Đồ án Tính toán thiết kế hộp giảm tốc

,5 MPa, sF4< [sF4] = 241,7 MPa; 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Kqt = Tmax/ T = 1,4. sH4max = sH . MPa < [sH4]max = 1260 MPa; Theo 6.49: sF3max = sF3. Kqt = 108,4. 1,4 = 151.76 MPa ; sF4 max = sF4. Kqt = 102,7. 1,4 =143,78 MPa; Như vậy : sF3max < [sF3]max = 464 MPa, sF4max < [sF4]max = 360 MPa nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải. Kết luận : Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn. Các thông số và kích thước bộ truyền. + Bộ truyền cấp chậm : Khoảng cách trục aw=168 mm Mô đun pháp m=2,5 mm Chiều rộng vành răng bw=67,2 mm Tỉ số truyền um=3,815 Góc nghiêng của răng 0 Số răng bánh răng z1= 27; z2=103 Hệ số dịch chỉnh x1=0; x2= 0 Đường kính vòng chia d1=69,78 mm; d2=266,21 mm Đường kính đỉnh răng da1=74,78 mm; da2=271,21mm Đường kính đáy răng df1=63,53 mm; df2=264,96 mm Góc ăn khớp =20,62 B.tính toán với cấp nhanh Đối với hộp giảm tốc đồng trục thì thông số của bộ truyền cấp nhanh lấy gần bằng toàn bộ thông số của bộ truyền cấp chậm . 1.Khoảng cách trục cấp nhanh lấy bằng cấp chậm. a=a=168 (mm) Chọnnhanh nh ỏ h ơn cấp chậm khoảng 30 =>nhanh lấy bằng 0,25 =>=0,5.0,25.(3,83+1) =0,6 =>Bảng 6.7 tra được: K =1,03 K =1,08 Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế,ta chọn mođun tiêu chuẩn của bánh răng cấp nhanh bằng môđun của bánh răng cấp chậm:m=2,5 Z =27 ; Z =103 Góc nghiêng răng lấy=14,7 2.Ta tiến hành kiểm nghiệm độ bền của bộ truyền cấp nhanh a. 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 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; - bw : Chiều rộng vành răng. - dw : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; T1 = 48280 Nmm ; bw = 42 mm ; ZM = 274 MPa (tra bảng 6.5 ) ; Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp : at =atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg200/ cos14,7) ằ20,62o tgbb = cos at.tgb = cos(20o).tg(12,5o) =0,2455 ị bb = 13,8o ZH = = = 1,716 MPa ; ea = 1,67 Ze = = ằ 0,77 KH = KHb. KHVKHa ; KHb = 1,05 (Tính ở trên); Vận tốc bánh dẫn : v = m/s; Với v =5,316m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 8 ; Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời không ăn khớp KHa = 1,13 (tra bảng 6.14). K =1,37 Theo bảng 6.15 => Trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp dH =0,002 Tra bảng 6.16 chọn trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng go= 73 , Theo công thức 6.42: KH = KHb . KHV . KHa = 1,03.1,13.1,13 ằ 1,32 Thay số : sH = 274.1,72.0,77. = MPa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v = 5,316 m/s ị ZV = 1 (vì v < 5m/s ) , Cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là RZ = 2,5...1,25 mm. Do đó ZR = 0,95, với da< 700mm ị KxH = 1 Theo 6.1 và 6.1a ta có. ị [sH] =456.0,95.1=433,2 MPa ; Do đó sH [sH] nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc. b. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Yêu cầu sF [sF] ; Theo công thức 6.43 sF1 = 2.T1.KFYeYbYF1/( bw1dw1.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 =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 = 1,08.1,40.1,3 = 1,96 Với ea = 1,67 ị Ye = 1/ea = 1/1,67 = 0,6; b = 14,7o ị Yb = 1 - b/1400 = 1 – 14,7°/1400 = 0,895; Số răng tương đương: Ztđ3 = Z3/cos3b = 27 /cos3 14,7 =29,835 Ztđ4 = Z4/cos3b = 103/cos3 14,7= 113,814 Với Ztđ3 = 29,835 , Ztđ4 = 113,814 Tra bảng 6.18 thì ta có YF3= 3,8 ; YF4= 3,60; Thay các kết quả vừa tính vào CT trên ta được ứng suất uốn : sF1 = =47 MPa; sF2 = sF3 . =44,6 MPa; Với m=2,5 mm.Y=1,08-0,0695ln(2,5) = 1,022 Y=1 ; K=1(da<400mm).Do đó theo 6.2 và 6.2a ta có: []=[]’. Y. Y. K=252.1.1,022.1=257,5 MPa []=[]’. Y. Y. K=241,7 MPa Ta thấy độ bền uốn được thoả mãn vì sF3 < [sF3] =257,5 MPa, sF4< [sF4] = 241,7 MPa; c. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Kqt = Tmax/ T = 1,4. sH2max = sH . =512,6 MPa < [sH1]max = 1260 MPa; sF1max = sF1. Kqt = 47. 1,4 = 65,8 MPa ; sF2 max = sF2. Kqt = 44,6. 1,4 = 62,44 MPa Do đó sF1max < [sF1]max = 464 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. Các thông số và kích thước bộ truyền. + Bộ truyền cấp nhanh: Khoảng cách trục aw=168 mm Mô đun pháp m=2,5 mm Chiều rộng vành răng bw=42 mm Tỉ số truyền um=3,815 Góc nghiêng của răng 0 Số răng bánh răng z1= 27; z2=103 Hệ số dịch chỉnh x1=0; x2= 0 Đường kính vòng chia d1=69,78 mm; d2=266,21 mm Đường kính đỉnh răng da1=74,78 mm; da2=271,21mm Đường kính đáy răng df1=63,53 mm; df2=264,96 mm Góc ăn khớp =20,62 Phần III. tính toán bộ truyền ngoàI (bộ truyền xích) Bộ truyền xích nối từ trục 3 ra bộ phạn công tác là hệ thống băng tải. Trục 3 có các số liệu: P =6,9238 (kw); n =100 (v/f) ; U =2,2 1.Chọn loại xích: Vì tảI trọng nhỏ ,vận tốc thấp =>Ta chọn loạI xích ống con lăn. 2.Xác định các thông số của bộ truyền xích: -Theo bảng 5.4 với U=2,2 , chọn số răng đĩa nhỏ Z =25. Do đó số răng đĩa lớn : Z =U.Z =25.2,2 = 55 (răng) < Z =120 -Theo CT 5.3 công suất tính toán: P =P.k.k.k Trong đó: -Z =25 ->k =25/Z =1 -n =100 ->k =200/100 = 2 -Theo CT 5.4 và bảng 5.6: k=k.k.k.k.k.k Trong đó: + k=1 (Đường tâm đĩa xích làm với phương ngang một góc <60); + k=1 (Ch ọn a = 30p); + k=1(Điều chỉnh băng một trong các đĩa xích); + k=1(Chịu tảI trọng tĩnh); + k=1(Bộ truyền làm việc một ca); +k=1,3(MôI trường có bụi ,chất lượng bôI trơn II); =>k = 1.1.1.1.1.1,3 = 1,3 Như vậy: P = 6,9238.1,3.2 = 18 (KW); -Theo bảng 5.5 với n = 100 (v/f) , chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p = 31,75 mm.Thoả mãn điều kiện bền mòn:P < [P] = 19,3 (KW); -Khoảng cách trục a = 30.p = 30.31,75 = 952,8 (mm) -Theo CT 5.12 số mắt xích : x = 20.a/p + 0,5.(Z+Z) +( Z – Z ).p/4a =20.30 + 0,5(25+55) + (55-25 )31,75/4.3,14.952,8= =100 -Tính lạI khoảng cách trục theo CT 5.13: a = 0,25.p[x – 0,5(Z + Z2 ) + ] = 940,28 mm. -Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta giảm a một lượng: 0,003.a = 2,82 mm. -Số lần va đập của xích : i = Z.n/15x = < [i] = 25 (Theo bảng 5.9). 3.Tính kiểm nghiệm xích về độ bền: -Theo 5.15 S= -Theo bảng 5.2 , tảI trọng phá hỏng Q=88,5 (KN) -Khối lượng một mét xích q = 3,8 (kg) +k = 1,2 (T = 1,4T) +v = (m/s) =>F= (N) +F =q.v= 3,8.1,323= 6,65 (N) +F =9,81.k.q.a = 9,81.6.3,8.0,9375 = 209,68 (N) +k = 6 (Bộ truyền nằm ngang) =>Do đó : S= S>[S]=8,5(Bảng 5.10). Đảm bảo đủ bền. 4.Tính đường kính đĩa xích. Theo CT 5.17 : d = p/sin(/Z) = 31,75/sin(3,14/25) = 252,658 (mm) d =p/sin(/Z) = 31,75/sin(3,14/55) = 555,849 (mm) da = p[0,5 + cotg(/Z)] = 268,53 (mm) da= p[0,5 + cotg(/Z)] = 571,72 (mm) r = 0,5025d+0.05 = 0,5025.19,05 = 9,623 (mm) Với d = 19,05(Bảng 5.2) df = d –2r = 252,658-2.9,623 = 233,412 (mm) df = d - 2r = 536,603 (mm) -kiểm nghệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo CT 5.18: H = 0,47. [H] [H] -ứng suất tiếp xúc cho phép,MPa(Bảng 5.11) F -Lực va đập trên m dãy xích, N k -Hệ số phân bố không đều tảI trọng cho các dãy k -hệ số tảI trọng động,Bảng 5.6 E = 2.E.E/(E+E)-Mođun đàn hồi A-Diện tích chiếu của bản lề ,mm.Bảng 5.12 => H = 624 (MPa) H= 461,768 (MPa) *Bánh lớn dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 có ứng suất tiếp xúc cho phép [H] = 600 MPa =>Đảm bảo đủ bền. *Bánh nhỏ dùng thép 45 tôI, ram đạt HRC45 có ứng suất tiếp xúc cho phép 800 MPa =>Đảm bảo đủ bền. 5.Xác định ứng suất trên trục(lực tác dụng lên trục). -Theo CT 5.20 : F = k.F=5233,4.1,15 = 6018,41 (N) +k= 1,15 _với bộ truyền có góc nghiêng nhỏ hơn 40 phần IV: tính toán thiết kế trục . I.Thiết kế trục. Số liệu cho trước: Công suất trên trục vào của hộp giảm tốc: N = 7,5KW Số vòng quay n1= 1455 v/ph Tỷ số truyền unh= 3,83 uch= 3,83 Góc nghiêng của cặp bánh răng b =14,70 Chọn vật liệu chế tạo bằng thép C45, tôi có sb= 800Mpa , ứng suất xoắn cho phép [t]= 12...20 MPa a. Ta có sơ đồ lực tác động vào bộ truyền như sau Fk Ftg b. Tính các lực tác dụng lên trục: Lực do khớp nối, lực tác dụng lên bánh răng, Lực do tang . Các thành phần lực trong thiết kế được biểu diễn như hình vẽ phần trên. Theo phần trên đã tính lực tác dụng của bộ truyền xích lên trục 3 có giá trị: Fx = 6018,41 (N) Lực tác dụng của khớp nối: FK = (0,2 á 0,3).2TI /D0 , Với : TI = 48280 N.mm , D0 = 95 mm. ị 203,28 á305 (N). Lờy F=254 N Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia làm ba thành phần: Ft: Lực vòng; Fr: Lực hướng tâm; Fa: Lực dọc trục; Trong đó: Ft1 = (N) = Ft 2 Fr1 = (N) = Fr 2 Ft3 = (N) = Ft4 ; Fr3 = 2000 (N) = Fr4 ; Fa1 = Ft1.tgb = 1383,78.tg14,7o = 363,03 (N) = Fa2 ; Fa3 = Ft3.tgb = 15140,44.tg14,7o = 1348,57(N) = Fa4 ; II. Xác định sơ bộ đường kính trục. Theo ct 10.9 đường kính trục thứ k với k =1..3; (mm) ăTrục I : Với TI= 48280 Nmm ;[t] =12 => (mm) L ấy d=30mm Với d1 = 30mm, tra bảng 10.2 , ta được chiều rộng ổ lăn b0 = 19 mm. ăTrục II : Với T2= 179350 ;[t] =20 => (mm) Với d2 = 35, tra bảng 10.2, ta được chiều rộng ổ lăn b0 = 21 mm. ăTrục III : Với TIII= 667900 ;[t] =20 => (mm) Với d3= 55, tra bảng 10.2, ta được chiều rộng ổ lăn b0 = 29 mm. III.Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Chọn : + Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: K1 = 10 (mm) +Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp : K2 = 7 (mm) +Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 15 (mm) + Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : h = 20 (mm). Chiều dài mayơ bánh xích , bánh răng ,nối trục : lnt = lm12 = (1,4 … 2,5).d1 = 45 (mm). lm13 = (1,2 … 1,5).d1 = 45 (mm). lm22 =( 1,2 … 1,5).d2 = 42 (mm). lm23 =( 1,2 … 1,5).d2 = 42 (mm). lm33 =( 1,2 … 1,5).d3 = ( 1,2 … 1,5).55 = 68 (mm). lc33 =0,5(l+b)+h+k = 83,5 (mm). lm32 =( 1,2 … 1,5).d3 = 1,2.55 = 70 (mm). Khoảng cách l trên các trục : Trục I l12 = - lc12 = -[0,5.(lm12+ b0 )+k3 +hn ]= -67 (mm). l13 = 0,5.(lm13+ b0 )+k1 +k2 = 53 (mm). l11 = 2 l13 = 106 ( mm). Trục II l22 = 0,5.(lm22+ b0 )+k1 +k2 = 48,5 (mm). l23 = l11 + l32 + k1 + b0 = 203,5 mm l21 = l23 + l32 = 270 (mm) Trục III l32 = 0,5.(lm32+ b0 )+k1 +k2 = 66,5 (mm) l31 = 2.l32 = 133 (mm) l33 = l31 + lc33 = 216,5 (mm) Sơ đồ (sơ bộ) khoảng cách của hộp giảm tốc: IV. Xác định phản lực tác dụng lên các trục: Đối với trục I ta có sơ đồ và biểu đồ mô men như sau *Ta đi xác định các phản lực lên ổ đỡ Flx10 Fly10 Fx12 Fly11 Flx11 Fy13 Ft1 Fz13 Chiếu các lực theo trục oy : Giải hệ này ta được Fly11 =-112,78 (N), Fly10 = -425,52 (N) Vậy chiều của Fly11 và Fly10 cùng với chiều trên hình vẽ Theo trục ox: Giải hệ này ta được Flx11 = 880(N), Flx10 =249,78 (N) Vậy chiều của Flx11 và Flx10 cùng với chiều trên hình vẽ Từ đó ta có sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục vào như sau: Trục 2: Sơ đồ lực như hình vẽ: Theo trục ox: Thay số vào hệ này ta được: Fl=42,51 (N) Fl=3714,15 (N) Như vậy chiều các lực đúng như hình vẽ Chiếu các lực theo trục oy : GiảI hệ này ta được: Fl=877,4 (N) ; Fl=1660,9 (N) Chiều các lực đúng như hình vẽ. Trục 3: Sơ đồ lực như hình vẽ: Theo trục ox: Thay số vào hệ này ta được: Fl=Fl=2570,22 (N) Chiếu các lực theo trục oy : Giải hệ này ta được: Fl= 10199,2 (N); Fl= 6180,8 (N) V.Kiểm nghiệm trục: A.Trục vào của hộp giảm tốc Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục : Theo ct 10.16 tính mômen tương đương tại các tiết diện trên trục : Với các số liệu đã tính toán thay vào ta được : M12 = 0 (Nmm). Mtđ12 =41811,7 (Nmm). M10 =15240 (Nmm). Mtđ10 =44502,54 (Nmm M13 =39587 (Nmm). Mtđ13 =57580 (Nmm) M11 = 0 (Nmm). 0 (Nmm). Đường kính từng đoạn trục: di Đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng: Lấy d13 =38 (mm) Tiết diện trục đi qua ổ lăn chọn tiêu chuẩn (ngõng trục) d10 = d11= 35 (mm). Tiết diện trục lắp khớp nối chọn d12 =0,8d =30 (mm). *Kiểm nghiệm trục bền mỏi: Chọn kiểu lắp : Các ổ lăn trên trục lắp theo kiểu k6 và lắp bánh răng ,lắp bánh xich theo k6 kết hợp lắp then. Kích thước của then(Bảng 9.1),trị số momen uốn và momen cản xoắn ứng với các tiết diện trục như sau: Tiêt diện d(mm) Bxh t W(mm) W(mm) 12 30 8x7 4 2990 4941 13 38 8x7 4 4670,6 10057 Kết cấu trục đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tạI các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện: s=[s] [s]-Hệ số an toàn cho phép,thông thường [s]=1,5…2,5. s-Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tạI tiết diện j s s-Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tạI tiết diện j s -Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng a,Vật liệu là thép 45 có = 600 MPa có thể lấy gần đúng: -Theo bảng 10.7: b.Các trục hộp giảm tốc đều quay , ưng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đôí xứng, đó =0 và Vì trục quay một chiều nênứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động,do đó c.Xác diịnh hệ số và k đối với các tiết diện nguy hiểm theo CT: Các trục gia công trên máy tiện ,tạI các bề mắt nguy hiểm yêu cầu đạt R = 2,5…0,63.Do đó theo bảng 10.8 hệ số tập trung ƯS do trạng tháI bề mặt :K=1,06.Do không dùng các phương phap tăng bề mặt nên K =1 -Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay ngón,hê số tập trung ƯS tạI rãnh then ứng với vật liệu có =600 MPa là: Bảng 10.10 tra được trị số Thay vào tinh được tỉ số k/ và k/ so sánh với tỉ số trong bảng 10.11,lấy trị số lớn hơn để tính va k Kết quả tính toán hệ số an toàn với các tiết diện trục 1: Td d k/ k/ k k s s s mm rãnhthen lắp căng rãnh then Lắp Căng 12 30 2 2.06 1,9 2.06 2,12 1,96 ----- 15,8 15,8 13 38 2,05 2.06 1,925 2.06 2,12 1,99 14,6 31 13,2 Như vậy trục 1 thoả mãn diều kiện bền. *Kiểm nghiệm độ bền của then Độ bền dập ct 9.1 Độ bền cắt ct 9.2 Tính kiểm nghiệm về độ bền của then: Tiết diện d (mm) lt (mm) Bxh t1(mm) T(Nmm) sd MPa) tc MPa) 12 30 40,5 8x7 4 48280 26,5 10 13 38 45,9 8x7 4 48280 20,6 6,2 Theo bảng 9.5với tảI trọng [sd] =150 (Mpa) và [tc] =60-:- 90 (Mpa) .Vậy mối ghép then đều thoả mãn độ bền đập và độ bền cắt . B.Xác định kết cấu và đường kính trục trung gian: Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục : Theo ct 10.16 tính mômen tương đương tại các tiết diện trên trục : Với các số liệu đã tính toán thay vào ta được : M20 = 0 (Nmm). Mtđ20 =0 (Nmm). M21 =0(Nmm). Mtđ21 =0 (Nmm M22 =84506 (Nmm). Mtđ22 =176822,4 (Nmm) M23 =220753.5 (Nmm). 269920.25 (Nmm). Đường kính trục chỗ lắp bánh răng tại tiết diện 23 : d23 [s] là ứng suất cho phép để chế tạo trục chọn trục thép 45 với s b =800 Mpa d23 =35 mm. Chọn d23 = 30 (mm). Tiết diện trục lắp ổ lăn tại tiết diện 20 và 21 chọn tiêu chuẩn d20 = d21= 25 (mm). Tiết diện trục đi qua vị trí ngõng trục lắp bánh răng tạI tiết diện 22 : d22= 30,4 (mm) Chọn : d22= 30(mm) 1.Các ổ lăn trên trục lắp theo kiểu k6 và lắp bánh răng theo k6 kết hợp lắp then Theo điều kiện công nghệ để lắp ráp ta chọn then ở các vị trí cùng 1 loại then Bxh =8x7 t1 = 4(mm) lt22=40,5 (mm). lt23=47,25 (mm) Kích thước của then(Bảng 9.1),trị số momen uốn và momen cản xoắn ứng với các tiết diện trục như sau: Tiêt diện d(mm) Bxh t W(mm) W(mm) 22 30 8x7 4 2290 4941 23 30 8x7 4 2290 4941 Kiểm 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) 22 30 40,5 8x7 4 179350 98,4 37 23 30 40,5 8x7 4 179350 72,3 21,7 Theo bảng 9.5với tảI trọng [sd] =150 (Mpa) và [tc] =60-:- 90 (Mpa) .V ậy mối ghép then đều thoả mãn độ bền đập và độ bền cắt . 2.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 trường 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, t-1ằ 0,58s-1 sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. 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. 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 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. Bảng 10.10 tra được và từ đó xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên tiết diện này. Tra bảng 10.11 tra được tỉ số Ks/es và Kt/et So sánh và dùng tỉ số lớn hơn để tính 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 Kết quả tính toán được ghi trong bảng: Td D k/ k/ k k s s s Mm rãnhthen lắp căng rãnh then lắp căng 22 30 2 2.06 1,9 1,64 2,12 1,96 3.4 4.26 2.62 23 35 2,04 2.06 1,925 1.64 2,12 1,99 3.34 6.6 1.9 3.Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là: . Trong đó : s =Mmax/(0,1.d3) = 220753,5/(0,1.353) =51.5 MPa. t = Tmax/(0,2.d3) = 179350/(0,2.353) =20,92 MPa. [s] = 0,8 sch = 0,8.340 = 272 MPa; Thay số ta được: Trục thoả mãn độ bền tĩnh. C.Xác định kết cấu trục ra của hộp giảm tốc: Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại các tiết diện trên trục : Theo ct 10.16 tính mômen tương đương tại các tiết diện trên trục : Với các số liệu đã tính toán thay vào ta được : M30 = 0 (Nmm). Mtđ30 =0 (Nmm). M31 =502537,24(Nmm). Mtđ31 =766232 (Nmm) M32 =495209,56 (Nmm). Mtđ32 =761446 (Nmm) M33 =0 (Nmm). 578418,4 (Nmm). Đường kính trục 3 tại các tiết diện : Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền , lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn : Tiết diện trục lắp bánh răng 32 d32 = 60 (mm) Tiết diện trục lắp bánh xích 33 d33 =4 5 (mm) Tiết diện trục đi qua ổ lăn chọn tiêu chuẩn (ngõng trục) d30 = d31 = 45 (mm) Các ổ lăn trên trục lắp theo kiểu k6 và lắp bánh răng ,lắp bánh đai theo k6 kết hợp lắp then. 1.Các ổ lăn trên trục lắp theo kiểu k6 và lắp bánh răng theo k6 kết hợp lắp then Theo điều kiện công nghệ để lắp ráp ta chọn then ở các vị trí cùng 1 loại then Bxh =14x9 t1 = 5,5(mm) lt32=67,5 (mm). lt33=60,75 (mm) Kích thước của then(Bảng 9.1),trị số momen uốn và momen cản xoắn ứng với các tiết diện trục như sau: Tiêt diện d(mm) Bxh t W(mm) W(mm) 32 60 14x9 5,5 10747 23019 33 45 14x9 5,5 3566,4 16825,7 Kiểm 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) 32 60 67,5 14x9 5,5 667900 139,6 34,9 33 55 60,75 14x9 5,5 667900 113 28,3 Theo bảng 9.5với tảI trọng [sd] =150 (Mpa) và [tc] =60-:- 90 (Mpa) .V ậy mối ghép then đều thoả mãn độ bền đập và độ bền cắt . 2,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 trường 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, t-1ằ 0,58s-1 sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. 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. 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 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. Bảng 10.10 tra được và từ đó xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên tiết diện này. Tra bảng 10.11 tra được tỉ số Ks/es và Kt/et So sánh và dùng tỉ số lớn hơn để tính 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 Kết quả tính toán được ghi trong bảng: Td D k/ k/ k k s s S Mm rãnhthen lắp căng rãnh then lắp căng 32 60 2,17 2.06 2 1,64 2,23 2.06 2.55 5 2.3 33 45 2,12 2.06 2 1.64 ------ 2.06 ------- 3.7 3.7 =>Then ở trên trục 3 đảm bảo đủ bền VI.Chọn loại khớp nối. a.Loại nối trục đàn hồi . Ưu điểm : có cấu tạo đơn giản , dễ chế tạo , dễ thay thế , làm việc tin cậy , do đó được dùng rộng rãi. Tại trục I có mômem xoắn TI = 48280 (N.mm) Tra bảng 16.10a kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi được tra theo mômem xoắn : T =125,0 (M.m) d = 32 (mm) D = 125 (mm) dm = 65 (mm) L = 165 (mm) l = 80 (mm) d1 = 56 (mm) Do = 95 (mm) Z = 4 nmax = 4600 B =5 B1 =42 l1 = 30(mm) D3 = 28 (mm) l2 = 32(mm) Bảng 16.10b kích thước cơ bản của vòng đàn hồi: T = 125 (N.m) do = 14 (mm) d1 = M10 D2 =25 (mm) l = 62 (mm) l1 = 34 (mm) l2 = 15 (mm) l3 = 28 (mm) h = 1,5 b.Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt. *Điều kiện bền dập của vòng đàn hồi: = [] -Trong đó :+k_Hệ số chế độ làm việc,k = 1,2 (Băng tải) +[]-ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy [] = (2…4) MPa. Thay số vào ta có : [] =>thoả mãn điều kiện bền dập. *Điều kiện sức bền của chốt : [] [] -ứng suất cho phép của chốt, []= 60…80 MPa. -Thay số vào tính được : [] =>thoả mãn điều kiện bền. D D0 d dm dc D3 d1 L l B l2 l1 D2 l3 l h l1 l2 dc d1 sơ đồ nối trục đàn hồi VIi. CHọN ổ LĂN. 1.Trục 1: a.Đường kính trục d = 35(mm);n = 1455(v/f) -Phản lực Fl=493,4 N ; Fl = 887,2 (N); T = 48280 (N.mm) -Xét tỉ số 0 1 Dựa vào đường kính ngõng trục d =35 mm, tra bảng P2.12 chọn loại ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ hẹp có kí hiệu : Fr10 Fr11 46207 Đường kính trong d =35 mm, đường kính ngoài D =72 mm Khả năng tải động C = 22,7 kN, khả năng tải tĩnh Co = 16,6 kN; b =17 (mm) r1 = 2(mm) ; r2 =1 (mm) b.Kiểm nghiệm khả năng tải : Tỉ số : Theo bảng 11.4 e = 0,34 Vì V =1 (vòng trong quay) => nên theo bảng 11.4 : X = 0,45 : Y = 1,62 kt = 1 vì (nhiệt đọ t Ê 100oC ) kđ = 1,3 Q = (X.V.F + Y.F).k.k Q = (0,45.887,2 + 1,62.363,03).1,3.1 = 1283,6 (N) Theo ct 11.1 Khả năng tải động Với ổ bi m = 3 L=6.300.8 = 14400 (giờ) Tuổi thọ của ổ lăn: L = Lh.n3.60.10-6 = 14400.1455. 60. 10-6 = 1257,12 triệu vòng Hệ số khả năng tải động: Cd = 1283,6. = 13,853 (kN). Do Cd = 13,853 (KN) < C = 22,7 kN ị loại ổ lăn đã chọn đảm bảo khả năng tải. 2.Chọn ổ lăn cho trục trung gian của hộp giảm tốc. Trục 2 có các thông số : n = 380 (v/f) ; F=363,03 N; F=1348,57 N; F=878,53 N ; F=4068,64 N Đường kính ngõng trục d = 25 (mm) ; a.Chọn loạI ổ: -Tổng lực dọc trục : F=F-F=985,54 N =>Chọn loạI ổ đũa côn. -Với d = 25 mm , n = 380 v/f , chọn loạI ổ đũa côn cỡ nhẹ số hiệu 7205 có các thông số: d = 25 mm; D = 52 mm ; C = 23.9 KN ; Co =17,9 KN ; b.Kiểm nghiệm khả năng tải động: -Theo bảng 11.4 với ổ đũa côn (đũa dỡ chặn) e = 1,5.tg = 1,5.tg(13,5) = 0,36. -Theo 11.7 lực dọc trục do phản lực hướng tâm sinh ra trên ổ: Fso =0,83.e.Fro =262,5 N Fs1 = 0,83.e.Fr1 = 1215,7 N Theo sơ dồ bố trí lực và theo bảng 11.5: Fao =Fs1 - Fat =1215,7 – 985,54 = 230,16 =>Fa0 <Fs0 Fa1 = Fs0 + Fat = 1248 >Fs1 =1215,7 ->Fa1 = 1248 N **Xác định X và Y: Do đó theo bảng 11.4 chọn X=1 ; Y = 0 -Theo CT 11.3 tải trọng qui ước Q trên các ổ 0 và 1 được tính: Q0 = (X.V.Fr0 + Y.Fa0)kt.kđ =(1.1.878,53 + 0)1.1,3 = 1142,1 N Q1 = (X.V.Fr1 + Y.Fa1).kt.kđ =(1.1.4068,64 + 0).1.1,3 = 5289,23 N -Như vậy chỉ cần kiểm nghiệm cho ổ 1 là chịu tải trọng lớn hơn -Theo 11.1 ,khả năng tải động của ổ Cd = Q.L= 5,289.82,1=19,8< C = 23,9 KN Với L= 60.n.Lh.10 = 60.380.3600.10= 82,1 ( Triệu vòng) =>Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tả động b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. -Theo bảng 11.6 , ổ đũa côn : X0 = 0,5 ; Y0 = 0,22.cotg =0,22.cotg13,5