Đề tài Thực tế thiết kế hệ dẫn động băng tải

Thuyết minh đồ án môn học chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải ********************** I. Chọn động cơ 1. Xác định công suất cần thiết của động cơ Công suất cần thiết lớn nhất Nct trên trục động cơ được xác định theo công thức: Nct = Nlv / h Trong đó : Nct - Công suất cần thiết trên trục động cơ. Nlv - Công suất tính toán trên trục máy công tác. Với F , v - là lực kéo và vận tốc băng tải . Tmm T1 T2 tck t1 t2 tmm h - Hiệu suất chung của hệ dẫn động . Theo sơ đồ tải trọng đề bài thì : h =htv.hkn . hbr .hmol .hx Trong đó: - m = 4 – là số cặp ổ lăn ; Tra bảng 2.3 , ta được các hiệu suất: - hol = 0,99 - hiệu suất của một cặp ổ lăn; ( vì ổ lăn được che kín) . - hbr = 0,96 - hiệu suất của một cặp bánh răng ; - hkn = 0.99 - hiệu suất của khớp nốitrục đàn hồi; - hx = 0,9 - hiệu suất của bộ truyền xích; (bộ truyền xích để hở ) . - htv=0,8 -hiệu suất bộ truyền trục vít Thay số ta có : h =0,8. 0.99 . 0,96. 0,994. 0,9 ằ 0,664 => Nct = Nlv / h = 1.674 / 0.664 ằ 2.521 (kW) Công suất cần thiết của động cơ là: 2,52(kW) 2. Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ , chọn động cơ. Tốc độ làm việc của băng tải là: v=0.23 (m/s) Đường kính tang : D=350(mm)=0,35(m) Vận tốc vòng nlv= Tìm vận tốc vòng sơ bộ nsb: nsb=nlv.uch(maxámin) - uch: tỉ số truyền chung của hệ thống: uch=uh.un uh: tỉ số truyền của hộp giảm tốc un: tỉ số truyền của bộ truyền ngoài(bộ truyền xích) +uh chọn trong khoảng:35á80 +un chọn trong khoảng:2á5 uchmin=35.2=70 uchmã=80.5=400 nsb= (nlv.uchminánlv.uchmax) =(280v/pá1600v/p) Chọn u tiên động cơ có tốc độ quay là 1500v/p Quy cách động cơ phải thỏa mãn đồng thời : Nđc Nđc/yc, nđc ằ nsb và : Do vậy ta chọn động cơ có số hiệu là:Dk.42-4 Các thông số của động cơ là: vận tốc vòng:n=1420v/p công suất động cơ :Nđc=2,8(kW) Tk/Tdn=1,9 Kết luận: Động cơ Dk.42-4 có kích thước phù hợp với yêu cầu thiết kế. II. PHÂN PhốI Tỷ Số TRUYềN 1. Phân phối tỉ số truyền Ta có : uch = uh . un Tỷ số truyền chung Chọn uh = 80 ị un =uch/uh =335/80=4,2 Trong đó uh= u1 . u2 Trong đó : u1 : Tỉ số truyền cấp nhanh(bánh răng) u2 : Tỉ số truyền cấp chậm(trục vít) chọn u1=2,5 => u2=uh/u1=80/2,5=32 Kết luận : uc = 335 ; u1 = 2,5;u2 = 32 ; uxích = 4,2 2. Xác định công suất, mômen và số vòng quay trên các trục. Tính công suất, mô men, số vòng quay trên các trục (I, II, III, T {tang}) của hệ dẫn động. Công suất : N1=Nđc=2,8 (kW) ; n1 =nđc=1420 vg/ph Công suất trên các trục là: Trục I NI = Nct . hk . hol = 2,52 . 0,99 .0,99 = 2.47 KW Trục II NII = NI . hol . hbr = 2,47 . 0,99 . 0,96 = 2,35 KW Trục III NIII = NII . htv. hol = 2,35 . 0,8 .0,99 = 1,86 KW Trục tang Nt = NII . hx . hol = 1,86 . 0,9 .0,99 = 1,66 KW Số vòng quay: Trục I nI = nđc = 1440 vg/ph Trục II vg/ph Trục III vg/ph Trục tang vg/ph Mô men TI = 9,55. 106. N. mm. TII = 9,55. 106. N. mm. TIII = 9,55. 106. N. mm. Tt = 9,55. 106. N. mm. Bảng thông số: I II III T U u1= 2,5 u2= 32 uxích= 4,2 N(kw) 2,47 2,35 1,86 1,66 n (vg/ph) 1420 568 17,75 4,2 T(N.mm) 16.612 39.511 1.000.732 3.774.524 III. Tính bộ truyền ngoài – Bộ truyền xích Số liệu đầu: Công suất N = NIII= 1,86 KW n1 = nIII = 17,75 vg/ph, n2 = 4,2 vg/ph , u = ux = 4,2, tải trọng va đập vừa, bộ truyền nằm ngang 1. Chọn loại xích và xác định các thông số của bộ truyền. Do vận tốc và công suất truyền không cao cho nên ta chọn loại xích con lăn. Dạng hỏng chủ yếu và nguy hiểm nhất là mòn, do đó ta tính xích theo độ bền mòn. -Theo bảng 5.4 (sách tính toán thiết kế ...tr 80-T1 ) ứng với u = 4,2, ta chọn số răng đĩa nhỏ Z1 = 29-2.u=29-2.4,2=20,6 chọn số răng đĩa nhỏ là Z1= 21 Từ đó ta có số răng đĩa lớn Z2 = u. Z1= 4,2.21=88,2 => Z2=87 - Tỉ số truyền thực là :ux= 4,14 - Bước xích( t ) được xác định theo công thức tính toán ( công thức 12-22) và tra bảng 12.5 [ giáo trình chi tiết máy T2 – tr 12-15 ] Ta có Làm việc êm, lấy Kđ = 1 – hệ số tải trọng động Chọn khoảng cách trục a Ê25.t Ka = 1,25 – hệ số chiều dài xích Bộ truyền nằm ngang Ko = 1 – hệ số xét đến cách bố trí bộ truyền(aÊ400) Bộ truyền có thể điều chỉnh được Kđc = 1- hệ số xét đến khả năng điều chỉnh Chọn phương án bôi trơn định kỳ Kb = 1,3 - hệ số xét đến điều kiện bôi trơn Bộ truyền làm việc 1 ca Kc = 1 - hệ số kể đến chế độ làm việc Theo công thức 5.4 (sách tính toán thiết kế ...) ta có hệ số điều kiện sử dụng xích K = Kđ . Ka . Ko . Kđc . Kb . Kc =1,5 . 1 . 1 . 1 . 1,3 . 1= 1,62 Hệ số răng đĩa dẫn KZ = 25/ Z1 = 25/21=1,19 Hệ số vòng quay Kn = n0 / n1 = 50/ 17,75 = 2,81 ; với n0 = 50 vg/ph Hệ số xét đến số dãy xích Kx = 1 – chọn xích một dãy. Theo công thức 12 – 22 (giáo trình chi tiết máy T2 – tr 12-15) ta có công suất tính toán là Ntt = K . KZ . Kn . N / Kx = 1,62. 1,19.2,81.1,86/ 1 = 10,08 KW theo bảng 5.5 (sách tính toán thiết kế ... T1) với n0 = 50 vg/ ph, ta chọn bộ xích một dãy có bước xích t = 38,1 mm thoả mãn điều kiện bền mòn Ntt < [N] = 10,5 KW đồng thời theo bảng 5.8 thì thoả mãn điều kiện t < tmax - Khoảng cách trục sơ bộ a = 25 . t = 25 . 38,1 =952,5 mm Số mắt xích được xác định theo công thức X= 2.a/ t + 0,5( Z1 + Z2 ) + (Z2 - Z1 ) 2 . t / 4P2.a = 2.952,5/38,1+0,5(21+87) + (87-21)2.38,1/4. P2.952,5 =104,06 Ta được X = 104 mắt Ta tính chính xác khoảng cách trục a theo công thức thay số ta được a = 734,4 mm để xích không phải chịu lực căng quá lớn ta giảm khoảng cách trục a vừa tính được một lượng Da = ( 0,002…0,004).a do đó ta lấy a = 732 Đường kính các đĩa xích Theo công thức 5.17 (sách tính toán thiết kế ...tr 86-T1 ) Ta có : đường kính đĩa xích dẫn d1 = t/sin(p/Z1) = 38,1 / sin(p/21) = 255,6 mm đường kính đĩa xích bị dẫn d1 = t/sin(p/Z2) = 38,1 / sin(p/87) = 1055 mm đường kính đỉnh răng xích: da1=t.(0,5+cotg(p/Z1))=38,1(0,5+cotg(p/21))=272 da2=t.(0,5+cotg(p/Z2))= 38,1(0,5+cotg(p/87))=1073,6 2.Tính toán kiểm tra xích về độ bền: ă Hệ số an toàn của bộ truyền: s=Q/(Kđ.Kt+F0+Fv)³[s] =127.103/(1,7.7900+0,32+158)=9,35>[s]= 7 +Q:tải trọng phá hỏng tra bảng 5.2,5.3 sách tính toán thiết kế Q=127000(N) +Kđ : hệ số tải trọng động Kđ=1,7 (do Tmm=1,8T1) + Ft : lực vòng; Ft=1000.N/v=6. 107.N/ Z1 . n1 . t =1,86.6.107/ (21.38,1.17,75)= 7900(N) +F0 : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra F0=9,81.kf.q.a=9,81.4.0,732.5,5=158 +Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra Fv=q.v2=5,5.0,242=0,32 +s,[s] : hệ số an toàn và hệ số an toàn cho phép(ta bảng 5.10 sách thiết kế hệ dẫn động ... tập 1) Nhận xét: Độ bền của bộ truyền xích đảm bảo Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho xích: ứng suất tiếp xúc của xích phải thoả điều kiện sH=0,47 Ê[ sH] =0,47. =165,3(MPa)<[sH]=600 MPa + sH,[sH] :ứng suất tiếp xúc và ứng suất tiếp xúc cho phép (bảng 5.11 sách TKHDĐCK ) + Fvd :lực va đập trên dãy xích Fvd=13.10-7n1t3= 13.10-717,75.38,13.1=1,3 + E: mô dun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa; E=2,1.105 Mpa +Kđ=1:hệ số tải trọng động +Kr=0,48: hệ số xét đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích(Z) +kd =1 : hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy +A=395: diện tích chiếu của bản lề (tra bảng 5.12 TKHDĐCK) Nhận xét : bộ truyền xích đảm bảo độ bền tiếp xúc Lực tác dụng lên trục đĩa xích được xác định theo công thức Fr = Kt . Ft = 6. 107.Kt .N/ Z1 . n1 . t Trong đó Kt = 1,15 – là hệ số xét đến trọng lượng của xích tác dụng lên trục ( ở đây bộ truyền nằm ngang ) Thay số ta có Fr = 1,15.1,86.6.107/ (21.38,1.17,75) = 11850 (N) iV.TíNH toán, thiết kế Bộ TRUYềN trục vít –bánh vít Các số liệu ban đầu: NII = 1,86 KW , n1 = 568 v/ph , n2 = 17,75 v/ph T2 = 1000732 N.mm , Bộ truyền làm việc trong 11000 giờ 1.Chọn vật liệu,xác định ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] Vận tốc trượt của bộ truyền Vsb=4,5.10-5.n1.= 4,5.10-5.568=2,56 m/s Do vậy ta chọn vật liệu làm vành bánh vít là đồng thanh không thiếc 9-4 , phần đĩa để lắp bánh vít vào trục làm bằng gang xám để giảm giá thành bộ truyền Đúc trong khuôn kim loại => sb=500(MPa);sch=200(MPa) Tra bảng 7.2 ta đợc [sH]=180(MPa) ;ứng suất uốn cho phép [sF]=[sF0].KFL Do bộ truyền quay 1 chiều => [sF0]=0,25.sb+0,08sch=141 (MPa) Hệ số tuổi thọ: KFL===0,81 Trong đó NFE=60.n2. =60.17,75.11000(19.0,5+0,89.3/8) =6,45.106 [sF]= [sF0].KFL=141.0,81=114,2(MPa) ứng suất cho phép khi quá tải: [sH]max =0,2sch=0,2.200=400 MPa [sF]max =0,8sch=0,8.200=160 MPa 2.Xác định khoảng cách trục và kiểm nghiệm độ bền Mô men xoắn trên trục vít T2=1000732 (Nmm) Chọn sơ bộ hệ số tải trọng KH=1,2 Chọn sơ bộ q=(0,3.Z2) =18; Chọn Z1 = 2 =>Z2=u1Z1=32.2=64 răng +aw được xác địmh theo công thức: aw³ (Z2+18) ³ (64+18)=204,97 mm chọn aw=205 mm Tính được môđun m theo công thức: m= 2aw/(q+Z2)=2.205/(18+64)=5 + Đường kính vòng chia trục vít: dw1=q.m=18.5=90 mm Hệ số dịch chỉnh: x=(aw/m)-0,5(q+Z2)=(210/5)-0,5(18+64)=0 +Tính ứng suất tiếp xúc –kiểm nghiệm độ bền: KHb=1 + (Z2/q)3(1-kt)= 1+(64/230)3(1-0,5)=1,01 Với kt==(1.0,5+0,5.0,6)=0,5 q : hệ số biến dạng trục vít ( tra bảng 7.5 TKHDĐCK) q=230 Vận tốc trượt: vs=p.dw1.n1/(60000.cosgw) =p.90.568/60000.cos5,710=2,7 m/s với góc vít g=gw=arctg[Z1/q]=arctg[2/18]=6,340 vs=2,7 => chọn cấp chính xác là 8 ,tra bảng 7.7 ta được KHV=1,2 sH=(170/Z2) =(170/64)ằ168,24 MPa vậy sH bộ truyền đảm bảo độ bền tiếp xúc Kiểm tra lượng thừa bền theo công thức: ([sH]-sH)/sH=(180-168,24)/168,24=0,07<0,1 => độ thừa bền là hợp lí +Kiểm nghiệm sức bền uốn - Z1=2 => b2Ê 0,75.da1 ,b2:chiều dày bánh vít,da1:đường kính vòng đỉnh bánh vít da1=m(q+2)=5(18+2)=100 mm =>b2 Ê75 mm Chọn b2=70 mm -Số răng tương đương Zv=Z2/cos3g=64/cos36,340ằ 65 răng Tra bảng 7.8 => YF=1,73 -Hệ số KF=KH=KHb.KHV=1,01.1,2=1,212 -d2=m.Z2=5.64=320 mm : đường kính chia bánh vít Kiểm nghiệm sức bền uốn theo công thức: sF=1,4.T2YFKF/b2.d2.m.cosg =1,4.1000732.1,73.1,2/70.320.5.cos6,340=26,1<[sF]=114,2Mpa Kết luận: Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn * Trục vít -Chọn vật liệu làm trục vít là thép C45 tôi cải thiện, HB=200 MPa -Theo bảng 7.10 ta tính được chiều dài phần cắt ren trục vít b1³ (11+0,06.Z2)m=(11+0,06.64).5=74,2 chọn b1=85 mm 3.Các thông số của bộ truyền -Khoảng cách trục: aw=0,5m.(q+Z2)=0,5.5.(18+64)=205 mm -Đường kính vòng chia: d1=qm=18.5=90 mm d2=mZ2=5.64=320 mm -Đường kính vòng đỉnh: da1=d1+2m=90+2.5=100 da2=m(Z2+2)=5(64+2)=330 mm -Đường kính vòng dáy: df1=m(q-2,4)=5(18-2,4)= 78 mm -Đường kính ngoài của bánh vít: daM Êda2+1,5m=330+7,5=337,5 -Chiều rộng bánh vít : b2Ê0,75da1=75 mm, lấy b2=70mm -Góc ôm d=arcsin[b2/(da1-0,5m)]=45,880 =>2d=91,760 4.Tính nhiệt cho bộ truyền -Diện tích thoát nhiệt cho bộ truyền được tính theo công thức: A³1000(1-h).P1/{[0,7.Kt(1+y)+0,3KtqAq]b(td-t0)} Trong đó: Hệ số kể đến sự giảm nhiệt sinh ra trong 1 đơn vị thời gian b=tck/( =1/(0,5.1+0,8.3/8)= 1,25 Chọn hệ số toả nhiệt Kt=15 w/m2C; Hệ số kể đén sự thoát nhiệt qua bệ máy y=0,25 Ktq:hệ số toả nhiệtcủa phần bề mặt hộp được quạt, chọn Ktq=21 ứng với nq=930 v/p Fa1 Ft1 Ft2 Fr2 Fr1 Fa2 Nhiệt độ cao nhất cho phép của dầutd =900c;t0=200C Diện tích bề mặt hộp được quạt nguội Aq=0,3A Thay số vào công thức ta được A³0,92 (m2) 5.Lực tác dụng lên bộ truyền -Ft1=Fa2=2T1/d1=2.39510/90=878(N) -Ft2=Fa1=2T2/d2=2.1000732/320=6255(N) -Fr1=Fr2=Ft2.tg(a)/cos(g) = 6255.tg200/cos6,340=2290(N) V.Tính toán bộ truyền bánh răng. + Các dữ kiện đã biết của bộ truyền: -Tỉ số truyền u= 2,5 T1=16610 Nmm n1=1420 v/p T2=43250 Nmm n2=568 v/p 1. Chọn vật liệu. Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép. Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo sự thống nhất hoá trong thiết kế ta chọn vật liệu nh sau: Bánh răng nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 á 285 có: sb1 = 750 MPa ;sch 1 = 450 MPa. Chọn HB1 = 200 (HB) Bánh răng lớn: Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn MB 192...240 có: sb2 = 750 MPa ;sch 2 = 450 MPa. Chọn HB2 = 150 (HB) Do bộ truyền làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn nên dạng hỏng chủ yếu là tróc mỏi, do đó ta tính toán theo độ bền tiếp xúc – ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phép ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở của bánh 1 và bánh 2: s=2HB1+70=2.200+70=470(MPa) s=2HB2+70=2.150+70=370(MPa) s=1,8HB1=1,8.200=360(MPa) s=1,8HB2=1,8.150=270(MPa) Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở: NH01=30HB=30.2002,4=1.107 NH02=30HB=30.1502,4=0,5.107 NF0 = 4.106 (Đối với tất cả các loại thép) Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tương đương của bánh lớn NHE,NFE đợc xác định theo công thức . Trong đó : C = 1 – là số lần ăn khớp của răng trong một vòng quay Sti= 11000 là tổng thời gian làm việc của bộ truyền ti – là thời gian làm việc ở chế độ tải trọng Ti từ đó ta có NHE2 = 60.1.568.11000.(13.4/8 + 0,83.3/8) = 2,6.108 => NHE2 > NHO2 => lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1 , do NHE1=u.NHE2 nên KHL1 = 1 ứng suất tiếp xúc cho phép Bánh răng không được tăng bề mặt nên chọn hệ số an toàn SH = 1,1 [sH1]= s.KHL1/sH1=470.1/1,1=427,3 (MPa) [sH2]= s.KHL2/sH2=370.1/1,1=336,4 (MPa) Bánh răng là bánh răng trụ răng nghiêng nên lấy: [sH]=1/2([sH1]+[sH2])=382 (MPa) thay số vào ta đợc NFE2=2,24.108> NF0=4.106 => KFL2=1 , do NFE1=u.NFE2 nên KFL1 = 1 ứng suất uốn cho phép: Hệ số an toàn SF = 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế ... T1) [sF1]= s.KFL1/sF1= 360/1,75=205,7(MPa) [sF2]= s.KFL2/sF2= 270/1,75=154,3(MPa) ứng suất quá tải cho phép: [sH]max=2,8,sch2=2,8.450= 1260 [sF1]max=0,8,sch1=0,8.450= 360(MPa) [sF1]max=0,8,sch2=0,8.450= 360(MPa) 2. Tính khoảng cách trục và các thông số ăn khớp: Xác định sơ bộ khoảng cách trục: theo công thức 6.15a (sách tính toán thiết kế ... T1) aw2 = 43(u2+1) Trong đó: T1 – môn xoắn trên trục bánh chủ động T1 =16610 (N.mm) ya = bw/ aw - hệ số chiều rộng bánh răng do bộ truyền đặt đối xứng với ổ nên ta chọn ya = 0,3 => yd = 0,53.ya(u+1) = 0,53.0,3.( 2,5 +1 ) = 0,5565 Tra theo yd ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế ... T1) Ta có: KHB = 1,03 Thay vào ta có: aw = 43(2,5+1)ằ 81,1 mm Ta lấy aw = 85 mm Các thông số ăn khớp: Mô đun pháp m = ( 0,01 á 0,02 ) 85 = 0,75á 1,7 mm Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 1,5 Chọn sơ bộ b = 100 => cosb = 0,9848 => số răng bánh nhỏ (bánh 1) Z1 = 2 aw . cosb/ m(u+1) = = 2.85.0,9848/ 1,5.(2,5+1) ằ31,5 Ta lấy Z1 = 31 răng => số răng bánh lớn (bánh 2) Z2 = u.Z1 = 2,5.31 = 77,5 Ta lấy Z2 = 77 răng Do vậy tỷ số truyền thực um = Z2/ Z1 = 77/ 31 = 2,484 Tính lại b : cosb = m ( Z1 + Z2 ) / 2 aw = 1,5.( 31+ 77 )/ 2. 85 = 0,95294 b ằ17,64o = 17038’ Đường kính vòng chia : d1 = dw1 = m . Z1/ cosb = 1,5 .31 / 0,964285 ằ 48,78 mm d2 = dw2 = m . Z2/ cosb = 1,25 .77 / 0,964285 ằ 121,17 mm Chiều rộng vành răng bw = ya . aw = 0,3 . 85 = 25,5mm Lấy bw = 26 mm Hệ số trùng khớp eb = bw . sinb / p.m = 26.0,302/ 3,14 .1,5 =1,67 3.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn, độ bền tiếp xúc và khi quá tải Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH] sH = ZM ZH Ze ; Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng cơ tính vật liệu; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; - bw : Chiều rộng vành răng. - dw : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; T3 = 16610 Nmm ; bw = 26 mm ; ZM = 275 MPa (tra bảng 65 ) ; Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp : at = atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg200/ cos17,60) ằ20,90o tgbb = cos at.tgb = cos(20,90o).tg(17,6o)= 0,296 ị bb = 16,50o ZH = = =1,69 ; ea = 1,654, Ze = = ằ 0,78 KH = KHb. KHVKHa ; KHb = 1,03 (Tính ở trên); Vận tốc bánh dẫn : v = m/s; vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9 ; KHa = 1,16 (tra bảng 6.14). theo bảng 6.15 => dH =0,002 tra bảng 6.16 chọn go= 73 , Theo công thức 6.42 KH = KHb . KHV . KHa = 1,03.1,03.1,16 ằ 1,23 Thay số : sH = 275.1,69.0,78. ằ 350 MPa Do sH [sH] =382 nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc. Kiểm tra độ thừa bền: ([sH]-sH)/sH=(350-382)/350=0,09<0,1 độ thừa bền là hợp lí Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Yêu cầu sF [sF] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế ... T1) sF3 = 2.T3.KFYeYbYF1/( bwdw.m) Tính các hệ số : Tra theo yd ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế ... T1), ta có KFb = 1,08 ; với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14 (sách tính toán thiết kế ... T1, trang 107) cấp chính xác 9 thì KFa = 1,40. Tra bảng 6.16 chọn go= 73 Theo bảng 6.15 => dF =0,006 => KF = .KFb.KFa.KFV = 1,08.1,40.1,225 = 1,85 Với ea = 1,654 ị Ye = 1/ea = 1/1,654 = 0,605; b = 17,6o ị Yb = 1 - b/1400 = 1 – 17,6°/1400 = 0,874; Số răng tương đương: Ztđ1 = Z1/cos3b = 31/(0,95319)3 = 35,79 Ztđ2 = Z2/cos3b = 77/(0,95319)3 = 88,91 Với Ztđ1 = 35,79 ; Ztđ2 = 88,91 tra bảng 6.18 trang 109 thì ta có YF1= 3,70 ; YF2= 3,60; ứng suất uốn : sF1 = 2.16610.1,85.0,605.0,874.3,70 / (26.48,78.1,5) = 63,2 MPa; sF2 = sF1 . YF2 / YF1 = 63,2.3,60/ 3,70 = 61,5 MPa; Ta thấy độ bền uốn được thoả mãn vì sF1 < [sF1] =205,7 MPa, sF2< [sF2] = 154,3 MPa; Kiểm nghiệm răng khi quá tải: Kqt = Tmax/ T = 1,4. sHmax = sH . MPa < [sH]max = 1260 MPa; sF1max = sF1. Kqt = 63,2. 1,4 = 87,08 MPa ; sF2 max = sF2. Kqt = 61,5. 1,4 = 86,10 MPa vì sF1max < [sF1]max = 360 MPa, sF2max < [sF2]max = 360 MPa nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải. * Kết luận : Bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn. 4.Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh : Mô đun pháp m = 1,5 mm Khoảng cách trục : aw = 85 mm Đường kính vòng chia : d1 = dw1 = m . Z1/ cosb = 1,5 . 31 / 0,95319 ằ 48,78 mm d2 = dw2 = m . Z2/ cosb = 1,5 .77 / 0,95319 ằ 121,17 mm Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 48,78 + 2. 1,5 = 51,78 mm, da2 = d2 + 2.m = 121,17 + 2. 1,5 = 124,17 mm, Đường kính đáy răng : df1 = d1 - 2,5. m =48,78 - 2,5.1,5 = 45,03 mm, df2 = d2 - 2,5. m = 121,17 - 2,5. 1,5 = 117,42 mm, Đường kính cơ sở : db1 = d1. cos a = 45,03 . cos 200 = 42,31 mm, db2 = d2. cos a = 121,17. cos 20° = 113,86 mm Chiều rộng vành răng bw = 26 mm Góc nghiêng của răng: b ằ17,6o = 17036’ Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp : at = atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg200/ cos17,6) ằ20,9o Hệ số trùng khớp Ft2 Fr1 Ft1 Ft2 Fa1 Fa2 eb = bw . sinb / p.m = 26.0,302/ 3,14 .1,5 =1,67 5.Lực tác dụng lên bộ truyền. -Ft1 = (N) = Ft 2; -Fr1 =273 (N) = Fr 2 ; -Fa1 = Ft1.tgb = 681.tg17,6o = 216 (N) = Fa2 ; 6.Kiểm tra sự phù hợp của bộ truyền với kết cấu hộp giảm tốc. Để phù hợp với kết cấu bộ truyền phải đảm bảo: abr + da1/2 + 20 á 30 Ê atv với abr và atv là khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng và bộ truyền trục vít ; da1 là đường kính ngoài bánh răng 1. Thay số vào ta được: 85+51,78/2+20á30=130,89á140,89 < atv=205 Vậy bộ truyền phù hợp với kết cấu hộp giảm tốc V.tính toán ,thiết kế trục. 1.Xác định sơ bộ đường kính trục và chọn sơ bộ ổ lăn: ă Xác định sơ bộ đường kính trục : Theo công thức tính sơ bộ đường kính trục d ³ c Chọn c1 trong khoảng (120á160) +Với trục 1: lấy c1= 160;N1=2,47 kW;n1=1420 v/p Ta có d1³ c1 = 160= 19,24 mm Chọn d1= 20 mm ; +Với trục 2 : c2=160; N2=2,35; n2=568 v/p d2³c2= 160= 25,68mm lấy d2= 30 mm +Với trục 3: c3=149; N3=1,86 ; n3=17,75 v/p d3³ c3 = 120= 56,57 mm lấy d3= 60mm ă Chọn sơ bộ ổ lăn: Chọn sơ bộ ổ lăn là ổ đũa côn Với d1= 20 ị chọn ổ đũa côn loại nhẹ có bo1= 15 mm Với d2= 30 ị chọn ổ đũa côn loại nhẹ có bo1= 19 mm Với d3= 60 ị chọn ổ đũa côn loại trung có bo1= 31mm 2.Vẽ phác hộp giảm tốc. ă Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: Chọn K1 = 10 (mm) K2 = 10 (mm) K3 = 15 (mm) hn = 20 (mm). Chiều dài moay ơ nối trục, bánh răng, đĩa xích : lm12 = (1,4 á 2,5 )dI = 40 (mm). lm13 = (1,2 á 1,5 )dI = 30 (mm). lm22 = (1,2 á 1,5 )dII = 35 (mm). lm32 = (1,2 á 1,8 )dIII = 90 (mm). lm33 = (1,2 á 1,5 )dIII = 80 (mm) Khoảng cách trên các trục : Trục I: l12 = - lc12 = -[0,5.(lm12+ bo1 )+k3 +hn ]= -62,5 (mm). l13 = 0,5.(lm13+ bo)+k1 +k2 = 42.5 (mm). l11 = 2 l13 = 85 mm Trục II l22 = 0,5.(lm22+ bo2 )+k1 +k2 = 47 (mm). l21 = (0,9á1)daM2 = 337 (mm) l23 = l21/2= 168,5 (mm) Trục III l32 = 0,5.(lm32+ bo3 )+k1 +k2 = 80,5 (mm) l31 = 2.l32 = 161 (mm) l33 = l31 + lc33 = l31 + 0,5.(lm33+ bo3 )+k3 +hn = 251,5 (mm) lc3= l33 –l31= 251,5-161=90,5 ă Vẽ phác hộp giảm tốc:(Hình vẽ trang bên) 3. Lực tác dụng từ các bộ truyền lên trục ăTa có sơ đồ phân tích lực chung như hình vẽ: Fk Fr1 Ft1 Fa1 Fr2 Ft2 Fa2 Ft3 Fa3 Fr3 Ft4 Fa4 Fr4 a,Lực tác dụng lên các bộ truyền trong hộp giảm tốc RXX O2 b hhộp RXy RX a O1 Ft4 H RXx b,Lực tác dụng trên bộ truyền xích Hình1.Sơ đồ lực tác dụng trên các bộ truyền ăCác lực tác dụng lên trục: Lực do khớp nối, lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng, lực tác dụng lên bộ truyền trục vít-bánh vít,lực tác dụng trên bộ truyền xích . Các thành phần lực trong thiết kế được biểu diễn như hình vẽ phần trên. +Lực tác dụng của khớp nối: FK = (0,2 á 0,3).2T1 /D0 , Với : T1 = 16612 N.mm , D0 = 50 mm. ị 166 (N). +Lực tác dụng khi ăn khớp trên các bộ truyền trong hộp giảm tốc được chia làm ba thành phần: Ft: Lực vòng; Fr: Lực hướng tâm; Fa: Lực dọc trục; Trong đó: -Ft1 = Ft 2 = 681(N); -Fr1 = Fr 2 = 273(N); -Fa1 = Fa2 = 216(N); -Ft3 = Fa4 = 878(N); -Ft4 = Fa3 = 6255(N); -Fr3 = Fr4 = 2290(N); +Lực tác dụng trên bộ truyền xích: Lực căng của xích trên nhánh chủ động RX=Ft+F0+Fv =7900+158+0,32=8058(N) (Ft : lực vòng; F0 : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra; Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra) Lực này được chia ra làm hai thanh phần RXx và RXy; Để xác định RXX và RXY ta phải xác định các góc a và b, ta có: sinb= (R2-R1)/A= (1055-255,6)/2.732= 0,546 => b= 33,090 Lấy hhộp=300mm sina= (H-hhộp)/A=(750-300)/732=0,615 => a= 37,930 =>g= a+b=71,020 RXx= FX.cosg=8058.cos71,020= 2621 (N) RXy= FX.sing= 8058.sin71,020= 7612 (N) 4.Thiết kế trục : Ta đi tính toán và thiết kế từng trục: Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục I ( Hình 2) ă Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự phương , trục,đầu ổ) và vẽ biểu đồ mômen. ã Chiếu các lực lên phương oy : Giải hệ này ta được Ry11 =74,5 (N), Ry12 = 198,5 (N) Viết phương trình mômen uốn Muy cho trục I: +Đoạn AB (0ÊzÊ62,5) : My1= 0 +Đoạn BC (62,5ÊzÊ105) : My2 = Ry11(z-62,5)=74,5(z-62,5) +Đoạn CD (105ÊzÊ147,5) : My3=Ry11(z-62,5)-Fr1(z-105)+Fa1.dw1/2 =74,5(z-62,5)-273(z-105)+5268,24 ã Chiếu các lực lên phương ox: Giải hệ này ta được Rx12 = 462,5(N), Rx11 = 52,5 (N) Viết phương trình mômen Mux cho trục I: +Đoạn AB (0ÊzÊ62,5) : Mx1= Fk.z = 166.z +Đoạn BC (62,5ÊzÊ105) : Mx2 =Fk.z+Rx11(z-62,5)=166.z+52,5(z-62,5) +Đoạn CD (105ÊzÊ147,5) : My3= Fk.z+Rx11(z-62,5)-Ft1(z-105) =166.z+52,5(z-62,5)-681(z-105) Mômen xoắn trên trục Mx= 16612(Nmm) Từ đó ta vẽ được biểu đồ mômen Muy ,Mux , Mx cho trục I ( Hình 2) ăTính mômen uốn tổng và mômen tương đương tại các thiết diện nguy hiểm Mômen uốn ở những thiết diện nguy hiểm trên trục I đợc xác định trên biểu đồ mô men Mux ,Muy +Tại thiết diện B: MuB== =10357(Nmm) +Tại thiết diện C: MuC== =21394(Nmm) Mômen tương đương tại B và C: + MtđB= == 17727(Nmm) + MtđC= == 25781(Nmm) ăTính đường kính trục tại các thiết diện B và C theo công thức: dj³ với [s] là ứng suất cho phép của thép để chế tạo trục ,chọn thép chế tạo trục là Thép 45 có sb=600Mpa =>[s]= 63 MPa + dB ³ ==14,1 mm + dC ³ ==16,0 mm + Tại thiết diện B là ngõng trục do vậy ta chọn đường kính trục là dB=15mm. + Tại thiết diện C là phần trục lắp bánh răng do vậy chọn đường kính trục là 20mm theo tiêu chuẩn . ă Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Kết cấu trục thiết kế đợc phải thoả mãn điều kiện: Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5...2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5... 3. ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trờng hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau đây: ; trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Vật liệu là thép 45 nên s-1= 0,436sb=0,436.600=262MPa t-1ằ 0,58s-1 = 0,58.262 = 152MPa sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. Xác định các thành phần trong công thức: * Xét tại tiết diện B: Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng ,do đó sa tính theo ct 10.22 sm = 0, sa=smax= Mu/W = 10357/331= 31,3 MPa. (W=p.d3/32) Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó tm1 , ta tính theo ct 10.23 tm1 = ta = T/2Wo =16612/2.662= 12,5 Mpa. ys, yt là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra theo bảng 10.7 được ys=0,05; yt=0 Phương pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 …0,63 mm, do đó theo bảng 10.8 , hệ số tập trung ứng suất do trạng tháI bề mặt Kx = 1,06 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1 Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn là k6 sb = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm d=15mm ta tra được tỉ số Ks/es = 2,06 Kt/et = 1,64 Xác đìng các hệ số Ksd và Ktd theo ct 10.25 và ct 10.26 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss theo ct 10.20 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo ct 10.21 Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Trục tại tiết diện B thoả mãn về độ bền mỏi. * Xét tại tiết diện C:(d=20mm) sm = 0, sa=smax= Mu/W = 21394/785= 27,3 MPa. tm1 = ta = T/2Wo =16612/2.1570= 5,3 MPa. Phương pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 …0,63 mm, do đó theo bảng 10.8 , hệ số tập trung ứng suất do trạng tháI bề mặt Kx = 1,06 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1 Theo bảng 10.12 khi dung dao phay ngón , hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu sb = 600 MPa là Ks = 1,76 và Kt = 1,54. Từ bảng 10.10 với d = 15 mm, es = 0,92 et= 0,89 xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên tiết diện này Ks/es= 1,76/0,92 = 1,91 Kt/et= 1,54/0,89 = 1,73 Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn là k6 sb = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm d=20mm ta tra được tỉ số Ks/es = 2,06 Kt/et = 1,64 Xác đìng các hệ số Ksd và Ktd theo ct 10.25 và ct 10.26 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss theo ct 10.20 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo ct 10.21 Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Trục tại tiết diện C thoả mãn về độ bền mỏi. ăĐịnh kết cấu trục I: + Để kết cấu trục thoả mãn các yêu cầu về công nghệ ta chọn đường kính trục tăng lên , cụ thể là : đường kính trục tại phần lắp bánh răng lấy dIC=34mm; đường kính tại ngõng trục dIB=25mm, đường kính tại phần lắp nối trục là dIA=18mm + Do đường kính trục tại phần lắp bánh răng gần bằng với dw1 nên ta chế tạo bánh răng liền trục. + Các ổ lăn trên trục lắp theo kiểu k6 + Chọn kiểu lắp của nối trục với trục là H7/k6 , chọn đường kính phần trục lắp nối trục d= 18mm =>chọn loại then có kích thước bxh=6x6, t1=3,5mm; t2=2,8mm Kết cấu của trục I được vẽ trên hình 2 ăKiểm nghiệm độ bền của then Độ bền dập ct 9.1 Độ bền cắt ct 9.2 Theo bảng 9.5 ta tra được [sd] =150 (Mpa) và [tc] =60-:- 90 (Mpa) . Vậy mối ghép then đều thoả mãn độ bền đập và độ bền cắt . Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục II ( Hình 3) ă Tính các phản lực Ryj và RxJ ãChiếu các lực lên phương oy : Giải hệ này ta được Ry22 = 984,6 (N), Ry21 = 1578,4 (N) Viết phương trình mômen uốn Muy cho trục II: +Đoạn AB (0ÊzÊ47) : My1= Fa2.dw2/2+Fr2.z=13086,36 + 273.z +Đoạn BC (47ÊzÊ215,5) : My2 = Fa2.dw2/2+ Fr2.z -Ry21(z-47) =13086 + 273.z - 1578,4(z-47) +Đoạn CD (215,5ÊzÊ384) : My3= Fa2.dw2/2+ Fr2.z -Ry21(z-47)+Fr3(z-215,5) + Fa3.dw3/2 =41211+ 273.z - 1578,4(z-47)+ Fr3(z-215,5) ã Chiếu các lực lên phương ox: Giải hệ này ta được Rx22 = 534(N), Rx21 = 337 (N) Viết phương trình mômen Mux cho trục II: +Đoạn AB (0ÊzÊ47) : Mx1= Ft2.z = 681.z +Đoạn BC (47ÊzÊ215,5) : Mx2 =Ft2.z-Rx21(z-47)=681.z-337(z-47) +Đoạn CD (215,5ÊzÊ384) : My3= Ft2.z-Rx21(z-47)-Ft3(z-215,5) =681.z-337(z-47)-878(z-215,5) Mômen xoắn trên trục Mx= 39511(Nmm) Từ đó ta vẽ được biểu đồ mômen Muy ,Mux , Mx cho trục II ( Hình 3) ă Mômen uốn ở những thiết diện nguy hiểm trên trục II được xác định trên biểu đồ mô men Mux ,Muy +Tại thiết diện B: MuB== =41184(Nmm) +Tại thiết diện C: MuC== =208540(Nmm) Mômen tương đương tại B và C: + MtđB= == 53544(Nmm) + MtđC= == 211329(Nmm) ăTính đường kính trục tại các thiết diện B và C theo công thức: dj³ với [s] là ứng suất cho phép của thép để chế tạo trục ,chọn thép chế tạo trục là Thép 45 có sb=600Mpa =>[s]= 63 MPa + dB ³ ==20,4 mm + dC ³ ==32,3 mm +Tại thiết diện B là ngõng trục do vậy ta chọn đường kính trục là dB=25mm. + Tại thiết diện C là phần trục lắp bánh răng do vậy chọn đường kính trục là 34mm theo tiêu chuẩn . ă Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Kết cấu trục thiết kế đợc phải thoả mãn điều kiện: Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5...2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5... 3. ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trờng hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức : trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Vật liệu là thép 45 nên s-1= 0,436sb=0,436.600=262MPa t-1ằ 0,58s-1 = 0,58.262 = 152MPa sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. Xác định các thành phần trong công thức: * Xét tại tiết diện B: Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng ,do đó sa tính theo ct 10.22 sm = 0, sa=smax= Mu/W = 41184/1534= 26,9 MPa. (W=p.d3/32) Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó tm1 , ta tính theo ct 10.23 tm1 = ta = T/2Wo =39511/2.3068= 6,4 Mpa. ys, yt là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra theo bảng 10.7 được ys=0,05; yt=0 Phương pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 …0,63 mm, do đó theo bảng 10.8 , hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx = 1,06 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1 Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn là k6 sb = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm d=25mm ta tra được tỉ số Ks/es = 2,06 Kt/et = 1,64 Xác đìng các hệ số Ksd và Ktd theo ct 10.25 và ct 10.26 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss theo ct 10.20 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo ct 10.21 Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Trục tại tiết diện B thoả mãn về độ bền mỏi. * Xét tại tiết diện C:(d=34mm) sm = 0, sa=smax= Mu/W = 208540/3859= 54 MPa. tm1 = ta = T/2Wo =39511/2.7718= 2,6 MPa. Phương pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 …0,63 mm, do đó theo bảng 10.8 , hệ số tập trung ứng suất do trạng tháI bề mặt Kx = 1,06 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1 Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn là k6 sb = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm d=34mm ta tra được tỉ số Ks/es = 2,06 Kt/et = 1,64 Xác đìng các hệ số Ksd và Ktd theo ct 10.25 và ct 10.26 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss theo ct 10.20 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo ct 10.21 Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Trục tại II tiết diện C thoả mãn về độ bền mỏi. ăĐịnh kết cấu trục II: Trục II là trục chế tạo trục vít: + Để kết cấu trục thoả mãn các yêu cầu về công nghệ ta chọn đường kính trục: đường kính trục tại phần chế tạo trục vít lấy dIIC=60mm; đường kính tại ngõng trục dIIB=50 mm, đường kính tại phần lắp bánh răng là dIIA=40mm + Các ổ lăn trên trục lắp theo kiểu k6 + Chọn kiểu lắp bánh răng với trục là H7/k6 , dIIA = 40mm =>chọn loại then có kích thước bxh=12x8, t1=5mm; t2=3,3mm Kết cấu của trục được vẽ trên hình 3 ăKiểm nghiệm độ bền của then Độ bền dập ct 9.1 Độ bền cắt ct 9.2 Theo bảng 9.5 ta tra được [sd] =150 (Mpa) và [tc] =60-:- 90 (Mpa) . Vậy mối ghép then thoả mãn độ bền đập và độ bền cắt . Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục III ( Hình 4) ă Tính các phản lực Ryj và RxJ ãChiếu các lực lên phương oy : Giải hệ này ta được Ry32 = 12163 (N), Ry31 = 2261 (N) Viết phương trình mômen uốn Muy cho trục III: +Đoạn AB (0ÊzÊ80,5) : My1= Ry31.z=-2261.z +Đoạn BC (80,5ÊzÊ161) : My2 = -Fa4.dw4/2- Ry31.z -Fr4.(z-80,5) =-140480 - 2261.z - 2290(z-80,5) +Đoạn CD (161ÊzÊ251,5) : My3=-Fa4.dw4/2- Ry31.z -Fr4.(z-80,5) Fr2.z +Ry32(z-161) ==-140480 - 2261.z - 2290(z-80,5)+12163(z-161) ã Chiếu các lực lên phương ox: Giải hệ này ta được Rx32 = 7222(N), Rx31 = 1654(N) Viết phương trình mômen Mux cho trục III: +Đoạn AB (0ÊzÊ80,5) : Mx1= Rx31.z = 1654.z +Đoạn BC (80,5ÊzÊ161) : Mx2 =Rx31.z-Ft4(z-80,5)=1654.z-6255(z-80,5) +Đoạn CD (161ÊzÊ251,5) : My3= Rx31.z-Ft4(z-80,5)-Rx32(z-161) = 1654.z-6255(z-80,5)+7222(z-161) Mômen xoắn trên trục III Mx= 1000732(Nmm) Từ đó ta vẽ được biểu đồ mômen Muy ,Mux , Mx cho trục III ( Hình 4) ă Mômen uốn ở những thiết diện nguy hiểm trên trục III được xác định trên biểu đồ mô men Mux ,Muy +Tại thiết diện B:MuB===348896(Nmm) +Tại thiết diện C:MuC===728400(Nmm) Mômen tương đương tại B và C: + MtđB= == 934252(Nmm) + MtđC= == 1132106(Nmm) ăTính đường kính trục tại các thiết diện B và C theo công thức: dj³ với [s] là ứng suất cho phép của thép để chế tạo trục ,chọn thép chế tạo trục là Thép 45 có sb=600Mpa =>[s]= 63 MPa + dB ³ == 57,16 mm + dC ³ == 60,95 mm +Tại thiết diện C là ngõng trục do vậy ta chọn đường kính trục là dB=65mm. + Tại thiết diện B là phần trục lắp bánh vít do vậy chọn đường kính trục là 70 mm theo tiêu chuẩn . ă Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Kết cấu trục thiết kế được phải thoả mãn điều kiện: Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5...2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5... 3. ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trờng hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức : trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Vật liệu là thép 45 nên s-1= 0,436sb=0,436.600=262MPa t-1ằ 0,58s-1 = 0,58.262 = 152MPa sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. Xác định các thành phần trong công thức: * Xét tại tiết diện B: Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng ,do đó sa tính theo ct 10.22 sm = 0, sa=smax= MuB/W = 348896/29489= 11,8 MPa. (W tính theo công thức bảng 10.6) Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó tm1 , ta tính theo ct 10.23 tm1 = ta = T/2Wo =1000732/2.63163= 7,9 Mpa. ys, yt là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra theo bảng 10.7 được ys=0,05; yt=0 Phương pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 …0,63 mm, do đó theo bảng 10.8 , hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx = 1,06 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1 Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay ngón , hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu sb = 600 MPa là Ks = 1,76 và Kt = 1,54. Từ bảng 10.10 với d = 70 mm, es = 0,76 et= 0,73 xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên tiết diện này Ks/es= 1,76/0,76 = 2,32 Kt/et= 1,54/0,73 = 2,11 Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn là k6 sb = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm d=70mm ta tra được tỉ số Ks/es = 2,52 Kt/et = 2,03 Xác định các hệ số Ksd và Ktd theo ct 10.25 và ct 10.26 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss theo ct 10.20 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo ct 10.21 Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Trục tại tiết diện B thoả mãn về độ bền mỏi. * Xét tại tiết diện C:(d=65mm) sm = 0, sa=smax= MuC/W = 728400/26961= 27 MPa. tm1 = ta = T/2Wo =1000732/2.53922= 0,93 MPa. Phương pháp gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 …0,63 mm, do đó theo bảng 10.8 , hệ số tập trung ứng suất do trạng tháI bề mặt Kx = 1,06 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1 Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn là k6 sb = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm d=65mm ta tra được tỉ số Ks/es = 2,32 Kt/et = 2,11 Xác đìng các hệ số Ksd và Ktd theo ct 10.25 và ct 10.26 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss theo ct 10.20 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo ct 10.21 Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Trục tại tiết diện C thoả mãn về độ bền mỏi. ăĐịnh kết cấu trục III: + Ta chọn các đường kính trục: đường kính tại ngõng trục dIIC=65 mm, đường kính tại phần lắp bánh vít là dIIIB=70mm;đường kính tại phần lắp đĩa xích dIIID=60mm + Các ổ lăn trên trục lắp theo kiểu k6 + Chọn kiểu lắp bánh vít và đĩa xích với trục là H7/k6 , dIIIB = 70mm =>chọn loại then có kích thước bxh=20x12, t1=7,5mm; t2=4,9mm. DIIID=60 => chọn loại then có kích thước bxh=18x11, t1=7mm; t2=4,4mm Kết cấu của trục được vẽ trên hình 4 ăKiểm nghiệm độ bền của then Độ bền dập ct 9.1 Độ bền cắt ct 9.2 Tiết diện d (mm) lt (mm) bxh t1(mm) T(Nmm) sd MPa) tc MPa) B 70 78 20x12 7,5 1000732 79,4 17,9 C 65 69 18x11 7 1000732 111,6 24,8 Theo bảng 9.5 ta tra được [sd] =150 (Mpa) và [tc] =60-:- 90 (Mpa) . Vậy mối ghép then thoả mãn độ bền đập và độ bền cắt . vII. CHọN ổ LĂN. 1.Chọn ổ lăn cho trục I của hộp giảm tốc: Fs0 Fs1 Fat Fr0 Fr1 Sơ đồ ổ lăn như hình vẽ 0 1 Fr0==(N) Fr1==(N) Fat=216(N) Đường kính ngõng trục d= 25mm Chọn ổ bi đỡ chặn cỡ đặc biệt nhẹ có số hiệu 46205 có C=12,4kN ;C0=8,50kN Kiểm nghiệm khả năng tải : ăKhả năng tải động: Xét tỉ số : Fat/C0 = 216/8500=0,025 Tra bảng 11.4 ta được e=0,34 Các lực dọc trục tác dụng vào ổ được xác định theo sơ đồ trên: Fs0=e.Fr0=0,34.91,5= 31,1N Fs1=e.Fr1=0,34.503= 171N => Xác định các hệ số X,Y trong công thức tính tải trọng động quy ước Fa0/vFr0=31,1/91,5 =0,33 (tra bảng 11.4) X=1, Y=0 Fa1/vFr1=247/503= 0,49 > e => X= 0,45; Y= 1,62 Theo ct 11.3 tải trọng qui ước được tính theo công thức: Q = (XVFr+ Y.Fa)kt.kd Với kt = 1 vì (nhiệt độ t Ê 100oC ), kđ = 1 Q0= 1.Fr0= 91,5N Q1= 0,45.1.503 +1,62.247= 626,5N Ta kiểm nghiệm ở ổ chịu tải lớn hơn Theo ct 11.1 Khả năng tải động Trong đó -Q :tải trọng quy ước -L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay -m :bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn ,với ổ bi m=3 L = Lh.n1.60.10-6 = 11000.1420. 60. 10-6 = 937,2 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 626. = 6,13 kN. Do Cd = 6,13kN < C = 12,4 kN ị loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động. ă Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Tra bảng 11.6 được X0=0,5 ,Y0=0,47 => Qt=X0.Fr1+Y0.Fa1=0,5.503+0,47.247=367,6 N Do Qt = 367,6 N < C0 = 8,50 kN. ị loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh. 0 1 Fat Fr0 Fr1 2.Chọn ổ lăn cho trục II của hộp giảm tốc: Sơ đồ ổ lăn như hình vẽ: Fr0==(N) Fr1==(N) Fat=Fa2+Fa3=216+6255=6271 (N) Đường kính ngõng trục d= 50 mm *Chọn ổ 0 là ổ bi đỡ 1 dãy cỡ nhẹ có số hiệu 210 có C=27,5kN C0=20,2kN Kiểm nghiệm khả năng tải : ăKhả năng tải động: Tải trọng động quy ước: Q= XVFr0.kt.kd=1.1.1040.1.1=1040 Theo ct 11.1 Khả năng tải động Trong đó -Q :tải trọng quy ước -L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay -m :bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn ,với ổ bi m=3 L = Lh.n2.60.10-6 = 11000.568. 60. 10-6 = 374,8 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 1,04. = 7,5 kN. Do Cd = 7,5 kN < C = 27,5 kN ị loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động. ă Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Tra bảng 11.6 được X0=0,6 => Qt=X0.Fr0=0,6.1040=624 N Do Qt = 624 N < C0 =20,2 kN. ị loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh. Fat Fs1’ Fs1’’ Fr1’ Fr1’’ Fr1 * Do tải trọng dọc trục lớn nên ổ 1 là ổ kép gồm 2 ổ đũa côn ghép lại Chọn ổ đũa côn có số hiệu 7310 ,d=50mm C=96,6kN ;C0=75,9kN;a=11,670 ăKiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn. hệ số e= 1,5tga=1,5.tg11,670=0,31 Do sự phân bố không đều của tải trọng hướng tâm nên ta coi ổ chịu tải trọng lớn hơn chịu 0,6 Fr1 =>công thức tính tải trọng động quy ước là: Q=0,6.X1.Fr1+Y1.Fa1 Tổng lực dọc trục Fa1=Fs1’ + Fat Fs1’= 0,6.Fr1.e= 0,5.1666.0,31=258N Fa1=258+6271= 6529N Xét tỉ số Fa1/VFr1=6529/1666=3,9> e tra bảng 11.4 ta được các hệ số X1,Y1 X1=0,4 Y1=0,4.cotg11,670=1,93 Q=0,6.0,4.1666+1,93.6529= 13kN Hệ số khả năng tải động: Cd = 13. = 93,7 kN ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động ă Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Tra bảng 11.6 được X0=0,5,Y0=0,22.cotga =1,06 => Qt=X0.Fr1+ Y0.Fa1 =0,6.1666 + 1,06.6529= 7920 N Do Qt = 7920 N < C0 =75,9 kN. ị loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh. 3.Chọn ổ lăn cho trục III của hộp giảm tốc: Fs0 Fs1 Fat Fr0 Fr1 Sơ đồ ổ lăn như hình vẽ 0 1 Fr0==(N) Fr1==(N) Fat=878(N) Đường kính ngõng trục d= 65mm Chọn ổ đũa côn cỡ đặc biệt nhẹ số hiệu 2007113 có C=52,9kN;C0=51,3kN; a=14,080 Kiểm nghiệm khả năng tải : ăKiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn. hệ số e= 1,5tga=1,5.tg14,080=0,376 Các lực dọc trục tác dụng vào ổ được xác định theo sơ đồ trên: Fs0=0,83.e.Fr0=0,83.0,376.2801= 874N Fs1=0,83.e.Fr1=0,83.0,376.14145= 4414N => Xác định các hệ số X,Y trong công thức tính tải trọng động quy ước Fa0/vFr0=1752/2801 =0,625> e =>(bảng 11.4) X=0,4, Y=0,4.cotga=1,59 Fa1/vFr1=4414/14145=0,31 X= 1; Y= 0 Theo ct 11.3 tải trọng qui ước được tính theo công thức: Q = (XVFr+ Y.Fa)kt.kd Với kt = 1 vì (nhiệt độ t Ê 100oC ), kđ = 1 Q0= 0,4.2801+1,59.1752= 3910N Q1= 1.14145= 14145N Ta kiểm nghiệm ở ổ 1 chịu tải lớn hơn Theo ct 11.1 Khả năng tải động Trong đó -Q :tải trọng quy ước -L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay -m :bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn ,với ổ bi m=3 L = Lh.n1.60.10-6 = 11000.17,75. 60. 10-6 =11,7 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 14,14. = 32,1 kN. Do Cd = 32,1kN < C = 52,9 kN ị ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải động. ă Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Tra bảng 11.6 được X0=0,5 ,Y0=0,47 => Qt=X0.Fr1+Y0.Fa1=0,5.14145+0,47.4414=9147 N Do Qt = 9147 N < C0 = 51,3 kN. ị loại ổ lăn này thoả mãn khả năng tải tĩnh. Các thông số cơ bản của ổ lăn trong hộp giảm tốc bánh răng – trục vít: Trục I: Loại ổ: ổ bi đỡ chặn một dãy . Kí hiệu:46205, cỡ đặc biệt nhẹ, d =25 mm, D = 52mm, B =15 mm, r = 1,5 mm, r=0,5mm , C = 12,4 kN, C0 = 8,5 kN. Trục II: Loại ổ: ổ bi đỡ một dãy . Kí hiệu:210, cỡ nhẹ ; d =50 mm, D = 90 mm, B =20 mm, r = 2 mm, C = 27,5 kN, C0 =20,2 kN. Loại ổ: ổ đũa côn 1 dãy . Kí hiệu:7310, cỡ trung ; d =50 mm, D = 110 mm, B =27 mm, r = 3 mm, C = 96,6 kN, C0 =75,9 kN. Trục III: Loại ổ: ổ đũa côn . Kí hiệu: 213, cỡ đặc biệt nhẹ, d =65 mm, D = 100 mm, B = 22 mm, r = 2 mm, C = 52,9 kN, C0 = 51,3 kN. VIII.Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôI trơn và đIều chỉnh ăn khớp. 1.Tính kết cấu của vỏ hộp: Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32. Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục III . Các kích thước cơ bản được trình bày ở bảng trang sau. 2.Bôi trơn trong hộp giảm tốc: Lấy mức dầu ngập ren trục vít (không vượt quá đường tâm con lăn cuối cùng) và sử dụng cánh vung dầu 3.Dầu bôi trơn hộp giảm tốc : Chọn loại dầu là dầu ô tô máy kéo AK-15. 4.Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp: Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ 5.Điều chỉnh sự ăn khớp: Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ này ta chọn chiều rộng bánh răng nhỏ tăng lên 10 % so với chiều rộng bánh răng lớn. Các kích thước ,cấu tạo vỏ hộp giảm tốc đúc: Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dày: Thân hộp, d Nắp hộp, d1 d = 0,03.a + 3 = 0,03.205 + 3 = 9 mm > 6mm d1 = 0,9. d = 0,9. 9 = 8 mm Gân tăng cứng: Chiều dày, e Độ dốc e =(0,8 á 1)d = 8 á 10, chọn e = 10 mm Khoảng 2o Đường kính: Bulông nền, d1 Bulông cạnh ổ, d2 Vít cấy ghép bích nắp và thân, d3 Vít ghép nắp ổ, d4 d1 = 0,04.a+10 = 0,04.205 + 10 =18.2 ị d1 =M20 d2 = 0,8.d1 = 0,8. 20 = M16 d3 = (0,8á 0,9).d2 ị d3 = M14 d4 = (0,6 á 0,7).d2 ị d4 = M10 Mặt bích ghép nắp và thân: Chiều dày bích thân hộp, S3 Chiều dày bích nắp hộp, S4 Bề rộng bích nắp hộp, K3 S3 =(1,4 á 1,5) d3 , chọn S3 = 20 mm S4 = ( 0,9 á 1) S3 = 18 mm K3 = K2 – ( 3á5 ) mm = 50 – 5 = 45 mm Kích thước gối trục: Đường kính ngoài và tâm lỗ vít, D3, D2 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 k là khoảng cách từ tâm bulông đến mép lỗ Chiều cao h Định theo kích thước nắp ổ K2 =E2 + R2 + (3á5) mm = 25 + 20 + 5 = 50mm E2= 1,6.d2 = 1,6 . 16 = 25 mm. R2 = 1,3 . d2 = 1,3. 16 = 20 mm k ³ 1,2.d2 =19,2 ị k = 20 mm h: phụ thuộc tâm lỗ bulông và kích thước mặt tựa Mặt đế hộp: Chiều dày: Khi có phần lồi : Bề rộng mặt đế hộp, K1 và q S1 = (1,3 á 1,5) d1 ị S1 = 28 mm K1 ằ 3.d1 ằ 3.20 = 60 mm q = K1 + 2d = 60 + 2.9 = 78 mm; Khe hở giữa các chi tiết: Giữa bánh răng với thành trong hộp Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp D ³ (1 á 1,2) d ị D = 10 mm D1 ³ (3 á 5) d ị D1 = 30 mm Số lượng bulông nền Z Chọn Z = 4 Tài liệu tham khảo Nguyễn Trọng Hiệp: Chi tiết máy (Tập 1 và 2) Nhà xuất bản Giáo dục 1994 Nguyễn Trọng Hiệp ,Nguyễn Văn Lẫm : Thiết kế chi tiết máy Nhà xuất bản Giáo dục Trịnh Chất ,Lê Văn Uyển:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí(Tập 1 và 2) Nhà xuất bản Giáo dục Mục lục Trang I.Chọn động cơ-------------------------------------------------------------------------1 1.Xác định công suất cần thiết của động cơ---------------------------------1 2.Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ,chọn động cơ---------------------1 II.Phân phối tỉ số truyền-------------------------------------------------------------2 1.Phân phối tỉ số truyền--------------------------------------------------------2 2.Xác định công suất , mômen và số vòng quay trên các trục------------2 III.Tính toán thiết kế bộ truyền xích (Bộ truyền ngoài)------------------------3 1.Chọn loại xích và xác định các thông số của bộ truyền-----------------3 2.Tính toán ,kiểm tra xích về độ bền-----------------------------------------5 IV.Tính toán ,thiết kế bộ truyền trục vít (Bộ truyền cấp chậm)--------------6 1.Chọn vật liệu,xác định ứng suất tiếp xúc cho phép----------------------6 2.Xác định khoảng cách trục và kiểm nghiệm độ bền---------------------6 3.Các thông số bộ truyền------------------------------------------------------7 4.Tính nhiệt cho bộ truyền-----------------------------------------------------8 5.Lực tác dụng lên bộ truyền--------------------------------------------------8 V.Tính toán bộ truyền bánh răng(Bộ truyền cấp nhanh)-----------------------8 1.Chọn vật liệu. Xác định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép--8 2.Tính khoảng cách trục và các thông số ăn khớp-------------------------10 3.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn, độ bền tiếp xúc và khi quá tải----10 4.Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh-------------------------------12 5.Lực tác dụng lên bộ truyền-------------------------------------------------13 6.Kiểm tra sự phù hợp của bộ truyền với kết cấu hộp giảm tốc----------13 VI.Tính toán thiết kế trục-----------------------------------------------------------13 1.Xác định sơ bộ đường kính trục và chọn sơ bộ ổ lăn--------------------13 2.Vẽ phác hộp giảm tốc--------------------------------------------------------14 3. Lực tác dụng từ các bộ truyền lên trục------------------------------------15 4.Thiết kế trục-------------------------------------------------------------------16 4.1. Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục I-----------16 4.2. Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục II----------20 4.3. Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục III---------24 VII.Chọn ổ lăn-------------------------------------------------------------------------29 1.Chọn ổ lăn cho trục I của hộp giảm tốc------------------------------------29 2.Chọn ổ lăn cho trục II của hộp giảm tốc-----------------------------------30 3.Chọn ổ lăn cho trục III của hộp giảm tốc----------------------------------31 VIII.Thiết kế vỏ hộp, bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp-------------------------32 Tài liệu tham khảo-------------------------------------------------------------37