đổi qua N_HE2 ta có .

(3-9)

trong đó: n₁ = 350 (v/ph), u₁ = 2,5, (h),c = 1

thay các số liệu vào công thức (3-9) ta có:

= 4,6.10⁷

ta thấy N_HE2 > N_HO2 = 1,2.10⁷ Þ có thể lấy K_HL2 = 1 và như vậy thì ta cũng có N_HE1 > N_HO1 Þ K_HL1 = 1.

Cũng như trên ta chỉ tính cho N_FE2, theo công thức:

........................................................................................

Đ8. TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI.

8.1. TRỤC I.

Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau.

........................ (8-1)

trong đó:

[s] – là hệ số an toàn cho phép, lấy [s] = 2.

s_s_j và s_t_j – là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j .

Đối với trục I chọn 2 tiết diện nguy hiểm là tiết diện 11(tại vị trí lắp ổ lăn) và tiết diện 12 (tại vị trí lắp bánh răng nhỏ).

..................................................

trong đó:

s_-1, t_-1 – là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng.

Trục được làm bằng thép 45 có giới hạn bền s_b = 600 (MPa).

Þ s_-1 = 0,436. s_b = 0,436. 600 = 261,6 (MPa)

t_-1 = 0,58. s_-1 = 0,58. 261,6 = 151,73 (MPa)

s_aj , t_aj , s_mj , t_mj – là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j.

ở đây trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng , do đó:

s_mj = 0, s_aj = s_maxj = . (8-4)

M_j – là tổng mômen uốn tại tiết diện thứ j .

Trục quay hai chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì đối xứng.

t_mj = 0, t_aj = t_maxj = . (8-5)

T_j – là mômen xoắn tại tiết diện thứ j .

W_j , W_0j – là mômen cản uốn và mômen cản xoắn tại tiết diện j của trục I, tra theo công thức trong bảng 10.6 trang 196 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1.

.- là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, theo bảng 10.7 trang 197 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ

khí tập 1, ta có: với s_b = 600 (MPa) ® y_s = 0,05 , y_t = 0

K_s_dj và K_t_dj – là hệ số được xác định theo các công thức sau:

trong công thức trên:

K_x – là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, với các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt R_a = 2,5 …0,63 mm, do đó theo bảng 10.8 trang 197 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, K_x = 1,06

K_y – là hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu, ở đây ứng với tải trọng nhẹ không dùng phương pháp tăng bền bề mặt ® K_y = 1.

e_s và e_t - là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, tra bảng 10.10 trang 198 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1.

K_s và K_t là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung.

8.1.1. Tại tiết diện 11.

W₁₁ = 785 (mm³)

W₀₁₁ = .................. 1570 (mm³)

Mômen uốn và mômen xoắn tại tiết diện 11 là:

M₁₁ = 15927,38 (Nmm)

T₁₁ = 28525,6 (Nmm)

ứng suất tại tiết diện 11 được tính theo công thức (8- 4) và (8- 5):

.........................

theo đó các công thức (8-2) và (8-3), sẽ là:

hệ số an toàn tính theo (8-1):

. 3,82

tại tiết diện này s₁₁ > [s₁₁] = 2 do đó thoả mãn điều kiện bền mỏi.

8.1.2. Tại tiết diện 12.

= 881,49 (mm³)

. 1926,32 (mm³)

mômen uốn và mômen xoắn tại tiết diện 12 là:

M₁₂ = 31888,36 (Nmm)

T₁₂ = 28525,6 (Nmm)

ứng suất tại tiết diện này theo công thức (8-4) và (8-5):

. 36,18 (MPa)

. 14,81 (MPa)

tiết diện này lắp bánh răng trụ với trục được cố định bằng then bằng lắp ghép theo miền k6, khi dùng dao phay ngón phay rãnh then, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có s_b = 600 (MPa) là K_s = 1,76, K_t = 1,54.

Theo bảng 10.10 trang 198 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1có:

e_s = 0,912

e_t = 0,874

nên tỉ số .............. khi lắp then trên trục là

...................

mặt khác tỉ số...........do lắp căng tại tiết diện này theo bảng 10.11 trang 198 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1,ta có:

........................

vậy tại tiết diện này tính K_s_d12 theo .. và tính K_t_d12 theo ....

Theo công thức (8-6) và (8-7):

................... 1,82

s_s₁₂ và s_t₁₂ tính theo (8-2) và (8-3), ta được:

.................... 5,63

hệ số an toàn tính theo (8-1):

............... 2,92

tiết diện 12 cũng thoả mãn điều kiện bền mỏi.

8.2. TRỤC II VÀ TRỤC III.

8.2.1. Trục II.

Trục này tính cho hai tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp ổ lăn (tiết diện 21) và tiết diện lắp bánh răng lớn (tiết diện 20), d₂₀ = 24 (mm), d₂₁ = 30 (mm).

Quá trình tính toán cho hai tiết diện này tương tự như đối với hai tiết diện của trục I, chi tiết kết quả tính được trình bày trên bảng 6 và bảng 7.

8.2.2. Trục III.

Trục III cũng tinh cho hai tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp bánh vít (tiết diện 31) có d₃₁ =63 (mm) và tiết diện lắp ổ lăn (tiết diện 32) có d₃₂ = 60 (mm).

Kết quả tính toán được thống kê trên bảng 6 và bảng 7.

Bảng 6. Trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn ứng với các tiết diện trục.

Tiết diện	đường kính trục	b ´ h	t₁	W (mm³)	W₀ (mm³)
11	20			785	1570
12	22	6 ´ 6	3,5	881,49	1926,32
20	24	8 ´ 7	4	1089,81	2446,29
21	30			2649,37	5298,75
31	63	18 ´ 11	7	21399,86	45935,72
32	60			21195	42390

Bảng 7. Kết quả tính toán hệ số an toàn đối với các tiết diện của 3 trục.

Tiết diện	d mm	Tỉ số K_s/e_sdo		Tỉ số K_t/e_tdo		K_s_d	K_t_d	s_s	s_t	s
Tiết diện	d mm	Rãnh then	Lắp căng	Rãnh then	Lắp căng	K_s_d	K_t_d	s_s	s_t	s
11	20	-	2,06	-	1,64	2,12	1,7	6,08	4,91	3,82
12	22	1,93	2,06	1,76	1,64	2,12	1,82	3,41	5,63	2,92
20	24	1,95	2,06	1,79	1,64	2,12	1,85	-	2,93	2,93
21	30	2	2,06	1,9	1,64	2,12	1,96	5,79	5,98	4,16
31	63	2,26	2,52	2,08	2,03	2,58	2,14	7,08	3,54	3,17
32	60	2,24	2,52	2,07	2,03	2,58	2,13	-	3,28	3,28

PHẦN IV. THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC

Đ9. CHỌN LOẠI Ổ LĂN

9.1. TRỤC I.

Tải trọng ở trục này không lớn, F_a = 0, chỉ có lực hướng tâm F_r , trục được lắp bánh đai có vận tốc quay tương đối lớn n = 350 v/ph, không có yêu cầu gì đặc biệt về độ cứng vững vì thế ta chọn loại ổ bi đỡ một dãy.

9.2. TRỤC II.

Trục II có lực dọc trục với F_a/F_r = 2,7, lực dọc trục tương đối lớn, đồng thời số vòng quay của trục này không lớn nên ta chọn loại ổ đũa côn với ổ tại ngõng trục thành ngoài hộp giảm tốc, còn ổ lăn tại vị trí thành giữa của hộp giảm tốc (giữa bánh răng lớn và trục vít ) thì chọn ổ bi đỡ.

9.3. TRỤC III.

Trục III có lực dọc trục với F_a/F_r = 0,44, tuy lực dọc trục không lớn lắm, vận tốc vòng thấp nhưng lại đòi hỏi về độ cứng cao do đó ở đây cũng chọn ổ đũa côn.

Đ10. CHỌN CẤP CHÍNH XÁC Ổ LĂN.

Với cơ cấu thiết kế là hộp giảm tốc, yêu cầu về độ đảo hướng tâm và độ đảo dọc trục của trục, chọn cấp chính xác của ổ lăn là 0, với cấp chính xác là 0 độ đảo hướng tâm là 20 mm.

Đ11. CHỌN KÍCH THƯỚC Ổ LĂN VÀ KIỂM NGHIỆM KHẢ NĂNG TẢI CỦA Ổ

11.1. TRỤC I.

11.1.1. Sơ bộ chọn kích thước ổ lăn.

Đường kính ngõng trục tại vị trí lắp các ổ lăn d = 20 (mm), đối với trục I ta dùng ổ bi đỡ, tra bảng P2.7 trang 254 sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1, chọn được ổ lăn kí hiệu 304 có các kích thước sau:

d = 20 (mm), D = 52 (mm), B = 15 (mm), r = 2,0 (mm), C = 12,5 (KN), C₀ = 7,94 (KN).

11.1.2. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ.

Khả năng tải động C_d của ổ được tính theo công thức:

C_d = (11-1)

MÃ TÀI LIỆU	100700200045
NGUỒN	huongdandoan.com
MÔ TẢ	100Mb bao gồm tất cả file CAD, 2D, thuyết minh, bản vẽ nguyên lý, thiết kế, các chi tiết trong hộp giảm tốc, kết cấu, động học hộp giảm tốc.....Ngoài ra còn kèm theo nhiều tài liệu hướng dẫn thiết kế và chọn trục, chọn bánh răng, ổ lăn,......tính ứng suất trục, tính lực...
GIÁ	100,000 VNĐ
ĐÁNH GIÁ	4.9 18/04/2024 9 10 5 18590 17500 HỘP GIẢM TỐC TRỤC VÍT ĂN KHỚP VỚI BÁNH VÍT ĐƯỜNG KÍNH TRỤC DẪN O60 Reviewed by admin@doantotnghiep.vn on 2024-04-18. Very good! Very good! Rating: 5

HỘP GIẢM TỐC TRỤC VÍT ĂN KHỚP VỚI BÁNH VÍT ĐƯỜNG KÍNH TRỤC DẪN O60

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỘP TỐC ĐỘ

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ KHÍ

HỘP GIẢM TỐC TRỤC VÍT ĂN KHỚP VỚI BÁNH VÍT ĐƯỜNG KÍNH TRỤC DẪN O60

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁY THIẾT KẾ HỘP TỐC ĐỘ

THIẾT KẾ HỘP GIẢM TỐC

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ KHÍ

PHƯƠNG THỨC THANH TOÁN

ĐẢM BẢO VỀ CHẤT LƯỢNG LÀ TIÊU CHÍ HÀNG ĐẦU

THANH TOÁN QUA THẺ CÀO ĐIỆN THOẠI/ THẺ GAME

NGÂN HÀNG

ĐĂNG NHẬP

QUÊN MẬT KHẨU

ĐĂNG KÝ THÀNH VIÊN