Đồ án Học phần cơ sở thiết kế máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải

ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ SỞ ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY ********** Đề số 1A: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Số liệu cho trước 1 Lực kéo xích tải F (N) F 9750 N 2 Vận tốc băng tải v (m/s) V 0,7 m/s 3 Đường kính băng tải D (mm) D 500 mm 5 Thời gian phục vụ Lh (giờ) Lh 20000 giờ 6 Số ca làm việc 2 ca 7 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài α (độ) a 45o độ 8 Đặc tính làm việc Êm Mục lục Bản thuyết minh đồ án gồm những phần chính sau: - Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền. - Phần II : Tính toán bộ truyền đai thang. - Phần III : Tính toán bộ truyền xích - Phần IV : Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. - Phần V : Chọn khớp nối. - Phần VI : Tính toán và kiểm nghiệm trục. - Phần VII : Tính chọn then. - Phần VIII : Tính chọn ổ trục. - Phần IX : Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục. - Phần X : Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy khác. - Phần XI : Xây dựng bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép. Lời nói đầu Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sư ngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy. Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiến thức đó học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả năng làm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắp ghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác. Do đó khi thiết kế đồ án chi tiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy ...từng bước giúp sinh viên làm quen với công việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình. Trong học phần cơ sở thiết kế máy, nhằm củng cố kiến thức cho sinh viên, em đó được giao đề tài : THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Với sự hướng dẫn tận tình của giảng viên Nguyễn Văn Huyến.Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộ truyền đai, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền xích. Hệ được dẫn động bằng động cơ điện thông qua khớp nối, qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và bộ truyền xích để truyền động đến băng tải. Với một khối lượng kiến thức tổng hợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững, dù đã tham khảo các tài liệu song khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránh được những thiếu sót.Em mong được sự góp ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo và bạn bè. Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong Khoa, đặc biệt là thầy Nguyễn Văn Huyến đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thành đồ án môn học này.... Hưng Yên, ngày…/…./…. Sinh viên: Nguyễn Trọng Đạt . Chú thích: Tài liệu [1] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 1 Tài liệu [2] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 2 Tài liệu [3] : Hướng dẫn đồ án cơ sở thiết kế máy PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN 1.1. Chọn động cơ * Công suất cần thiết: - Công suất danh nghĩa trên trục công tác: Pdn = F.v/1000 Với F: lực kéo băng tải V: vận tốc băng tải ÞPdn = 9750.0,7/1000 =6,825 kW - Công suất đẳng trị của động cơ: β = P1 Trong đó: -P1 : Công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trên trục công tác. - Pi : Công suất tác dụng trong thời gian ti. Þ β= = 0,82 kW - Công suất tính toán trên trục máy công tác: Pt = Pdn .β Þ Pt = 6,825.0,82 = 5,597 kW - Hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động: Ta gọi ht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức: ht = k.đ.rtru.ol4x Theo bảng 2.3 –tr.19 Tài liệu 1 k – hiệu suất của khớp nối. k = 1 đ - hiệu suất của bộ truyền đai thang. đ = 0,95 rtru – hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ. rtru = 0,97 ol – hiệu suất của một cặp ổ lăn. ol = 0,99 x – hiệu suất của bộ truyền xích. x = 0,92 Þ ht=12.0,95.0,97.0,994.0,92= 0,8144 - Công suất cần thiết trên trục động cơ: Pct = Pt / η = = 5,597 /0,144 = 6,87 kW * Số vòng quay đồng bộ của đ/cơ: - Số vòng quay trên trục công tác: nlv = 60000.v/(πD) Với: v- vận tốc băng tải (m/s) D- Đường kính băng tải (mm) Þ nlv = 60000.0,7(3,14.500)= 26,75 (v/p) - Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động (sơ bộ): ut = ux.uđ.uh Chọn sơ bộ TST : bộ truyền xích ux = 3,5 hộp giảm tốc=bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp uh=4 bộ truyền đai uđ = 4 Þ ut = 3,5.4.4 = 56 - Số vòng quay trên trục động cơ : nsb = nlv. ut = 26,75 .56 = 1498 (v/p) Chọn số vòng quay đồng bộ của đ/cơ: nđb = 1500 v/ph * Chọn động cơ: Dựa vào bảng P1.1 sử dụng loại động cơ K132M4 Kiểu động cơ Công suất Vận tốc quay Vòng/phút % Cos Khối lượng Kw Mã lực 50Hz 60Hz K160S4 7,5 10,0 1450 1740 87,5 0,86 5,8 2,2 94 (kg) 1.2. Phân phối tỷ số truyền: * Tính lại tỷ số truyền chung: ut = nđc / nlv = 1450 / 26,75 = 54 * Phân phối TST: Chọn uh= 4, chọn ux=3,5 Ta có: uđ = ut/(uh.ux) = 54 /(3,5.4) = 3,86 1.3. Tính các thông số trên các trục: *Tính toán tốc độ quay của các trục : Trục động cơ: nđc = = 1450/1 =1450 (v/p) Trục I: nI = = 1450/3,86 = 375,6(v/p) Trục II: nII = = 374,4/4 = 93,9 (v/p) *Tính công suất trên các trục: - Pđc = pct = 6,87 kW - PI = Pđc.ηđ.ηol = = 6,87.0,95.0,99 = 6,46 kW - PII = PI. ηbr.ηol = 6,46.0,97.0,99 = 6,2 kW * Tính mômen xoắn: Tđc = 9,55.106.Pct / nđc = 9,55.106. 6,87 / 1450 = 45247,2 (Nmm) T1 = 9,55.106.PI / n1 = 9,55.106. 6,46/ 375,6 = 164251,9 (Nmm) T2 = 9,55.106.PII / n2 = 9,55.106. 6,2 / 93,9 =632585,5 (Nmm) 1.4. Bảng kết quả tính toán : Trục Thông số Trục Động cơ Trục I Trục II Tỷ số truyền 3,86 4 Công suất P( kW) 6,87 6,46 6,2 Số vòng quay n (v/ph) 1450 375,6 93,9 Momen xoắn T( N.mm) 45247,2 164251,9 632585,5 PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG 2.1. Chọn tiết diện đai Chọn tiết diện đai thang: Theo hình 4.1 tài liệu [1] Với Pđc =5,5 kW nđc = 1445 vòng/phút ® chọn tiết diện đai A với các thông số theo bảng 4,13 tài liệu (1): Ký hiệu Kích thước tiết diện, mm Diện tích tiết diện A, mm2 Đường kính bánh đai nhỏ d1, mm Chiều dài giới hạn l, mm bt B h yo A 11 13 8 2,8 81 100 ¸ 200 560 ¸ 4000 Mặt cắt của đai thang Hình 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang: 2.2.Tính toán sơ bộ đai Chọn đường kính bánh đai nhỏ d1 = (5,2...6,4) Với T1: mômen xoắn trên trục bánh đai nhỏ. T1=Tđc=45247,2 N.mm ® d1 = (5,2…6,4) . = (185,3.. 228,06) Chọn d1 = 200mm Kiểm tra vận tốc đai với vmax = 25 m/s ® thoả mãn điều kiện. Theo (4.2) tài liệu [1] Hệ số trượt: e = 0,01-0,02 ® chọn ε = 0,02 Chọn đường kính bánh đai lớn là: Theo (4.2) tài liệu [1], chọn d2 = u . d1 .(1 - e) = 3,86 .200(1 - 0,02) =756,6(mm) Theo bảng 4.21 tài liệu [1] chọn đường kính tiêu chuẩn d2 = 800 mm Vậy tỉ số truyền thực tế: Sai số tỉ số truyền là: Thỏa mãn điều kiện Chọn khoảng cách trục và chiều dài đai Theo bảng 4.14 trang 60 tài liệu [1] chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u và đường kính bánh đai d2:b ® a=0,95. d2 = 0,95.800=760 Kiểm tra điều kiện a: 0,7(d1 + d2) + h £ a £ 2(d1 + d2) 0,7(d1 + d2) + h = 0,55(200+ 800) + 8 = 558 2(d1 + d2) = 2 (200 + 800) = 2000 ® thỏa mãn điều kiện Theo (4.4) tài liệu [1] Từ khoảng cách trục a đã chọn, ta có chiều dài đai: Theo bảng 4.13 tài liệu [1] ® chiều dài tiêu chuẩn l = 3350 mm Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giây Theo công thức (4.15) tài liệu [1] với imax = 10 vòng/giây Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2360 mm Theo (4.6) trang 54 tài liệu [1] Trong đó: Theo (4.7) trang 54 tài liệu [1] , góc ôm bánh đai nhỏ ® a1 > amin = 120o ® thoả mãn điều kiện 2.3. Xác định số đai z: Theo (4.16) trang 60 tài liệu [1] Trong đó: + Ca : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm a1 Bảng 4.15 trang 61 tài liệu [1] ® Ca = 1-0,0025(180- ) = 0,89với a = 139o + Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai Với -l: chiều dài đai của bộ truyền đang xét. -lo: Chiều dài đai lấy làm thí nghiệm ghi trong bảng 4.19 tài liệu (1) Bảng 4.16 trang 61 tài liệu [1] ® Cl = 1,15 + Kđ : hệ số tải trọng động Bảng 4.7 trang 55 tài liệu [1] ® Kđ = 1,1 + Cu : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền Bảng 4.17 trang 61 tài liệu [1] ® Cu = 1,14 với u = 3,86 + [Po] : công suất cho phép (kW) Bảng 4.19 trang 62 tài liệu [1] ® [Po] = 4,06 kW với v = 15,12 m/s và d1 = 200 mm ® P1/ [P0] =6,87/4,06 = 1,69 + Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đai Bảng 4.18 trang 61 tài liệu [1] ® Cz = 1 Do đó z = 6,87.1,1/(4,06.0,89.1,15.1,14.1) = 1,45 ® lấy z = 1 2.4.Chiều rộng của bánh đai theo công thức 4.17 tài liệu(1) B = (z - 1) . t + 2e Với z = 1, t = 15 và e = 10 Tra bảng 4.21 Tài liệu [1] B = (1 - 1) . 15 + 2 . 10 =20 (mm) Đường kính ngoài của bánh đai (với ho = 3.3) da = d1 + 2ho = 200 + 2 . 3,3 = 206,6 (mm) Xét lực căng bánh đai + Xác định lực căng do lực li tâm sinh ra: Theo công thức (4.20) trang 64 tài liệu [1] Fv = qm . v2 =0,105.15,122 + qm: khối lượng 1 m chiều dài đai Theo bảng 4.22 trang 64 tài liệu [1] qm = 0,105 kg/m + v: vận tốc vòng =15,12(m/s) + P1: công suất trên bánh đai chủ động Theo (4.19) trang 63 tài liệu [1] F0 = + 30 = 376,9 (N) Lực tác dụng lên trục theo công thức (4.21) tr64 tài liệu (1). Fr = 2Fo . z . sin(a1/2) = 2 . 376,9 . 1 . sin(139 /2) ® Fr = 706 (N) Hình 2.3 – Sơ đồ lực tác dụng trên trục khi bộ truyền đai làm việc Hình dáng mặt cắt đai Bảng thống kê Thông số Ký hiệu Đai thang Đường kính bánh đai nhỏ Đường kính bánh đai lớn Chiều rộng bánh đai Chiều dài đai Số đai Lực tác dụng lên trục d1, mm d2, mm B, mm l, mm z Fr, N 200 800 20 3350 1 706 PHẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH 3. 1. Chọn loại xích Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là xích con lăn một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền mòn cao. 3.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích a. Chọn số răng đĩa xích Số răng đĩa xích nhỏ được xác định theo công thức: z1 = 29 - 2. uxích ≥ 19 (2.17) Với uxích = 2 Þ z1 = 29 - 2. 3,5 = 22 >19 Vậy: z1 = 22 (răng) Tính số răng đĩa xích lớn: z2 = uxích. z1 £ zmax (2.18) Đối với xích con lăn zmax = 120, từ đó ta tính được: z2 = 2,5. 22 = 77(răng) b. Xác định bước xích p Theo công thức 5.3 tài liệu (1), bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng: Pt = P. k. kz. kn £ [P] (2.19) Trong đó: Pt - Công suất tính toán; P - Công suất cần truyền; P = 2,19 (KW) [P]- công suất cho phép Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n01 = 200 vòng/phút, bước xích p = 31,75 (mm), theo bảng 5. 5 - tr - 81 - tài liệu [1], ta có: [P] = 19,3 (KW); kz - Hệ số răng ; kz = = = 1,1363 kn - Hệ số vòng quay; kn = = = 2,17 Hệ số k được xác định theo công thức 5.4 tài liệu (1): k = k0. ka. kđc. kbt. kđ. kc (2.20) Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - tài liệu [1],với: k0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k0 = 1 (do đường nối tâm của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 45o <60o); ka - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích; với a = (30…40)p, ta có: ka = 1; kđc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng; với trường hợp vị trí trục không điều chỉnh được, ta có: kđc = 1,25; kbt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường), ta chọn: kbt = 1,3; kđ - Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng vừa (tải trọng va đập), ta chọn: kđ = 1,2; kc - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp số ca làm việc là 2 ca, ta có: kc = 1,25; Từ (II -20) ta tính được: k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1,2. 1,25 = 2,437 Từ (II -19) ta tính được: Pt = 2,19. 2,437. 1. 1,046= 5,79 (KW) Þ Pt = 5,79 KW < [P] = 19,3 KW Với bước xích p = 31,75 (mm), theo bảng 5.8 - tr 83 - tài liệu [1] điều kiện p <pmax được thỏa mãn. Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy: asb = 40p = 40. 31,75 = 1270(mm); Ta xác định số mắt xích theo công thức: x = + + (2.21) Þ x = + + = 122,82 Ta lấy số mắt xích chẵn xc = 122, tính lại khoảng cách trục theo công thức: a = 0,25.p (2.22) Theo đó, ta tính được: a = 0,25.31,75 Þ a =1272,86 = 1273 (mm) Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lượng: Da = (0,002…0,004)a , ta chọn Da = 0,003a » 4 (mm) Þ aw2 = a - Da = 1273 - 4 = 1269 (mm) Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây: i = £ [i] (2.23) Þ i = = 2,486 Theo bảng 5. 9 - tr 85 - tài liệu [1], ta có: [i] = 25; Þ i = 2,486 < [i] = 25, sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩa xích đảm bảo, không gây ra hiện tượng gẫy các răng và đứt má xích. c. Kiểm nghiệm xích về độ bền Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tả trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn: s = ≥ [s] (2.24) Trong đó: Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5. 2 - tr 78 - tài liệu [1], ta có: Q = 88,5 kN = 88500 N; q - khối lượng của 1 mét xích, theo bảng 5. 2 - tr78 - tài liệu [1] , ta có: q = 3,8 kg; kđ - Hệ số tải trọng động, theo bảng 5. 6 - tr 82 - tài liệu [1], với trường hợp tải trọng va đập nhẹ, ta chọn kđ = 1 v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z1: v = (2.25) Þ v = = 2,427 (m/s) Ft - Lực vòng trên đĩa xích: Ft = (2.26) Ft = = 902,35 (N) Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc: Fv = q. v2 (2.27) Fv = 3,8. (2,427)2 = 22,38 (N) F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra: F0 = 9,81. kf. q. a (2.28) Trong đó kf là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền: Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,015.a = 0,015. 1269 = 19,035 (mm); kf = 4, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc dưới 40o so với phương nằm ngang; F0 = 9,81. 4. 3,8. 1,269 = 189,22 (N) Từ đó, ta tính được: s = = 79,44 Theo bảng 5. 10 - tr 86- tài liệu [1], với n1 = 200 vòng/phút, ta có: [s] = 8,5 Þ s = 79,44 > [s] = 8,5 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. d. Xác định đường kính đĩa xích Theo công thức 5. 17- tr86- tài liệu [1] và bảng 14 -4b - tr20 - tài liệu [2], ta xác định được các thông số sau: · Đường kính vòng chia d1 và d2: d1 = = = 243,24 (mm) Ta lấy d1 = 243 (mm) d2 = = = 606,65 (mm) Ta lấy d2 = 607 (mm) · Đường kính vòng đỉnh da1 và da2: da1 = p[0,5 + cotg(p/z1)] = 31,75. [0,5 + cotg(180o/24)] = 257,04 (mm) Ta lấy da1 = 257 (mm) da2 = p[0,5 + cotg(p/z2)] = 31,75. [0,5 + cotg(180o/60)] = 621,7 (mm) Ta lấy da2 = 622 (mm) · Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2: df1 = da1 - 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức: r = 0,5025.dl + 0,05 (2.29) với dl = 19,05 (mm), theo bảng 5. 2 - tr 78 - tài liệu [1]. r = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,622 (mm) do đó: df1 = 257 - 2. 9,622 = 237,75 (mm) , ta lấy df1 = 238 (mm) df2 = 622 - 2. 9,622 = 602,75 (mm) , ta lấy df2 = 603 (mm) * Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích: Ứng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện: sH = 0,47. £ [sH] (2.30) Trong đó: [sH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11 - tr 86 - tài liệu [1]; Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 902,35 (N) Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức: Fvd = 13. 10-7. nIII. p3. m (2.31) Fvd1 = 13. 10-7. 191,14. (31,75)3. 1 = 7,95 (N) kd - Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, kd = 1 (xích 1 dãy); Kd - Hệ số tải trọng động, Kd = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ); kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z (tr 87- tài liệu [1], với z1 = 24 Þ kr1 = 0,432 E = - Mô đun đàn hồi , với E1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1. 105 MPa; A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5. 12 - tr 87 - tài liệu [1], ta có: A = 262(mm2); Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính được: - Ưng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích 1: sH1 = 0,47. = 288,84 (MPa) Ưng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích 2: Với: z2 = 60 Þ kr2 = 0,22 Fvd2 = 13. 10-7. nIV. p3. m = 13. 10-7. 76,45. (31,75)3. 1 = 3,18 (N) sH2 = 0,47. = 205,67 (MPa) Như vậy: sH1 = 288,84 MPa < [sH] = 600 MPa ; sH2 = 205,67 MPa < [sH] = 600 MPa; Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám Cì 24 -44, phương pháp nhiệt luyện là tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z2 = 60 ≥ 50 và vận tốc xích v = 2,427 m/s < 3 m/s) đạt độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng của hai đĩa xích. f. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích Lực căng trên bánh xích chủ động F1 và trên bánh xích bị động F2: F1 = Ft + F2 ; F2 = F0 + Fv (2.32) Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức: Fr = kx. Ft (2.33) Trong đó: kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với kx = 1,15 khi bộ truyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn 40o; Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 902,35 (N); Fr = 1,15. 902,35 = 1037,7 (N) Hình 3.1 - Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền xích làm việc Hình 3.2 – Hình vẽ mặt cắt bánh xích Bảng 2.4 – Bảng thông số kích thước của bộ truyền xích Các đại lượng Thông số Khoảng cách trục aw2 = 1269 mm Số răng đĩa chủ động z1 = 24 Số răng đĩa bị động z2 = 60 Tỷ số truyền uxích = 2,5 Số mắt của dây xích x = 122 Đường kính vòng chia của đĩa xích Chủ động: d1 = 243 mm Bị động: d2 = 607 mm Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích Chủ động: da1 = 257 mm Bị động: da2 = 622 mm Đường kính vòng chân răng của đĩa xích Chủ động: df1 = 238 mm Bị động: df2 = 603 mm Bề rộng của răng đĩa xích (không lớn hơn) B = 19,05 mm Bước xích p = 31,75 mm PHẦN IV: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ - RĂNG NGHIÊNG 4.1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy) Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có các thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy) Tên Vật liệu sb sch HB Bánh răng 1 Thộp 45 tôi cải tiến 850 580 250 Bánh răng 2 Thộp 45 tôi cải tiến 750 450 240 4. 2 Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] và ứng suất uốn cho phép [sF] được xác định theo công thức sau: [sH] = . ZR .Zv .KxH .KHL (3. 34) [sF] = . YR .Ys .KxF .KFC .KFL (3. 35) Trong đó: ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc; Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng; KxH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng; YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng; Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất; KxF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn; Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZRZvKxH = 1 và : YRYsKxF = 1 , theo đó các công thức (3. 17) và (3.18) trở thành: [sH] = (3. 34a) [sF] = (3. 35a) Trong đó: s và s lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6. 2 - tr 94 - tài liệu [1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350, ta có: s= 2HB + 70 ; SH = 1,1 ; s = 1,8HB ; SF = 1,75 ; Với SH , SF - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn; Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có: s = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa; s = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 Mpa; s = 1,8. HB1 = 1,8 . 250 = 450 MPa ; s = 1,8 . HB = 1,8 . 240 = 432 MPa ; KFC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều) ; KHL , KFL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo các công thức: KHL = (3. 36) KFL = (3. 37) Trong đó: mH , mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ; mH = mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 ; NHO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc; Với: NHO = 30.H (3. 38) NHO1 = 30. 2502,4 = 17067789 NHO2 = 30. 2402,4 = 15474913 NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; NFO = 4. 106 đối với tất cả các loại thép; NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc: NHE = 60.c. (3. 39) NFE = 60.c. (3.40) Trong đó: c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng; ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút; Mi - Mô men xoắn ở chế độ thứ i; Mmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét; ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng ti = 24000( giờ). Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1): c = 1; nII = 578 vòng/phút ; với bánh răng lớn (bánh răng 2): c = 1; nIII = 152,9 vòng/phút. Þ NHE1 = 60. 1. 578. 24000.[(1)3.0,5 + (0,6)3. 0,5] =506050560 NHE2 = 60. 1. 152,9. 24000.[(1)3.0,5 + (0,6)3. 0,5] = 133867008 NFE1 = 60. 1. 361,25. 24000.[(1)6.0,5 + (0,6)6. 0,5] = 435576361 NFE2 = 60. 1. 229,22. 24000.[(1)6.0,5 + (0,6)6. 0,5] = 115224265,7 Như vậy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 ; NFE1 > NFO! , NFE2 > NFO2 . KHL1 = 1 , KHL2 = 1; KFL1 = 1 , KFL2 = 1. Theo công thức (II -17a) và (II - 18a), ta tính được: [sH]1 = = 518,181 Mpa; [sH]2 = = 500 Mpa; [sF]1 = = 257,143 MPa; [sF]2 = = 246,857 Mpa. Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong hai giá trị tính toán của [sH]1 và [sH]2 . Þ [sH] = =509,0905 Mpa. *Kiểm tra sơ bộ ứng suất: 1,25 = 1,25.500=625 Mpa > [sH] =509,0905 Mpa. * Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức: [sH]max = 2,8sch (3. 41) [sF]max = 0,8sch (3.42) Þ [sH1]max = 2,8. 580 = 1624 Mpa; [sH2]max = 2,8. 450 = 1260 Mpa; [sF1]max = 0,8. 580 = 464 Mpa; [sF2]max = 0,8. 450 = 360 Mpa. 4.3 - Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền. a) Xác định khoảng cách trục:Ta có công thức 6.15a - tr 96 – tài liệu [1 ]: aw = Ka.(u + 1). trong đó:- Ka: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Với cặp bánh răng nghiêng làm bằng thép tra bảng 6-5 tr 96 – tài liệu [1] => Ka = 43 Mpa1/3- TII : Mômen xoắn trên trục chủ động MII = 30260,44Nmm- [sH]sb = 509,0905 Mpa- yba = bw/aw Hệ số chiều rộng tra bảng 6-6 (I) ta cú yba = 0,3- u là tỷ số truyền u = u2 = 3,78- KHb: Hệ số được xác định dựa vào hệ số đường kính ybd ybd = 0,53. yba (u + 1) => ybd =0,53.0,3.(3,78+1) = 0,76 Tra bảng 6-7 tr 96 – tài liệu [1] bộ truyền ứng với sơ đồ 6 và HB KHb = 1,01 và KFb = 1,03vậy aw = 43.(3,78 + 1). =96,023 mmChọn aw = 100 mm b) Xác định đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw=Kd. Trong đó: Kd- hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng,Theo bảng (6.5) tài liệu [1] ta cú Kd =67,5 Mpa1/3 =>dw=67,5. = 53,47 mm 4- Xác định thông số ăn khớp. +) Xác định môđun ta có m = (0,01 ¸ 0,02)aw => m = (0,01 ¸ 0,02).100 = (1, 0 ¸ 2, 0) mmKết hợp với bảng 6-8 tr 99 - tài liệu [1] chọn môđun tiêu chuẩn m = 2 mmSơ bộ chọn góc nghiêng b = 10o+) Số răng bánh nhỏ: Z1= = = 20,5 Chọn Z1 = 20(răng) +) Số răng bánh lớn: Z2= u.Z1= 3,78.21= 75,6(răng) Lấy Z2 = 76(răng) => TST thực là: um = Z2/Z1 = 76/20 = 3,8 Þ Zt = Z1 + Z2 = 20+76=96(răng) Tính lại khoảng cách trục theo(6.21) (mm) Rõ ràng là aw tính theo (6.21) khác với aw tính theo (6.15a) nói chung nó là một số lể. trị số của aw được quyết định tùy thuộc vào quy mô sản xuất và yêu cầu cụ thể khi thiêt kế Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau: và góc nghiêng thực tế là: Þ b = 16,260 5- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Áp dụng công thức Hezt ta xác định được ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên răng phải thỏa mãn điều kiện sH = £ [sH] = 509,0905 (MPa). Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng 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, với KH= KHb.KHV. KHa. - bw : Chiều rộng vành răng. - dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động. Xác định ứng xuất tiếp xúc: Bánh răng nhỏ: - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng là thép tra Bảng 6.5 (Trang 96- tài liệu [1]). Theo (6.35): với φt =arctg(tg20o/cosβ)=arctg(tg200/0,96)=20,76 (tgβb=cosφt.tgβ=cos(20,76)tg(16,26)=tg(15,25) Vậy βb = theo TCVN 1065-71 α=200 - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; ZH= - bw : Chiều rộng vành răng. bw = 0,3.aw = 0,3.100= 30(mm ). ea = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cosb = [1,88 – 3,2 (1/20 +1/76)].cos(16,26 0 ) = 1,61 v=π.dw.n2/60000=1,577 Do vận tốc bánh dẫn: v = 1,577 m/s < 2 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106- tài liệu [1]) ta được cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107- tài liệu [1]) ta xác định được : KHa = 1,13. - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; Ze = . - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH= KHb.KHV. KHa. - dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động.’ - dw1 = 2.aw/(u+1) = 2.100/(3,78+1)=41,8 (mm). - T1 = (N.mm). Còn Bảng 6.15 (Trang 107-tài liệu[1] Þ dH = 0,002. Bảng 6.16 (Trang 107- tài liệu[1]) Þ go = 73. Bảng 6.7 (Trang 98- tài liệu[1]) Þ KHb = 1,01 Þ KH = KHb.KHV. KHa =1,03.1,13.1,025= 1,193 Thay số : sH = (Mpa). Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v =1,577 m/s Þ ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra =1,25¸0,63 mm. Do đó ZR = 1 với da< 700mm Þ KxH = 1. Þ [sH] = 509,0905.1.1.1=509,0905 MPa. Nhận thấy rằng sH < [sH] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng đợc điều kiện bền do tiếp xúc. 6- Kiểm nghiệm độ bền uốn. Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn tác dụng lên bánh răng sF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [sF] hay: Điều kiện bền uốn cho răng: sF1 = £ [sF1] sF2 = £ [sF2] Trong đó: T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T1 = 30260,44 Nmm; mnw- Mô đun pháp trung bình, với bánh răng trụ răng nghiêng mnw = mtw = 2(mm); bw -Chiều rộng vành răng, b = 30 (mm); dw1 -Đường kính trung bình của bánh răng chủ động, dw1 = 41.8 (mm); zvn1 = (3.59) zvn2 = (3.60) zvn1 = = 22.6 zvn2 = = 85,90 YF1, YF2 - Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, được tính theo công thức sau: Theo bảng 6. 18 - tr 109 - Tài liệu [1], ta có: YF1 = 3,39 ; YF2 = 3,50; Với hệ số dịch chỉnh x1=x2=0,5 (khi ea = 1,674 và HB2£320, HB1-HB2£70) Ye = - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ea là hệ số trùng khớp ngang, ta có ea = 1,674 Þ Ye = =0,597 Yb -Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Yb=1- ea/140 =1- 1,674/140 =0,988 KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn; Với: KF = KFb. KFa. KFv (3.61) Trong đó: KFb - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6. 7- tr 98- tài liệu [1], ta có: KFb = 1,03; KFa - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng trụ răng nghiêng theo bảng 6. 14- tr 107- tài liệu [1] KFa = 1,37; KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức(tương tự khi tính về tiếp xúc): KFv = 1 + (3.62) Với vF = dF. g0. v. (3.63) Trong đó: dF - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6. 15 - tr 107 - tài liệu [1], ta chọn dF = 0,006; g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6. 16 - tr 107 - tài liệu [1], với câp chính xác 9, do mô đun bánh răng ứng với đến 3mm, ta chọn g0 = 73; v - vận tốc vòng (như đã tính về tiếp xúc), v = 1,74 (m/s) dm1 - Đường kính của bánh răng nhỏ, dm1 = 41,8 (mm) u - tỷ số truyền thực tế, um = 3,77; b - Chiều rộng vành răng, b = 30 (mm) ; T1 - Mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động, T1 = 30260,44 (Nmm); Þ vF = 0,006. 73. 1,57. = 5,028 Thay các kết quả trên vào công thức (3.44), ta tính được: KFv = 1 + = 1,074 Từ công thức (3 -61), ta tính được: KF = 1,03. 1,37. 1,074 = 1,515 Kết hợp các kết quả trên, thay vào công thức (3.39) và (3.40), ta có: sF1 = = 91,25(Mpa) sF2 = = 94,21 (Mpa) Từ đó ta thấy rằng: sF1 =91,25 Mpa < [sF1] = 257,143 Mpa; sF2 = 94,21 Mpa < [sF2] = 246,857 Mpa. Như vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo. 7- Kiểm nghiệm độ bền quá tải. +) Kiểm nghiệm quỏ tải tiếp xúc: sHmax = sH. với Kqt = Kbđ = 1,5 => sHmax = 518,18. = 634,63 < [sH1]max =1624 Mpa, [sH2]max =1260 Mpa+) Kiểm nghiệm quá tải uốn: Theo 6.48  sF1max = sF1.kqt = 91,25.1,5 = 136,875 < [sF1]max = 464 Mpa sF2max = sF2.kqt = 94,21.1,5 = 141,315 < [sF2]max = 360 MpaVậy bánh răng đảm bảo độ bền quá tải. 8. Thông số cơ bản của bộ truyền - Khoảng cách trục: aw = 100 (mm). - Môđun pháp bánh răng: m =2 (mm.) - Chiều rộng bánh răng: bw = 30 (mm). - Số răng bánh răng: Z1 = 20 và Z2 = 76 - Góc nghiêng của răng: b = 16,26 0. - Góc prôfin gốc : a = 20°. - Góc ăn khớp: at = atw = arctg(tga/cosb) = 20,670. - Đường kính chia : d1= m.Z1/cosb =2.20/cos(16,26 o) = 41,7 (mm). d2= m.Z2/cosb =2.76/cos(16,26o) = 158,33 (mm). - Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 41,7+2. 2=45,7 (mm). da2= d2 + 2.m = 158,33 +2.2 =162,33 (mm). - Đường kính đáy răng : df1 = d1–2,5.m=41,7- 2,5.2 = 36,7 (mm). df2 = d2 - 2,5.m=158,33-2,5.2 =153,33(mm). Hình 4.1: sơ đồ tác dụng lực lên bộ truyền bánh răng khi làm việc Thông số lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng nghiêng: -Lực tác dung lên bánh răng nghiêng nhỏ +Lực vòng: Fx1= = =1447,8 N + Lực hướng chiều trục Fz1: Fz1=Fx1. tgatw. cosb (IV -18) Þ Fz1=1447,8. Tg20,670 . cos16,260 =527,19 N +Lực hướng kính:Fy1 : Fy =Fx1. tgb (IV -19) Þ Fy =1447,8. tg16,260=378,2 N -Lực tác dung lên bánh răng nghiêng lớn: +Lực vòng: Fx1= Fx2=1447,8 N +Lực hướng chiều trục Fz2: Fz1= Fz2=527,19 N +Lực hướng kính:Fy2 Fy2 = Fy1= 378,2 N 8.1- Lập bảng thông số STT Thông số Kí hiệu Giá trị 1 Khoảng cách trục aw 100 mm 2 Tỷ số truyền u 3,78 3 Chiều rộng vành răng bw 30 mm 4 Môđun pháp m 2 mm 5 Góc nghiêng răng b 16,260 7 Số răng Z Z3 = 20 Z4 = 76 8 Đường kính vòng lăn dw dw1 = 41,7 mmdw2 = 158,33 mm 9 Đường kính vòng đỉnh da da1 = 45,7 mmda2 = 162,33 mm 10 Đường kính vòng đáy d d1= 36,7 mmd2 =153,33 mm PHẦN V: CHỌN KHỚP NỐI 1.Tính chọn khớp nối giữa trục động cơ và trục của bánh đai I. Chọn kết cấu nối trục: Ta chọn kết cấu nối trục vòng đàn hồi với những ưu điểm: cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy…. Mô men xoắn cần truyền giữa hai trục: T = T1 = MI = 8023,32 Nmm = 8,023 Nm; Chọn khớp nối vòng đàn hồi có đường kính trục nối bằng đường kính của trục động cơ d = 28 (mm) Theo bảng 16. 10a - tr 68,69 Tài liệu [2] ta có bảng kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi như sau: Hình5.1- Hình vẽ minh họa nối trục vòng đàn hồi. T, Nm d mm D mm dm mm L mm l mm d1 mm D0 mm Z nmax v/p B mm B1 mm l1 mm D3 mm l2 mm 125 28 125 65 165 80 56 90 4 4600 5 42 30 28 32 Bảng 3.2- Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi T, Nm dc mm d1 mm D2 mm L mm l1 mm l2 mm l3 mm H mm 125 14 M10 20 62 34 15 28 1,5 Chọn vòng đàn hồi bằng cao su. Kiểm nghiệm độ bền của vòng đàn hồi và chốt: Theo điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi, công thức trang 69 – Tài liệu [2] sd = £ [sd] (III -1) Trong đó: k - Hệ số chế độ làm việc, theo bảng 16. 1 - tr 58 - Tài liệu [2], với máy công tác là băng tải, ta chọn k = 1,8; [sd] - ứng suất dập cho phép của vòng đàn hồi cao su, lấy [sd] = 3 MPa; Þ sd = = 0,2(MPa) < [sd] = 3 (MPa); thỏa mãn điều kiện bền dập của vòng đàn hồi cao su. - Kiểm nghiệm về sức bền của chốt theo công thức: su = £ [su] (III -2) Trong đó: l0 = l1 + = 34 + 16 = 50 (mm) [su] - ứng suất uốn cho phép của vật liệu làm chốt, [su] = (60…80) MPa; Þ su = = 7,31 (MPa) < [su]; thỏa mãn điều kiện bền uốn của chốt. Như vậy, khớp nối vòng đàn hồi có các thông số nêu trên là hợp lý. Tính lực khớp nối: Fkn = (0,2…0,3)F (III -3) Với F- lực vòng trên khớp nối, F = (III -4) Trong đó: TI - Mô men xoắn trên trục I, TI = 8023,32(Nmm); Dt - Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt, theo bảng 3.1 và hình 3.1, ta có Dt = 90 (mm); Þ F = = 178,29 (N) Từ đó ta tính được: Fkn = (0,2…0,3). 178,29 = (35,66…53,488) (N); Chọn giá trị trung bình của hai giá trị trên, ta được: Fkn = 44,57 (N) PHẦN VI: TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM TRỤC 1.1.Chọn vật liệu . Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng. Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không. Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau sb= 600 Mpa; sch= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB. ứng suất xoắn cho phép [t] = 12 ¸ 30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét. Sơ đồ sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm tốc (Hình 1). Hình 6.1 Khoảng cách giữa các gối đỡ Hình 6.2: Chiều quay của các trục Hình 6.3. Chiều quay và lực tác dụng lên trục khi bánh răng làm việc 2.1.Tính thiết kế trục. 1. Xác định sơ bộ đường kính trục. Đường kính trục sơ bộ được xác định theo công thức (mm). Trong đó: - T là mômen xoắn tác dụng lên trục. TI = 8023,32 Nmm; TII = 30260,44 Nmm; TIII = 109419,79 Nmm; TIV = 248567,8 Nmm - [t]= 12 ¸30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép. Chọn [t]= 15 -đường kính sơ bộ trục 1 d ≥ = = 13,88 (mm); Để phù hợp với động cơ ta lấy d = 28 (mm) d ≥ = = 21,6 (mm); lấy d = 25 (mm) d ≥ = = 33,16 (mm); lấy d = 35 (mm) d ≥ = = 43,59 (mm); lấy d = 45 (mm) .Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: Tra bảng 10.2 ,từ đường kính sơ bộ d ,xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo ta chọn dI = 28 (mm); Đường kính sơ bộ của trục II: d =25 (mm); Đường kính sơ bộ của trục III: d = 35 (mm); Đường kính sơ bộ của trục IV: d = 45 (mm). Dựa vào đường kính sơ bộ của các trục vừa tính toán, ta xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn, theo bảng 10. 2 - tr 189 Tài liệu [1] , ta có: Với: d = 28 (mm) Þ bo1 = 19 (mm); Với: d = 25 (mm) Þ bo2 = 17 (mm); Với: d = 35 (mm) Þ bo3 = 21 (mm); Với: d = 45 (mm) Þ bo4 = 25 (mmn). Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền: · Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền: Chiều dài moay ơ bánh đai, moay ơ đĩa xích được xác định theo công thức sau: lmki = (1,2…1,5)dk (IV -2) Trong đó: dk là đường kính của trục đĩa xích hoặc bánh đai; Þ Chiều dài moay ơ đĩa xích: lm33 =(1,2…1,5). 35 = (42…52,5) mm ; lấy lm33 = 47 (mm); Chiều dài moay ơ bánh đai bị dẫn: lm22 =(1,2…1,5). 25 = (30… 37,5) mm; lấy: lm22 = 35 (mm); Chiều dài moay ơ bánh đai dẫn (với dk bằng 0,8 lần đường kính của trục động cơ): lm13 = (1,2…1,5).d = (38,4…48) mm; lấy: lm13 = 45 (mm); Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng xác định theo công thức: lmki = (1,2…1,5)dk (IV -3) Trong đó dk là đường kính của trục bánh răng trụ răng nghiêng Þ Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng nhỏ: lm23 = (1,2…1,4). 25 = (30…35) mm; lấy lm23 = 32 (mm); Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng lớn: lm32 = (1,2…1,4). 35 = (42…49) mm; lấy lm32 = 45 (mm); Chiều dài moay ơ nửa khớp nối (đối với nối trục vòng đàn hồi): lmki = (1,4…2,5)dk (IV -4) Trong đó d là đường kính của trục bánh đai dẫn, được nối với trục của động cơ bằng kết cấu nối trục vòng đàn hồi. Theo đó, ta có dI = 32 (mm) Þ lm12 = (1,4…2,5). 28 = (39,2…70) mm; lấy lm12 = 55 (mm) Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10. 3 - tr 189 - Tài liệu [1],, ta có: + Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = (8…15) mm; lấy k1 = 10 (mm); + Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp: k2 = (5…15) mm; lấy k2 = 8 (mm); + Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = (10…20) mm; lấy k3 = 15 (mm); + Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: hn = (15…20) mm; lấy hn =20 (mm) -Sử dụng các kí hiệu như sau K: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc i:số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng lki :khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện thứ I trên trục k lmki:chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ I trên trục k lcki: khoảng công xôn trên trục thứ k tính từ chi tiết thứ i ở ngoàI hộp giảm tốc đến gối đỡ. Lcki=0,5(lmki +b0) +K3+hn -Trục I : lc12=0,5(lm12 + bo) +K3 +hn =0,5(55+19)+15+20 =72 (mm) theo bảng 10.4Tài liệu[1] ,ta có l12=-lc12=-72(mm) ,chọn l12=72(mm) l13=0,5(lm13+ bo)+K1 + K2 =0,5(45+19)+10+5 =47(mm) chọn l13 =47 (mm). l11=2.l13=2.45=90(mm) . -Trục II: l21=l11=2.45 = 90(mm) l23=0,5(lm23+bo)+K1+K2 =0,5(32+19)+15+20 =60,5(mm) ,chọn l23=61(mm) l22=l13=45(mm) 3 .Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 3.1:trục 1 Hình 6.4 Sơ đồ các lực tác dụng lên trục hai Xác định các lực tác dụng lên trục Các lực tác dụng lên trục I gồm có: + Mô men xoắn từ trục I truyền cho trục I, MI = 30260,44 (Nmm); +Lực vòng: Ft1= (N) + Lực hướng tâm Fr1: Fr1=Ft1. tgatw. cosb (V -3) Þ Fr1=1447,86. Tg20,6250 . cos14,640 =527,24 N +Lực dọc trục :Fa1 : Fa1 =Ft1. tgb (V -4) Þ Fa1 =1447,86. tg14,640=378,22 N - Lực của bánh đai tác dụng lên trục: do đường nối tâm của bộ truyền đai làm với phương ngang 1 góc a = 15o do đó lực FR từ bánh đai tác dụng lên trục được phân tích thành hai lực: Fx12 = FRsina = 302,689. Sin15 = 78,34(N) Fy12 = FRcosa = 302,689.cos15 = 292,37 (N) · Tính phản lực tại các gối đỡ B và D: Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ B và C theo hai phương x và y như hình vẽ. Ta tính toán được các thông số như sau: + Phản lực theo phương của trục y: SMx(D) = Fy12.(l11+l12)+Fy10.l11-Fr1.(l11-l13) -Fa1.dw1/2= 0 Fy10 = Fy10 = = -174,8 (N);( vậy ngược chiều với hình vẽ) SF(y) = Fy12+Fy10-Fy13+Fy11= 0 Fy11 = 527,24-292,37-(-174,8)= 409,35 (N) (đúng với chiều trên hình vẽ) . + Phản lực theo phương của trục x: SMx(D) = -Fx12.(l11+l12)-Fx10.l11+Fr1.(l11-l13) = 0 ÞFx10= =582,9 (N);(cùng chiều hình vẽ) SF(x) = Fx12+Fx10-Fx13+Fx11= 0 Þ Fx11= -78,34-582,9+1447,86 =816,62 N Tính đường kính của trục Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d = 28 (mm), vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cải thiện, có sb ≥ 600 MPa; theo bảng 10. 5 - tr 195 Tài liệu [1], ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [s] = 63 MPa. Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức: d = (V -5) Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau: Mtd = (V -6) · Xét các mặt cắt trên trục I: + Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp then với bánh đai bị động của bộ truyền: Mô men uốn M = M = 0 Mô men xoắn M = MI = 30260,44 (Nmm); Mô men tương đương trên mặt cắt A: M = = 26206,3 (Nmm) Kích thước của trục tại mặt cắt A: dA = = 16,08 (mm); Do mặt cắt tại A có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt A là: dA = 16,08 + 0,04. 16,08 = 16,72 (mm); ta chọn dA = 17 (mm) + Xét mặt cắt trục tại điểm B - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc: Mô men uốn M = Fx12.l12 = 78,34.72 = 5640,48 (Nmm); Mô men uốn M: M = Fy12.l12 = 292,37.72= 21050,64 (Nmm); Mô men xoắn M = 30260,44 (Nmm); Mô men tương đương trên mặt cắt B: M = = 34244,38 (Nmm); Kích thước của trục tại mặt cắt B: dB = = 17,58 (mm). ta chon dB=20 mm + Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp bánh răng nghiêng 1: Mô men uốn M: M =-Fx12.(l12+l13)+Fx10.l13 =-78,34.117+582,9.45=31203,72 N Mô men uốn M: Mp= Fy11.(l11-l13)+ = 29440,66 (Nmm); Mt = Fy12.(l12+l13)- +Fy10.l13 = 15321,97 (Nmm); Mô men xoắn M = 0 (Nmm); Mô men tương đương trên mặt cắt C: M = = 33188,55 (Nmm); Kích thước của trục tại mặt cắt C: dC = = 17,4 (mm); Do mặt cắt tại C có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt C là: dC = 17,4 + 0,04. 17,4 = 24,27 (mm); ta chọn dC = 25 (mm + Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp bánh răng D: Mô men uốn M = 0; Mô men uốn M = 0 Mô men xoắn M = 0 (Nmm); Mô men tương đương trên mặt cắt D: M = 0(Nmm); Kích thước của trục tại mặt cắt D: dD = 0(mm) Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngụng trục tại B và Dlà như nhau: dB = dD = 25 (mm). Ta chọn dD = 25 (mm). Hình6.5 Kết cấu trục hai3.2:trục 2 Hình 6.6 Sơ đồ các lực tác dụng lên trục III a- Các lực tác dụng lên trục II: Mô men xoắn truyền từ trục II cho trục III, MI = 109419,79 (Nmm); Lực vòng Ft2 = Ft1 = 1447,86 (N); Lực tác dụng lên trục do bộ truyền xích, với Frx = 1037,7 (N); trong đó: Fx23 = Frx. sin 15o = 268,57 (N); Fy23 = Frx. Cos15o = 1002,34 (N); Lực chiều trục: Fr2 = Fr1 = 527,24 (N); Lực hướng kính: Fa2 = Fa1 = 378,22 (N); Tính phản lực tại các gối đỡ K và Q: Giả sử phản lực tại các gối đỡ K và Q có chiều như hình vẽ, ta tính các phản lực này: + Phản lực theo phương y: åMK(x) = -Fy23.( l21+l23 )+ Fy21. l21 + Fr2.l22 – Fa2. = 0 Þ Fy21 = = 1330,25 (N); åF(Y) = -Fy20 + Fr2 +F21 -Fy23 = 0 Þ Fy20 = Fr2 + Fy21-Fy23 = 527,24- 1002,34 +1330,25 =855,15 (N); Như vậy ta thấy chiều của phản lực Fy20 theo phương Y tại gối đỡ K có chiều đúng là chiều ngược lại với hình vẽ trên. + Phản lực theo phương x: åMK(y) = F.(l21 + l23)- Fx21.l21 +Ft2. l22 = 0 Fx21 = Fx21 = = = 1443,58 (N); =-Fx20 - Ft2+ Fx21 - F = 0 Þ Fx20 = - Ft2+Fx21 -F = -1447,86 + 1443,58 – 268,75 = -273,03 (N); Như vậy ta thấy chiều của các phản lực Fx21theo phương X tại gối đỡ Q như hình vẽ trên có chiều đúng là chiều ngược lại. Tính đường kính của trục: - Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục ta có: d = 35 (mm), vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cải thiện, có sb ≥ 600 MPa, ; theo bảng 10. 5 - tr 195 - Tài liệu [1], ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [s] = 63 MPa. Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức (IV -8): d = (V -7) Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau: Mtd = (V -8) · Xét các mặt cắt trên trục II: + Xét mặt cắt trục tại điểm K - điểm có lắp ổ lăn với vỏ của hộp giảm tốc; Mô men uốn M = M = 0 Mô men xoắn M = 0 + Xét mặt cắt trục tại điểm P - điểm có bố trí rãnh then lắp bánh răng nghiêng lớn: Mô men uốn M = F x20. l22 = 1174,91.45 = 52870,95 (Nmm); Mô men uốn M: M = Fy20. l22+ Mz22 = 855,15.45 + = 68385,7 (Nmm); M = Fy23.(l21-l22+l23) + Fy21(l21 – l22)+ Mz22 = 272148,75 (Nmm) Mô men xoắn M = 109419,79 (Nmm); Mô men tương đương trên mặt cắt P: Xét thấy mô men ở mặt cắt phía bên phải của điểm P có giá trị lớn hơn mô men ở mặt cắt phía bên trái của điểm P, nên ta tính mô men tương đương của mặt cắt trục tại điểm P theo: M = = 289333,3 (Nmm); Kích thước của trục tại mặt cắt P: dP == = 35,8 (mm) Do mặt cắt tại P có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt P là: dP = 35,8 + 0,04. 35,8 = 37,24 (mm); ta chọn dP = 40 (mm) + Xét mặt cắt trục tại điểm Q - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc: Mô men uốn M: M = Fx23. l23 = 268,75. 61 = 16393,75 (Nmm) Mô men uốn M: M = Fy23 l23 = 1002,34.61 = 61142,74 (Nmm); Mô men xoắn M = 109419,79 (Nmm); Mô men tương đương trên mặt cắt Q: M = = 113959,23 (Nmm); Kích thước của trục tại mặt cắt Q: dQ = = 26,25 (mm); Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại K và Q là như nhau: dK = dQ = 35 (mm). + Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp bánh xích S: Mô men uốn M = 0; Mô men uốn M = 0; Mô men xoắn M 109419,79 (Nmm); Mô men tương đương trên mặt cắt S: M = = 94760,3 (Nmm); Kích thước của trục tại mặt cắt S: dS = = 24,68 (mm) Do tại mặt cắt S có lắp bánh xích, cần có rãnh then nên kích thước của trục phải tăng thêm 4%, theo đó kích thước của trục tại mặt cắt S là: dS = 24,68 + 0,04. 24,68 = 25,66 (mm) Ta chọn dS = 30(mm). Hình 6.7 Sơ đồ kết cấu trục III 4-Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. Khi xác định đường kính trục theo công thức (V -7), ta chưa xét tới các ảnh hưởng về độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu trình ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt…. Vì vậy sau khi xác định được đường kính trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu. Kết cấu của trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau đây: sj = ≥ [s] (V -9) Trong đó : [s] - hệ số an toàn cho phép, [ s] =(1,5….2,5); lấy [s]=2 ssj , stj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại mặt cắt j. ssj = (V -10) st j= (V -11) Với s-1,t -1 - giới hạn mỏi và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng, với thép 45 có sb = 600 MPa; Þ s-1 = 0,436. sb = 0,436. 600 = 216.6 MPa t-1 = 0,58. s-1 = 0,58. 216,6 = 151,73 MPa ys ,yt - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình tới độ bền mỏi, theo bảng 10. 7 - tr 197 Tài liệu [1], với sb = 600 MPa, ta có: ys = 0,05 ; yt = 0 - Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên: smj = 0 ; saj = smaxj = (V -12) sa, ta, sm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt mà ta đang xét. Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do vậy: tmj = taj = = (V -13) Với Wj , Woj - mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại mặt cắt đang xét. Ta kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp ổ lăn trên trục I - vị trí điểm B Từ công thức (IV -12), với: M = = 21793,22 (Nmm); WC = = = 1533,20 (mm3) saB = = 33,87 Từ công thức (IV -13), với: TB = TI1 = 30260,44 (Nmm); W = = = 1570 (mm3) taB = tmB = = = 9, 63 Hệ số Ksdj và Ktdj được xác định theo các công thức sau: Ksdj = (V -14) Ktdj = (V -15) Trong đó: Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bóng bề mặt. Theo bảng 10. 8 - tr 197 Tài liệu [1], ta có : Kx = 1,06 , với sb = 600 MPa, tiện đạt Ra 2,5…0,63; Ky - hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10. 9 - tr 197 - Tài liệu [1], ta chọn với phương pháp gia công tăng bền bề mặt bằng tôi bằng dòng điện tần số cao, ta có: Ky = 1,6 es , et - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằng vật liệu thép các bon có đường kính d = 25 (mm), theo bảng 10. 10 - tr 198 - Tài liệu [1], ta có: es = 0,9 , et = 0,85; Ks , Kt - trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón. Theo bảng 10. 12 - tr 199 - Tài liệu [1], ta có: Ks = 1,76 ; Kt = 1,54; Thay các giá trị trên vào (IV -14) và (IV -15), ta được: Ksdj = = 1,26 Ktdj = = 1,17 Thay các kết quả trên vào công thức (IV -10) và (IV -11), ta tính được: ssj = = 6,13 stj = = 13,46 Theo (IV -10), ta tính được: s = = 5,57 > [s] = 2 Ta kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp bánh răng trên trục II - vị trí điểm P: Từ công thức (IV -12), với: M = = 104696,34(Nmm); Theo bảng 10. 6 - tr 196 - Tài liệu [1], trục có 1 rãnh then. Với đường kính trục là d = 40 (mm), tra bảng 9. 1a - tr 173 - Tài liệu [1], ta có các thông số của then bằng: b = 12 (mm), t1 = 5 (mm) WP = - = - = 5361,25 (mm3) saP = = 19,5 Từ công thức (IV -14), với: Tp = TII = 109419,79 (Nmm); W = = = 11641,25 (mm3) taP = tmP = = = 4,7 Hệ số Ksdj và Ktdj được xác định theo các công thức sau: Ksdj = (V -14) Ktdj = (V -15) Trong đó: Kx - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bóng bề mặt. Theo bảng 10. 8 - tr 197 – Tài liệu [1], ta có : Kx = 1,06 , với sb = 600 MPa, tiện đạt Ra 2,5…0,63; Ky - hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10. 9 - tr 197 - Tài liệu [1], ta chọn với phương pháp gia công tăng bền bề mặt bằng tôi bằng dòng điện tần số cao, ta có: Ky = 1,65 es , et - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằng vật liệu thép các bon có đường kính d = 40 (mm), theo bảng 10. 10 - tr 198 - Tài liệu [1], ta có: es = 0,85 , et = 0,78 ; Ks , Kt - trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trục có rãnh then và gia công bằng dao phay ngón. Theo bảng 10. 12 - tr 199 – Tài liệu [1], ta có: Ks = 1,76 ; Kt = 1,54; Thay các giá trị trên vào (IV -15) và (IV -16), ta được: Ksdj = = 1,45 Ktdj = = 1,27 Thay các kết quả trên vào công thức (IV -10) và (IV -11), ta tính được: ssj = = 9,01 stj = = 11,38 Theo (VI -10), ta tính được: s = = 7,06 > [s] = 2. Như vậy trục II và trục III đảm bảo điều kiện bền mỏi. 5:Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Để tránh biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng trục do quá tảI đột ngột, ta cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức: std = £ [s] (V -16) Trong đó: s = (V -17) t = (V -18) Mmax , Tmax - mô men uốn lớn nhất và mô men xoắn lớn nhất tại mặt cắt nguy hiểm lúc quá tải. Theo biểu đồ mô men, ta có: Kqt = 1,5 ; Mmax = Mu. Kqt Tmax = T. Kqt [s] = 0,8. sch , với thép 45 thường hóa có: sch = 340 MPa; [s] = 0,8. 340 = 272 MPa. Kiểm nghiệm cho trục I: Mặt cắt nguy hiểm của trục I là tại vị trí B, với: Mmax = M. Kqt = 21793,22. 1,5 = 32689,83 (Nmm) Tmax = TI . Kqt = 30260,44. 1,5 = 45390,66 (Nmm) dI = 20 (mm) s = = 40,86 (N/mm2) t = = 28,37 (N/mm2) Thay vào công thức (IV -16), ta tính được: std = = 63,9 (MPa) < [s] = 272 (MPa). Kiểm nghiệm cho trục II: Mặt cắt nguy hiểm của trục III là tại vị trí P, với: Mmax = M. Kqt = 104696,34. 1,5 = 157044,51 (Nmm) Tmax = TII . Kqt = 109419,79. 1,5 = 164129,68 (Nmm) dII = 40 (mm) s = = 24,5 (N/mm2) t = = 12,8 (N/mm2) Thay vào công thức (IV -16), ta tính được: std = = 30,07 (MPa) < [s] = 272 (MPa). Như vậy hai trục I và II đảm bảo điều kiện bền tĩnh. Phần VII – TÍNH CHỌN THEN 7.1:Chọn then cho trục I Đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng nghiêng nhỏ d = 25 (mm), theo bảng 9.1a - tr 173 – Tài liệu [1], ta có các kích thước của then như sau: b = 8 (mm), h = 7 (mm), t1 = 4 (mm), t2 = 2,8 (mm) bán kính góc lượn cả rãnh r: rmax = 0,25 (mm) , rmin = 0,16 (mm) Từ phần tính toán của trục, ta có chiều dài moay ơ của bánh răng nghiên nhỏ là: lm13 =45 (mm) Với lt1 = (0,8…0,9)lm13 = (36…40,5) mm Theo tiêu chuẩn, tra bảng 9. 1a - tr173 - Tài liệu [1], ta có chiều dài của then là: lt1 = 40 (mm). -Kiểm nghiệm sức bền dập cho then theo công thức: sd = £ [sd] (VI -1) Trong đó: TI = 30260,44 (Nmm); lt = lt1 - b = 40 - 8 = 32 (mm) - chiều dài làm việc của then; [sd] - ứng suất dập cho phép, theo bảng 9. 5 – tr 178 Tài liệu [1] , có [sd] =100 (MPa) va đập nhệ Þ sd = = 18, 9 (MPa) <[s] = 100 (MPa) Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập. -Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then: tc = £ [tc] (VI -2) Thay các giá trị vào công thức ta có: tc = = 9,45 (MPa) Với [tc] – ứng suất cắt cho phép, [tc] = (60…90) MPa Þ tc < [tc] ; Vậy then đảm bảo diều kiện bền cắt. Đường kính trục tại vị trí lắp bánh đai bị dẫn d = 17 (mm), theo bảng 9.1a - tr 173 - Tài liệu [1], ta có các kích thước của then như sau: b = 6 (mm), h = 6 (mm), t1 = 3,5 (mm), t2 = 2,8 (mm) bán kính góc lượn cả rãnh r: rmax = 0,25 (mm) , rmin = 0,16 (mm) Từ phần tính toán của trục, ta có chiều dài moay ơ của bánh đai bị dẫn là: lm12 = 55 (mm) Với lt1 = (0,8…0,9)lm12 = (44…49,5) mm Chọn lt1=45 mm -Kiểm nghiệm sức bền dập cho then theo công thức: sd = £ [sd] (VI -1) Trong đó: TI = 30260,44 (Nmm); lt = lt1 - b = 45 - 6 = 39 (mm) - chiều dài làm việc của then; [sd] - ứng suất dập cho phép, theo bảng 9. 5 – tr 178 -- Tài liệu [1] , có [sd] =100 (MPa) va đập nhệ Þ sd = = 36,5 (MPa) <[s] = 100 (MPa) Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập. -Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then: tc = £ [tc] (VI -2) Thay các giá trị vào công thức ta có: tc = = 15,21 (MPa) Với [tc] – ứng suất cắt cho phép, [tc] = (60…90) MPa Þ tc < [tc] ; Vậy then đảm bảo diều kiện bền cắt. VI -2:Chọn then cho trục II Đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng nghiêng lớn d = 40 (mm), theo bảng 9.1a - tr 173 - Tài liệu [1], ta có các kích thước của then như sau: b = 12 (mm), h = 8 (mm), t1 = 5 (mm), t2 = 3,3 (mm) bán kính góc lượn cả rãnh r: rmax = 0,4 (mm) , rmin = 0,25 (mm) Từ phần tính toán của trục, ta có chiều dài moay ơ của bánh răng côn nhỏ là: lm22 = 35 (mm) Với lt1 = (0,8…0,9)lm12 = (28…31,5) mm Theo tiêu chuẩn, tra bảng 9. 1a - tr173 - Tài liệu [1], ta có chiều dài của then là: lt1 = 32 (mm). -Kiểm nghiệm sức bền dập cho then theo công thức: sd = £ [sd] (VI -1) Trong đó: TII = 109419,79 (Nmm); lt = lt1 - b = 32- 12= 20 (mm) - chiều dài làm việc của then; [sd] - ứng suất dập cho phép, theo bảng 9. 5 – tr 178 Tài liệu [1] , có [sd] =100 (MPa) Þ sd = = 39,07 (MPa) <[s] = 100 (MPa) Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập. -Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then: tc = £ [tc] (VI -2) Thay các giá trị vào công thức ta có: tc = = 22,8 (MPa) Với [tc] – ứng suất cắt cho phép, [tc] = (60…90) MPa Þ tc < [tc] ; Vậy then đảm bảo diều kiện bền cắt. Đường kính trục tại vị trí lắp bánh xích dẫn d = 34 (mm), theo bảng 9.1a - tr 173 Tài liệu [1], ta có các kích thước của then như sau: b = 10 (mm), h = 8 (mm), t1 = 5 (mm), t2 = 3,3 (mm) bán kính góc lượn cả rãnh r: rmax = 0,4 (mm) , rmin = 0,25 (mm) Từ phần tính toán của trục, ta có chiều dài moay ơ của bánh đai bị dẫn là: lm23 = 47 (mm) Với lt1 = (0,8…0,9)lm23 = (37,6…42,3) mm Theo tiêu chuẩn, tra bảng 9. 1a - tr173 - Tài liệu [1], ta có chiều dài của then là: lt1 = 40 (mm). Kiểm nghiệm sức bền dập cho then theo công thức: sd = £ [sd] (VI -1) Trong đó: TIII = 109419,79 (Nmm); lt = lt1 - b = 40 - 10 = 30(mm) - chiều dài làm việc của then; [sd] - ứng suất dập cho phép, theo bảng 9. 5 - tr 178 - Tài liệu [1], có [sd] =100 (MPa) Þ sd = = 42,9 (MPa) <[s] = 100 (MPa) Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập. Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then: tc = £ [tc] (VI -2) Thay các giá trị vào công thức ta có: tc = = 21,45 (MPa) Với [tc] – ứng suất cắt cho phép, [tc] = (60…90) MPa tc < [tc] ; Vậy then đảm bảo diều kiện bền cắt. Phần VIII – TÍNH CHỌN Ổ TRỤC Chọn ổ lăn cho trục I. a.Chọn loại ổ lăn. Tải trọng hướng tâm nhỏ, chỉ có lực hướng tâm, dùng ổ bi đỡ - chặn cỡ nhẹ cho các gối đỡ 0 và 1. bChọn sơ bộ kích thước ổ. Ký hiệu d mm D mm B=T mm r, mm r1, mm C kN Co kN 46204 20 47 14 1,5 7,94 11,6 7,79 (bảng P2.7 phụ lục). b.Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ. Tải trọng hướng tâm của ổ: Vậy ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn là ổ 1 Tải trọng động quy ước Q đối với ổ bi đỡ được xác định theo công thức (11.3): Q= X.V.Fr.kt.kđ Trong đó : X – Hệ số tải trọng hướng tâm. Y – Hệ số tải trọng dọc trục. Theo bảng11.4 Trang.215, Tài liệu [1] với ổ lăn 1 dãy iFa/Co = 0 và Fa/VFr = 0 < e => X=1,Y=0 Fr ,Fa – Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục. Fa=0(N) V – Hệ số kể đến vòng nào quay. Vòng trong quay V=1 kt – Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt=1(nhiệt độ t£100°C) kd – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Theo bảng 11.3 ta có kd=1 (tải trọng va đập nhẹ) Vậy tải trọng động quy ước : Q= XVFr.kt.kd = 1.1.859,3.1.1 = 859,3 (N) Tải trọng động tương đương được xác định theo công thức (11.13) Trong đó: m – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn với ổ bi m=3 Li – Thời hạn khi chịu tải trọng Qi (triệu vòng quay) Thời hạn Li khi chịu tải trọng Qi được xác định theo công thức (11.13): Li= 60n.Lhi/106 Thời hạn Lhi khi chịu tải trọng Qi (giờ) được xác định theo sơ đồ tải trọng thời hạn phục vụ. Với tổng thời hạn phục vụ Lh =24000(giờ) T2 = 0,6.T1; t1 = 4 (h); t2 = 4(h); tck = 8 (h) => Q2 = 0,6.Q1 ; Lh1 = 12000 (h) ; Lh2 = 12000(h) Khả năng tải động của ổ được xác định theo công thức (11.1): Tải trọng động tương đương: N L = 60.n.Lh/106 = 60.722,5.24000/106 = 1040,4 triệu vòng => < C =11,6(kN) Vậy ổ đã chọn là phù hợp. c.Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ. Theo bảng 11.6, với ổ bi đỡ 1 dãy Xo= 0,6; Y0 = 0,5. Theo công thức (11.19): Qt = Xo.Fr+Yo.Fa = 0,6.859,3 + 0,5.0 = 515,58N Theo CT 11.20 Qt= Fr => Qt < C0 = 7,79kN=7790N Vậy ổ đủ khả năng tải. 2.Chọn ổ lăn cho trục II. Chọn ổ bi đỡ cỡ trung- hẹp a.Chọn sơ bộ kích thước ổ. Ký hiệu d mm D mm B=T mm r, mm r1, mm C kN Co kN 46307 35 80 21 2,5 1,2 33,4 25,20 (bảng P2.12 phụ lục) b.Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ. Tải trọng hướng tâm trên các ổ: Vậy ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn là ổ 1 Tải trọng động quy ước Q đối với ổ bi đỡ được xác định theo công thức (11.3): Q= X.V.Fr.kt.kđ Trong đó : X – Hệ số tải trọng hướng tâm. Y – Hệ số tải trọng dọc trục. Theo bảng11.4 TR.215, Tài liệu [1] với ổ lăn 1 dãy iFa/Co = 0 và Fa/VFr = 0 < e => X=1,Y=0 Fr ,Fa – Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục. Fa=0(N) V – Hệ số kể đến vòng nào quay. Vòng trong quay V=1 kt – Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt=1(nhiệt độ t£100°C) kd – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Theo bảng 11.3 ta có kd=1 (tải trọng va đập nhẹ) Vậy tải trọng động quy ước : Q= XVFr.kt.kd = 1.1.3349,2.1.1 = 3349,2 (N) Tải trọng động tương đương được xác định theo công thức (11.13) Trong đó: m – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn với ổ bi m=3 Li – Thời hạn khi chịu tải trọng Qi (triệu vòng quay) Thời hạn Li khi chịu tải trọng Qi được xác định theo công thức (11.13): Li= 60n.Lhi/106 Thời hạn Lhi khi chịu tải trọng Qi (giờ) được xác định theo sơ đồ tải trọng thời hạn phục vụ. Với tổng thời hạn phục vụ Lh =24000(giờ) T2 = 0,6.T1; t1 = 4 (h); t2 = 4(h); tck = 8 (h) => Q2 = 0,6.Q1 ; Lh1 = 12000 (h) ; Lh2 = 12000(h) Khả năng tải động của ổ được xác định theo công thức (11.1): Tải trọng động tương đương: N L = 60.n.Lh/106 = 60.191,5.24000/106 = 275,76 triệu vòng => < C =31,9(kN) Vậy ổ đã chọn là phù hợp. c.Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ. Theo bảng 11.6, với ổ bi đỡ 1 dãy Xo= 0,6; Y0 = 0,5. Theo công thức (11.19): Qt = Xo.Fr+Yo.Fa = 0,6.3349,2 + 0,5.0 = 2009,7N Theo CT 11.20 Qt= Fr => Qt < C0 = 21,7kN=21700N Vậy ổ đủ khả năng tải. Phần IX – BÔI TRƠN ĂN KHỚP VÀ Ổ TRỤC 1- Bôi trơn ăn khớp Nhận xét: vận tốc bánh răng V < 12 m/s ta chọn bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu. Phương pháp bôi trơn ngâm dầu bằng dầu chứa trong hộp giảm tốc, ta chọn loại dầu AK10 có độ nhớt 186/16 . mức dầu trong hộp giảm tốc được xác định như hình vẽ 2- Bôi trơn ổ lăn ổ lăn được bôi trơn bằng mỡ phần X: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC 1.1- Thiết kế vỏ hộp giảm tốc Theo bảng 18.1 - tr 85 - Tài liệu [2], ta chọn các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc như sau: 1- Chiều dày thân hộp: Với d=0,03.aw +3=0,03.100 +3=6 chọn d = 6(mm) 2- Chiều dày nắp bích: d1 = 0,9 . d = 0,9 .6 = 5,4 (mm), chọn d1 = 5(mm) 3- Gân tăng cứng: - Chiều dày e =( 0,8…1) . d = ( 4,8… 6) (mm) ,chọn e = 6 (mm) - Chiều cao h < 58 (mm) - Độ dốc: 20 4-Đường kính bu lông: - Bu lông nền : d1 > 12 (mm) , chọn d1 = 13(mm) - Bu lông cạnh ổ : d2 = (0,7…0,8) .d1 = (9,8…11,2) (mm) ,chọn d2 = 10 (mm) - Bu lông ghép bích và thân : d3 =(0,8…0,9) . d2 = (8…9) (mm) ,chọn d3 = 9 (mm) - Bu lông ghép nắp ổ: d4 = (0,6…0,7) .d2 = (6…7) (mm) ,chọn d4 =7 (mm) - Bu lông ghép nắp cửa thăm: d5 =(0,5…0,6) . d2 =(5…6) (mm) ,chọn d5 = 6 (mm) 5- Mặt bích ghép nắp và thân - Chiều dày bích thân hộp S3 = (1,4…1,8) . d3 =(12,6…16,2) (mm) ,chọn S3=16mm) - chiều dày bích nắp hộp S4 = (0,9…1) . S3 =(14,4…16) (mm) chọn S4=16(mm) - Bề rộng bích nắp và thân k3 = k2 - (3…5) = 34 - (3…5) =(29…31) (mm) ,chọn k3=31(mm) 6- Kích thước gối trục: Kích thước của gối trục được tra theo bảng 18. 2 - tr 88 - Tài liệu [2], ta có bảng số liệu như sau: Trục D D2 D3 D4 h d4 z I 62 75 90 52 8 M6 4 I I 80 100 125 75 10 M8 6 - Tâm lỗ bu lông cạnh ổ: E2 = 1,6 . d2 = 16(mm) R2 = 1,3 . d2 = 13(mm) - Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ: k2 = E2 + R2 + (3…5) (mm) Þ k2 = 16 + 13 + (3…5) = (32…34) (mm) ,chọn k2 = 34(mm) 7- Mặt đế hộp: - Chiều dày khi không có phần lồi: S1 = (1,3…1,5) . d1 = (18,2…21) (mm) ,chọn S1 = 21(mm) - Chiều dày khi có phần lồi: S1 = (1,4…1,7) . d1 = (19,6…23,8) (mm) chọn S1 = 23(mm) S2 = (1…1,1) . d1 = (14…15,4) (mm) ,chọn S2 = 15(mm) - Bề rộng mặt đế hộp : k1 » 3 d1 = 42 (mm) và q ≥ k1 + 2d = 42 + 2 . 7 = 56 (mm) 8- Khe hở giữa các chi tiết: - Giữa bánh răng với thành trong của hộp r=10mm Giữa đỉnh của báng răng lớn và đáy hộp: r1(3…5)=(21…35)mm chọn r1=35mm 9. 2. thiết kế các chi tiết máy khác 1- Chốt định vị : Để đảm bảo vị trí tương đói của nắp và thân hộp khi gia công cũng như khi lắp ghép. Ta chọn chốt định vị là chốt côn. theo bảng 18.4b –tr91 Tài liệu [2], ta có các kích thước của chốt như sau: d=8mm; c=1,2mm ;l=50mm ;độ côn đường sinh bề mặt trụ:v1:50 2- Cửa thăm: Để đổ dầu vào hộp và quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép. Theo bảng 18.5 tr92 - Tài liệu [2]ta chọn được nắp thăm dầu với các thông số sau: A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 - 87 12 M822 4 3- Nút thông hơi: Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi. Theo bảng 18.6 tr 93- Tài liệu [2]ta chọn được nút thông hơI với các thông số sau: A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27x2 15 30 15 45 36 6 4 4 10 8 22 6 32 18 36 32 4- Nút tháo dầu: Tháo dầu bị bẩn biến chất để thay dầu mới. Theo bảng 18.7 tr 93 Tài liệu [2] d b m f L c q D S Do M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4 5- Chọn que thăm dầu và bôi trơn: Để kiểm tra mức dầu trong hộp , đảm bảo tốt công việc bôi trơn cho bộ truyền của hộp giảm tốc. 6- Chọn vít nâng: để xiết, đẩy nắt của hộp giảm tốc lên khi cần tháo nắp ra khỏi thân hộp ta chon vít nâng M8 9.3 các đặc tính kỹ thuật chủ yếu của hộp giảm tốc 1- Mô men xoắn trục vào: 30260,44 (Nmm) 2- Mô men xoắn trục ra: 109419,79(Nmm) 3- Tốc độ trục vào : 722,5 v/p 4- Tỉ số truyền: 3,78 5- Trọng lượng: 6- Kích thước: L x W x H : đo trực tiếp trên bản vẽ lắp theo tỷ lệ 1:1 Phần XI: XÂY DỰNG BẢN VẼ LẮP VÀ KIỂU LẮP GHÉP 10. 1 Xây dựng bản vẽ lắp 03 bản vẽ A3, mỗi hình vẽ thể hiện 1 hình chiếu của hộp giảm tốc 10.2 Chọn các kiểu lắp ghép chủ yếu Theo yêu cầu của từng bộ phận ta chọn các loại mối ghép như sau: Chọn lắp ghép giữa trục và vòng trong của ổ là lắp ghép theo hệ thông lỗ kiểu lắp ghép là H7/k6. Chọn lắp ghép giữa vòng ngoài của ổ với vỏ hộp là lắp ghép theo hệ thống trục kiểu lắp ghép H7/h6. Vòng chắn mỡ quay cùng trục trong quá trình bộ truyền làm việc, để tháo lắp dễ dàng khi lắp ghép, sửa chữa không làm hỏng bề mặt trục, ta chọn kiểu lắp có độ hở K7/h6. Bánh răng quay cùng trục chịu mô men xoắn, lực dọc trục, lực hướng kính, để đảm bảo độ chính xác tin cậy, độ bền của mối ghép và dễ gia công chi tiết lỗ chọn lắp ghép có độ dôi kiểu H7/k6. Đối với các mối ghép then then được cố định trên trục theo kiểu lắp có độ dôi thường lắp theo hệ thống lỗ với sai lệch của then là k6. : Dựa vào bảng phạm vi sử dụng của các kiểu lắp 20.4 [1] ta có thể lựa chọn các kiểu lắp thích hợp để lắp các chi tiết lên trục và giữa các chi tiết với nhau. Vì trong quá trình gia công các chi tiết việc gia công lỗ bao giờ cũng kém chính xác hơn gia công trục do đó ở đây ta cũng ưu tiên gia công trục với cấp chính xác cao hơp cấp 6 và chọn luôn miền dung sai của trục là miền k. Từ đó ta có thể chọn kiểu lắp miền dung sai đồng thời trị số sai lệch giới hạn theo bảng sau: Bảng10.1. Bảng thống kê dung sai và kiểu lắp Vị trí lắp ghép Kiểu lắp Giá trị sai lệch giới hạn Dung sai lỗ Dung sai trục Nắp ổ và vỏ hộp H7/d11 +30 -100 0 -290 Trục và ổ k6 +15 +2 Vỏ hộp và ổ H7 +30 0 Cốc lót và vỏ hộp H7/h6 +30 0 0 -19 Vòng vung dầu và trục H9/k6 +52 +15 0 +2 Vành bánh răng và mayơ H7/p6 +40 +68 0 +43 Mayơ bánh răng và trục H7/k6 +25 +18 0 +2 Trục và ống chèn H9/k6 +62 +18 0 +2