đồ áN chi tiết máy tính toán động học

ĐỒ ÁN CHI TIẾT MÁY GVHD Th.S PHẠM BÁ KHIỂN
Trần Quốc Đạt 1
CHƯƠNG I: TÍNH TOÁN ĐỘNG HỌC
1.1 Chọn động cơ điện
1.1.1 Chọn kiểu loại động cơ:
Hiện nay trên thị trường có 2 loại động cơ điện là động cơ 1 chiều và động cơ
xoay chiều. Để thuận tiện và phù hợp với lưới điện hiện nay ta chọn động cơ xoay
chiều. Trong các loại động cơ xoay chiều ta chọn loại động cơ không đồng bộ 3 pha
roto lồng sóc ( còn gọi là ngắn mạch ) với những ưu điểm như : dễ tìm, kết cấu đơn
giản, dễ bảo quản, giá thành thấp, làm việc đáng tin cậy, có thể mắc trực tiếp vào lưới
điện 3 pha mà không cần biến đổi dòng điện.
1.1.2 Tính toán sơ bộ:
1/ Công suất làm việc :
Plv =
F × v
1000
=
7850.1,25
1000
= 9,8125 (KW)
2/ Hiệu suất của hệ thống:
 𝜼 = 𝜼𝒉.𝜼𝑶𝑳
𝟑
.𝜼𝒏. 𝜼𝑲
- Trong đó, tra bảng 2.3[1] tr19 ta được:
- ɳh : hiệu suất bộ truyền động bánh răng trụ răng nghiêng: 0,97
- ɳn : hiệu suất bộ truyền động bánh ma sát: 0,93
- ɳôl : hiệu suất bộ truyền động mỗi cặp ổ lăn: 0,99
- 𝜼𝒌: hiệu suất khớp nối: 1
=> 𝜼 = 𝜼𝒉.𝜼𝑶𝑳
𝟑
.𝜼𝒏.𝜼𝑲 = 𝟎, 𝟗𝟕.(𝟎, 𝟗𝟗)𝟑
.𝟎,𝟗𝟑.𝟏 = 𝟎,𝟖𝟕𝟓
- 3/ Công suất cần thiết trên trục động cơ:
Pct =
Plv
η
=
9,8125
0,875
= 11,2 (Kw)
4/ Số vòng quay trên trục công tác:
nlv =
60000. v
π. D
=
60000.1,25
π.230
= 103,8(vòng phút
⁄ )
5/ Tỉ số truyền sơ bộ:
uSB = uh.un
- Theo bảng 2.4 Tr21 [1] ta có:
+ Tỉ số truyền bánh ma sát : un = 2
+ Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng nghiêng: uh = 4

⟹ usb = uh.un = 4.2 = 8
6/ Số vòng quay trên trục động cơ:
nsb = nlv.usb = 103,8.8 = 830,4 (vòng/phút)
7/ Chọn động cơ:
- Động cơ được chọn phải thỏa mãn:
{
nđc ≈ nsb = 830,4(vg/ph)
Pđc ≥ Pct = 9,8125 (KW)
- Trang bảng P.13 [1]tr238
Động cơ: 4A160S6Y3
Pđc (kW) nđc (v/ph) ɳ% D(mm)
11 970 86 48
1.2 Phân phối tỉ số truyềncho các bộ truyền trong hệ thống:
Tỉ số truyền của hệ:
ut =
nđc
nlv
=
970
103,8
= 9,34
Tỉ số truyền của bánh ma sát:
un = 2
Tỉ số truyển của hộp giảm tốc:
𝐮𝐡 =
𝐮𝐭
𝐮𝐧
=
𝟗,𝟑𝟒
𝟐
= 𝟒,𝟔𝟕
1.3 Tính toán các thông số trên các trục hệ dẫn động:
1.3.1 Số vòng quay trên các trục:
 Số vòng quay trên trục động cơ: nđc = 970(vg/ph)
 Số vòng quay trên trục I:
nI =
nđc
uK
=
970
1
= 970(vg/ph)
 Số vòng quay trên trục II:
nII =
nI
ubr
=
970
4,67
= 207,7 (vg/ph)

 Số vòng quay trên trục công tác:
nct =
nII
ux
=
207,7
4
= 51,925 (vg/ph)
1.3.2 Công suất trên các trục:
 Công suất trên trục động cơ: Pct = Plv = 11 (KW)
 Công suất trên trục I:
PI = 𝑃𝑐𝑡. ηOL .ηk = 11 .1 .0,99 = 10,89 (KW)
 Công suất trên trục II:
PII = 𝑃𝐼.ηOL . ηh = 10,89 .0,99 .0,97 = 10,45(KW)
 Công suất trên trục của trục công tác:
Pđc = 𝑃𝐼𝐼. ηOL .ηn = 10,45 .0,99 .0,93 = 9,62(KW)
1.3.3 Mômen xoắn trên các trục:
 Mô men xoắn trên trục động cơ:
Tđc =
9,55.106
. Pđc
nđc
=
9,55.106
.11
970
= 108298.96(N.mm)
 Mô men xoắn trên trục I:
TI =
9,55.106
. PI
nI
=
9,55.106
.10,89
970
= 108298(N. mm)
 Mô men xoắn trên trục II:
TII =
9,55.106
.PII
nII
=
9,55.106
.10,45
207,7
= 480488.6 (N. mm)
 Mô men xoắn trên trục công tác:
Tct =
9,55.106
. Pct
nIII
=
9,55.106
.9,62
51,925
= 1769301,87 (N.mm)

1.3.4 Bảng các thông số động học
Trục
Thông
số
Động cơ Trục I Trục II Trục công tác
uK = 1 uh = 4,67 un = 2
P(KW) 11 10,89 10,45 9,62
n(vg/ph) 970 970 207,7 51,925
T(N.mm) 108298,96 108298 480488 1769301

CHƯƠNG 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGOÀI HỘP
2.1 Tính chọn khớp nối.
Thông số đầu vào:
•Mômen cần truyền: T = Tđc = 108298 (N.mm)
•Đường kính trục động cơ: dđc = 48 (mm)
Ta sử dụng khớp nối vòng đàn hồi để nối trục.
Hình 4.1: Khớp nối đàn hồi
Ta chọn khớp theo điều kiện:
cf
T T
t kn
cf
d d
t kn







Trong đó :
• dt- Đường kính trục cần nối: dt = dđc =48mm

• Tt- Mômen xoắn tính toán: Tt = k.T ,với:
+k- Hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy. Tra bảng 16.1[2], ta lấy k =1,5
+T- Mômen xoắn danh nghĩa trên trục: T = Tđc = 108298,96 (N.mm)
Do vậy: Tt = k.T = 1,5. 108298,96 = 162448,44 (N.mm)
Tra bảng 16.10a[2] với điều kiện:
Ta được:
Tra bảng 16.10b[2] với 140( . )
cf
T N m
kn
 , ta được thông số cớ bản của khớp nối đầu
vào hộp giảm tốc :
Các thông số của khớp nối đầu vào
T
Nm
d
mm
D
mm
dm
mm
L
mm
L
mm
d1
mm
D0
mm
Z nmax
vg/phút
B B1 l1
mm
D3
mm
l2
mm
125 32 125 65 165 80 56 90 4 4600 5 42 30 28 32
2.2 Kiểm nghiệm khớp nối:
Ta kiểm nghiệm theo 2 điều kiện:
a)Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi :
σd =
2k.T
Z.Dod0l3
≤ [σd]
σd - Ứng suất dập cho phép của vòng cao su [σd] = 2 ÷ 4 Mpa
Do vậy ứng suất dập sinh ra trên vòng đàn hồi :

σ d =
2.𝑘.𝑇
𝑍.𝐷0.𝑑0.𝐼3
=
2.1,5.108298,96
4.90.14.28
= 2,3 < [𝜎𝑑 ] = 3 (𝑀𝑃𝑎)
→ Thỏa mãn
b)Điều kiện bền của chốt :
σu =
k.T.l1
0,1.d0
3.D0.Z
≤ [σu]
Trong đó:
[σu]- Ứng suất uốn cho phép của chốt. Ta lấy [σu]=(60÷ 80) MPa;
Do vậy, ứng suất sinh ra trên chốt:
σ u =
𝑘.𝑇.𝑙1
0,1.𝑑0
3.𝐷0.𝑍
=
1,5.108298,96.30
0,1.143.90.4
= 49,33 𝑀𝑝𝑎 < [ σ u ] = 70 (Mpa)
Khớp nối ta chọn đảm bảo.
2.3-TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.
2.3.1 Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu bánh răng với:
- Bánh răng nhỏ:
Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 241…285.
Chọn độ cứng HB = 245
Giới hạn bền b1 = 850 (MPa)
Giới hạn chảy ch1 = 580 (MPa).
- Bánh răng lớn :
Thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 192…240.
Chọn độ cứng HB = 230

Giới hạn bền b2 = 750 (MPa)
Giới hạn chảy ch2 = 450 (MPa).
2.4 Xác định ứng suất cho phép.
2.4.1 Ứng suất tiếpxúc cho phép.
[σH] = σHlim
ο
.
KHL
SH
σHlim
ο
= 2HB + 70:Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với só chu kỳ cơ sở tra b6.2
σHlim1
ο
= 2.245 + 70 = 560 (Mpa)
σHlim2
ο
= 2.230 + 70 = 530 (Mpa)
KHL
= √
NHO
NHE
mH
: Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ bộ truyền
+ HB = 245 < 350 ⇒ mH = 6
+ NHO = 30HHB
2,4 : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử nghiệm về
tiếp xúc.
NHO1 = 30.2452,4 = 1,8.107 NHO2 = 30.2302,4 = 1,4.107
NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
NHE1 = 60C∑(
Ti
Tmax
)
3
niti
NHE2 = 60C
n1
u1
∑ti ∑(
Ti
Tmax
)
3
niti / ∑ti
NHE2 = 60.1.
301,6
3,16
10000(13
.
3,5
8
+ 0,773
.
4,3
8
) = 3,9.107
NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1
Suy ra NHE1 > NHO1 do đó KHL1 = 1
- SH = 1,1: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. Tra bảng 6.2
⇒ Ứng suấttiếp xúc cho phép:
[σH]1 =
560.1
1,1
= 509 (MPa)

[σH]2 =
530.1
1,1
= 482 (MPa)
Bánh răng trụ răng thẳng nên:
[σH] = [σH]2 = 482 (MPa)
*Ứng suấtuốn cho phép.
[σF] = σFlim
ο
.
KFC. KFL
SF
σFlim1
ο
= 1,8HB = 1,8.245 = 441 (Mpa): tra b6.2
σFlim2
ο
= 1,8HB = 1,8.230 = 414 (Mpa):tra b6.2
KFL = √
NFO
NFE
mF
KFC = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
KFL:Hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ bộ truyền
+ HB = 245 < 350 ⇒ mF = 6
+ NFO = NFO1 = NFO2 = 4.106: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử
nghiệm về uốn.
NFE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương
NFE1 = 60C∑(
Ti
Tmax
)
6
niti
NFE2 = 60C
n1
u1
∑ti ∑(
Ti
Tmax
)
6
niti /∑ti
NFE2 = 60.1
301,6
3,16
. 10000(16
.
3,5
8
+ 0,776
.
4,3
8
) = 4,1.107
NFE2 > NFO2 do đó KFL2 = 1
Tương tự NFE1 > NFO1 do đó KFL1 = 1
- SF = 1,75: Hệsố an toàn khitính về uốn. Tra bảng 6.2
⇒ Ứng suấttiếp xúc cho phép:
[σF]1 =
441.1
1,75
= 252 (MPa)

[σF]2 =
414.1
1,75
= 237 (MPa)
2.4.2. Ứng suất cho phép khi quá tải.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
[σH1]max = 2,8σch1 = 2,8.580 = 1624 (MPa)
[σH2]max = 2,8σch2 = 2,8.450 = 1260 (MPa)
Bánh răng trụ răng thẳng nên:
[σH]max = [σH2]max = 1260 (MPa)
- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
  
 1
max
1
.
8
,
0 ch
F

 0,8 . 580 = 464 (MPa)
  
 2
max
2
.
8
,
0 ch
F

 0,8 . 450 = 360 (MPa)
[σF1]max = 02,8σch1 = 0,8.580 = 464 (MPa)
[σF2]max = 0,8σch2 = 0,8.450 = 360 (MPa)
2.5 Xác địnhcác thông số ăn khớp.
2.5.1. Xác định môđun.
m = (0,01…0,02). aw =2,1…4,2(mm)
Tra bảng 6.8 ta có m = 3 (mm)
2.5.2. Xác định số răng, góc nghiêng β, hệ số dịch chỉnh.
- Bánh răng thẳng nên góc nghiêng β = 0o
.
- Xác định số răng:
z1 =
2aw
m.(u + 1)
=
2.210
3(3,16 + 1)
= 33,7
Chọn z1 = 34  z2 = u.z1 = 3,16.34 =107,44chọn z2 = 107

zt = z1 + z2 = 34 + 107 = 141
- Tỷ số truyền thực tế là
ut =
z2
z1
=
107
34
= 3,15
- Tính lại khoảng cách trục:
aw =
m. zt
2
=
3.141
2
= 211,5
- Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng:
+ Đường kính vòng lăn, vòng chia:
dw1 = d1 = m.z1 = 3.34 = 102 (mm)
dw2 = d2 = m.z1 = 3.107 = 321 (mm)
+ Khoảng cách trục chia, khoảng cách trục:
a = aω = 211,5
+ Đường kính đỉnh răng:
da1 = d1 + 2.m.(1 +x1 - y
 ) = 102 + 2.3.(1 +0 + 0) = 108 (mm)
da2 = d2 + 2.m.(1 +x2 - y
 ) = 321 + 2.3.(1 +0 + 0) = 327 (mm)
+ Đường kính đáy răng:
df1 = d1 – (2,5 – 2.x1).m= 102 – (2,5 – 2.0).3 =9104,5 (mm)
df2 = d2 – (2,5 – 2.x2).m= 321 – (2,5 – 2.0).3 =313,5 (mm)
2.6 Kiểm nghiệmrăng về độ bền tiếpxúc.
2.6.1 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:

σH = ZM. ZH. Zε√
2T.KH.(u + 1)
bw. u.dw
2
≤ [σH]
- ZM = 274 (Mpa)1/3
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra
bảng 6.5.
- ZH = 1,62: Hệsố kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Tra bảng 6.12.
Zε = √
4 − εα
3
= √
4 − 1,76
3
= 0,866
+ Hệ số trùng khớp ngang:
εα = [1,88 − 3,2(
1
z1
+
1
z2
)]cosβ = [1,88 − 3,2(
1
34
+
1
107
)]cos0 = 1,76
- KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
KH = KHβ.KHα.KHv = 1,05.1.1,06 = 1,113
+ KHβ = 1,05 : Hệ số kể đến sựphân bố không đều tải trọng trên chiều rộng
vành răng khitính về tiếp xúc. tra bảng 6.7
+ KHα=1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng
thời ăn khớp
+ KHV: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
KHv = 1 +
vH.bw. dw1
2T.KHβ.KHα
= 1 +
3,85.63,45.102
2.210252.1,05.1
= 1,06
Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác 9, do đó theo bảng 6.16 go=73. Theo (6.42)
vH = δH. go.v. √
aw
u
= 0,004.73.1,61√
211,5
3,15
= 3,85
v = π. dw.
n
60000
= π. 102
301,6
60000
= 1,61 (m/s)

δH = 0,004: Hệsố kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15.
go = 73: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng của bánh 1
và bánh 2. Tra bảng 6.16.
bw = Ψba.aw =0,3.211,5=63,45 (mm)
σH = 274.1,62.0,866√
2.210252.1,113(3,15+ 1)
63,45.3,15.1022
= 371,5 (Mpa)
* Tính chính xác ứng suấttiếp xúc cho phép:
[σH] = [σH].Zv. ZR. KxH = 482.1.1.1 = 482 (MPa)
ZR = 1: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Cấp chính xác 9 ⇒ Ra = 1,25…0,63 µm⇒Z R = 1.
Zv = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. v = < 5 (m/s) ⇒ Zv = 1
KxH = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
da2 = ≤ 700 (mm) ⇒ KxH = 1.
⇒ H
 ≤  
H
 .
Vậy răng thỏa mãn về độ bền tiếp xúc.
Tính lại chiều rộng vành răng:
bw = Ψba. aw (
σH
[σH]
)
2
= 0,3.211,5(
371,5
482
)
2
= 37,7
Lấy bω = 38 (mm)

* Bảng thông số.
Các thông số
Bộ truyền bánh
răng trụ răng
thẳng
Khoảng cách trục aw (mm) 211,5
Môđun m 3
Chiều rộng vành răng bw (mm) 38
Số răng bánh răng (z1,z2) 34 107
Đường kính vòng lăn (dw1, dw2) (mm) 102 321
Đường kính đỉnh răng (da1,da2) (mm) 108 327
Đường kính đáy răng (df1,df2) (mm) 94,5 313,5

CHƯƠNG 3: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC
3.1 Chọn vật liệu
Trục chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 thường hóa có:
Độ cứng HB = 200
Giới hạn bền σb = 600(Mpa)
Giới hạn chảy σch = 340(Mpa)
ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12…20(Mpa)
3.2 Tính thiết kế trục
3.2.1 Tính sơ bộ đường kính các trục
- Đường kính trục I:
d1 = √
T1
0,2[τ]
3
= √
210252
0,2.20
3
= 37,5(mm)
Lấy d1 = 40 (mm)
- Đường kính trục II:
d2 = √
T2
0,2[τ]
3
= √
631661
0,2.15
3
= 59,5(mm)
Lấy d2 = 60 (mm)
3.2.2 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ
- Chọn chiều rộng ổ lăn. Tra bảng 10.2.
Bảng.
d (mm) 40 60
bo (mm) 23 31

- Chiều dài bánh răng:
+ lm13 = (1,2…1,5).d1 =(1,2…1,5).40 =48 …60 (mm)
chọn lm13 = 50 (mm)
+ lm23 = (1,2…1,5).d2 =(1,2…1,5).60 =72…90 (mm)
chọn lm23= 80 (mm)
- Chiều dài bánh đai:
+ lm12 = (1,2…1,5).d1 =(1,2…1,5).40 =48…60 (mm)
- Chiều dài nửa khớp nối đàn hồi:
lm22 = (1,4…2,5)d2 =(1,4…2,5).60=84…150 (mm)
Bảng
Tên gọi Ký hiệu và giá trị
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến
thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi
tiết quay
k1 = 10
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của
hộp
K2 = 15
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp
ổ
K3 = 10
Chiều cao lắp ổ và đầu bulông hn = 15
- Khoảng côngxôn trên trục tính từ chi tiết ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ:

lc12 = 0,5(lm13 + bo) + k3 + hn = 0,5(50 +23) + 10 +15 = 61,5 (mm)
lc22 = 0,5(lm23 + bo) + k3 + hn = 0,5(80 +31) + 10 +15 = 80,5 (mm)
- Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay:
+ Trục I:
l12 = -lc12 = -61,5 (mm)
l13 = 0,5.( lm13 + bo) + k1 + k2 = 0,5.(80 +31) + 10 + 15 = 80,5 (mm)
l11 = 2 l13 = 2.80,5 =161 (mm)
+ Trục II:
l22 = -lc22 = -80,5 (mm)
l23 = l13 = 80,5 (mm)
l21 = l11 = 161 (mm)
3.3 Sơ đồ lực
- Lực tác dụng lên trục:

Vị trí đặt lực của bánh răng 3: âm
cq1 = -1: Trục I quay cùng chiều kimđồng hồ.
cb13 = 1: Trục I là trục chủ động.
Lực vòng trên bánh răng:
Ft13 =
2T
dw
=
2.210252
102
= 3447(N)
Fx13 = -3447 (N) Fx13 = -Fx23 = 3447 (N)
Fy13 = -1255 (N) Fy13 = -Fy23 = 1255 (N)
- Lực từ bánh đai tác dụng lên trục I:
Fx12 = cosα.Fr =cos55.1416 =812 (N)
Fy12 = sinα.Fr = sin55.1416 =1160 (N)
- Lực từ khớp nối tác dụng lên trục II:
Fx22 = 0,2… 0,3Ft = 0,2…0,3
T
Dt
= 0,2…0,3
631661
130
= 972…1458(N)
Tra bảng 16.10a Dt = 130 (mm)
Lấy Fx22 = 1000 (N)
Chiều của lực từ khớp nối trục có chiều sao cho mômen uốn tại mặt cắt tiết diện
bất kỳ là lớn nhất, do đó Fx22 ngược chiều với Fx23.
* Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi
Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ mômen ta có các tiết diện cần được kiểm tra
Trục 1: Tiết diện lắp bánh đai 12
Tiết diện ổ lăn 10
Tiết diện lắp bánh răng: 13

Trục 2: Tiết diện lắp bánh răng : 23
Tiết diện ổ lăn 21
Tiết diện lắp khớp nối 22
Chọn lắp ghép: các ổ lăn đươc lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, nối theo k6 kết
hợp với lắp then.
Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện:
 
S
S
S
S
S
S
j
j
j
j
j


 2
2
.




-  
S :hệ số an toàn cho phép [S] = 2.
- j
S
:hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp
mj
aj
dj
j
k
S







.
.
1

 
- j
S
:hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp
mj
j
dj
j
k
S







.
.
1

 
+ Với thép 45 có 𝜎b = 600 (Mpa)
Giới hạn mỏi uốn và giới hạn mỏi xoắn được xác định gần đúng theo công thức :
6
,
261
600
.
436
,
0
.
436
,
0
1



 b

 (Mpa)
7
,
151
6
,
261
.
58
,
0
.
58
,
0 1
1


 


 (Mpa)
- Xác định các hệ số dj
K và dj
k tại các tiết diện nguy hiểm:
y
x
d
K
K
K
K /
1















y
x
d
K
K
K
K /
1














+ 
K =1,46 , 
K =1,54: Hệ số tập trung ứng suấtthực tế khiuốn và khi xoắn.
Tra bảng 10.12. (Trục có rãnh then, sử dụng dao phay ngón gia công)
+ 
 , 
 : Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến
ghới hạn mỏi. Tra bảng 10.10. Ta được
+ Kx = 1,06: Hệ số tập trung ứng suấtdo trạng thái bề mặt. Tra bảng 10.8.( Gia
công trên máy tiện độ nhám đạt Ra = 2,5…0,63)
+ Ky = 1: Hệ số tăng bền mặt trục. Không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt.
Từ đó ta tính được dj
K
, j
K
kết quả trong bảng sau:

Bảng 4.3.
Tiết diện 12 10 13 23 21 22
d 30 35 38 52 50 45

 0,9 0,874 0,85 0,785 0,7975 0,81

 0,85 0,804 0,78 0,745 0,7525 0,76
Rãnh
then



K 2,0 - 1,72 1,86 - 1,80



K 1,86 - 1,97 2,07 - 2,03
Lắp
dôi



K 2,06 2,06 2,06 2,28 2,28 2,88



K 1,64 1,64 1,64 1,87 1,87 1,87
dj
K
2,12 2,12 2,12 2,34 2,34 2,34
dj
K
1,74 1,96 2,06 2,10 1,94 2,02
- mj
mj
aj
aj



 ,
,
, : Biên độ và trị số trung bình của ứng suấtpháp và ứng suấttiếp
tại tiết diện j:
b, t1 Tra bảng 9.1a
Wj
32
3
j
d

 , Wo j
d j
16
3

 : Trục tiết diện tròn
Wj
 
j
j
j
d
t
d
bt
d
2
32
2
1
1
3




Wo j
 
j
j
j
d
t
d
bt
d
2
16
2
1
1
3




: Trục có một rãnh then.
Xem Bảng 4.3.
+ mj
 = 0,
j
j
j
aj
W
M

 max

 : Trục quay ứng suấtuốn biến đổi theo chu kì.

+
oj
j
aj
mj
W
T
2
2
max





 : Trục quay một chiều ứng xuất xoắn thay đổi theo chu
kì mạch động.
Bảng 4.4.
Tiết diện 12 10 13 23 21 22
d (mm) 30 35 38 52 50 45
b× h
(mm2
)
8x7 - 10x8 18×11 - 16×10
t1 (mm) 4 - 5 7 - 6
M (Nmm) 0 87082 211075 684180 470960 0
W (mm3
) 1534 2647 5364 286849 120750 27608
a
 (Mpa) 0 46,3 40,3 37,5 28,8 0
T (Nmm) 268300 268300 268300 631661 631661 631661
Wo (mm3
) 3068 5864 11648 39462 32668 23019
a
m

 ,
(Mpa)
7,0 7,3 4,3 16,1 9,7 13,8
- 05
,
0


 , 0


 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ
bền mỏi. Tra bảng 10.7.

* Tính 
S , 
S , S.
Bảng 4.5.
Tiết diện 12 10 13 23 21 22
d (mm) 30 35 38 52 50 45
𝜎-1 (Mpa) 261,6 261,6 261,6 261,6 261,6 261,6
Kσ 2,12 2,12 2,12 2,34 2,34 2,34
𝜎a 4,5 46,3 40,3 37,5 28,8 0

 0,05 0,05 0,05 0,05 0,05 0,05
𝜎m 0 0 0 0 0 0

S - 2,7 2,5 2,5 4,3 -
τ-1 (Mpa) 151,7 151,7 151,7 151,7 151,7 151,7
Kτ 1,7 1,98 2,03 2,12 1,93 2,09
τa 7,0 7,3 4,3 16,1 9,7 13,8

 0 0 0 0 0 0
τm 7,0 7,3 4,3 8,8 9,7 13,8
Sτ 12,7 10,5 17,4 4,4 8,1 5,3
S 11,5 2,6 2,5 2,2 3,8 5,3
Vậy kết quả cho thấy tại các tiết diện nguy hiểm trên trục đều thỏa mãn vì điều
kiện bền.
⇒ kết cấu trục đã chọn thỏa mãn.
* Kiểm nghiệm độ bền của then.
Chọn vật liệu thép 45, chịu tải trọng va đập nhẹ.
- Ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then theo công thức:
 
 
d
t
d
t
h
l
d
T

 


1
.
.
.
2
 
c
t
c
b
l
d
T

 

.
.
.
2
+ T: mô men xoắn trên trục (Nmm).

+ d: Đường kính trục (mm).
+ lt = (0,8…0,9).lm :chiều dàithen.
+ h, t1 , b: Tra bảng 9.1.
Theo bảng 9.5 trang 178 với tải trọng va đập nhẹ và dạnh lắp cố định thì:
  100

d
 (Mpa) : Ứng suất dập cho phép đối với mối ghép then. Tra bảng
9.5.
  40

c
 (Mpa) Ứng suấtcắt cho phép đối với mối ghép then.
Sau khitính toán ta lập được bảng sau:
Vậy các tiết diện thỏa mãn điều kiện bền mỏi.
Tiết
diện
d (mm) lt
(mm)
b× ℎ
(mm2
)
t1
(mm)
T (N.mm) d

(MPa)
c

(MPa)
12 30 40 8x7 4 210252 48,3 7,1
13 38 60 10x8 5 210252 81,2 7,0
23 52 68 18×11 7 631661 69,7 17
22 45 68 16x10 6 631661 91,2 26,8

CHƯƠNG 4. TÍNH LỰA CHỌN KẾT CẤU
4.1 Tính kết cấu của vỏ hộp:
Vỏ hộp của hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và
bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền tới , đựng dầu
bôi trơn, bảo vệ các chi tiết máy tránh bụi.
Chỉ tiêu cơ bản của hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ, vì vậy vật liệu
nên dùng của hộp giảm tốc là GX15-32
4.2 Kết cấu các chi tiết truyền động:
Hình 5.1. Kết cấu bánh răng
Bánh răng trụ lớn trục 2:
Dm2 = (1,5÷1,8)d2 = (1,5÷1,8).45= 80 mm
s = (2,5÷4)m = (2,5÷4)2 = 8 mm
4.3 Kết cấu nắp ổ:
Các kích thước đường kính tâm lỗ vít (D) và đường kính ngoài của bích (D) của
các nắp ổ:

Với lắp ổ nhỏ: D=56mm; D2=77mm; D3=95mm; d4=M12; Z=4.
Với lắp ổ lớn: D=86mm; D2=105mm; D3=124mm; d4=M12; Z=4
BẢNG THỐNG KÊ CÁC KIỂU LẮP, TRỊ SỐ CỦA SAI LỆCH GIỚI HẠN VÀ DUNG SAI
CỦA CÁC KIỂU LẮP
Smax=ES - ei ;Smin=EI- es=- Nmax ;Nmax=es – EI;Nmin= ei – ES= -Smax
Các chi
tiết
Kiểu lắp Trục mm ES
EI
 
m

es
ei
 
m

Smax
 
m

Smin
 
m

Trục và
bánh
răng
H7
k6 Trục II 45
 +25
0
+18
+2
+23 -18
Lắp
thành
trong ổ
lăn với
trục
k6 Trục I 30

+15
+2
Trục II 40
 +18
+2
Lắp
bích
nắp trục
với vỏ
hộp
H7
f8
Trục I 72
 +30
0
-30
-76
+106 +30
Trục II 90

+35
0
-36
-90
+125 +36
Trục
với
vòng
chắn
dầu
H7
k6
Trục I 30
 +21
0
+15
+2
+19 -15
Trục II 40
 +25
0
+18
+2
+23 -18
Lắp
thành
ngoài ổ
H7 Trục I 72
 +30
0

lăn với
vỏ hộp
Trục II 100
 +35
0
Trục
với bạc
chặn
H7
k6
Trục I 30
 +21
0
+15
+2
+19 -15
Trục II 40
 +25
0
+18
+2
+23 -18
4.4 Các chi tiết phụ :
4.4.1 Chốt định vị:
Dùng chốt định vị dạng côn:
d= 4 mm
c= 0,6 mm
l= 44 mm
Hình 5.2 : Chốt định vị
4.4.2 Que thăm dầu:
Kích thước que thăm dầu
Hình 5.3 : Que thăm dầu

4.4.3 Nút tháo dầu:
+Chọn nút tháo dầu hình trụ:
Bảng 5.4.3 : Các thông số của nút tháo dầu
d b m F L c q D S D0
M27 x 2 18 12 4 34 3,5 24 38 27 31,2
4.4.4 Nắp cửa thăm:
+ Ta chọn theo kích thước theo nắp hộp với C = 85 mm.
4.4.5 Nút thông hơi:
Bảng : Các thông số của nút thông hơi
A B C D E G H I K L M N O P Q R S
M27 x 2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32
4.4.6 Vòng móc :
Ta chọn vòng móc để dễ gia công với thông số :
+ Chiều dày : S= 2 . 10 = 20 mm
+ Đường kính : d = 3. 10 = 30 mm.
4.5 Bôi trơn hộp giảm tốc:
 Độ nhớt của dầu:
160(20)
16(3)
 Chọn dầu bôi trơn cho hộp giảm tốc
 Dầu máy bay MC-20:
 Độ nhớt centistoc:
50 157
100 20
o
o
C
C


 Độ nhớt engle:
50 12,4
100 2,95
o
o
C
C



4.6 Bôi trơn ổ lăn :
 Vì vận tốc vòng của cả 2 bánh răng đều nhỏ hơn 4m/s(vmax=0,89m/s) nên ta
chọn phương pháp bôi trơn bằng mỡ cho ổ lăn
 Chọn mỡ kí hiệu LGMT2

TÀI LIỆU THAM KHẢO
[1] PGS.TS.Trịnh Chất – TS. Lê Văn Uyển : Tính toán thiết kế hệ dẫn
động cơ khí tập 1, tập 2 – NXB Giáo dục.
[2] GS.TS. Nguyễn Trọng Hiệp : Chi tiết máy tập 1, tập 2 – NXB Giáo
dục

đồ áN chi tiết máy tính toán động học

Recommended

Recommended

More Related Content

What's hot

What's hot (20)

Similar to đồ áN chi tiết máy tính toán động học

Similar to đồ áN chi tiết máy tính toán động học (20)

More from https://www.facebook.com/garmentspace

More from https://www.facebook.com/garmentspace (20)

Recently uploaded

Recently uploaded (20)

đồ áN chi tiết máy tính toán động học