Bản thuyết minh Đồ án môn học chi tiết máy tính toán thiết kế hệ dẫn động tời kéo

a bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn. KFC Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1 KHL; KFL Hệ số tuổi thọ SH ; SF Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn. sHlim Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở sFlim Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1 Vậy ta có Thay số Bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên theo công thức 6-12 ta có Ứng suất quá tải cho phép: 3. Tính toán cấp nhanh a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo công thức 6-15a/96[TL1] Trong đó aw khoảng cách trục K hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng: Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được T1 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T1=86727,8 Ứng suất tiếp xúc cho phép u Tỉ số truyền u = 4,2 bw là chiều rộng vành răng. Hộp khai triển => Chọn Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Tra bảng 6-7/98[TL1] => mm Lấy tròn aw = 175 mm b. Xác định các thông số ăn khớp Theo công thức 6-17[TL1] ta có m=(0,010,02).aw = 1,753,5 Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 3 Chọn sơ bộ góc nghiêng β=10o, do đó cosβ = 0,9848 Theo 6-31/103[TL1] Số bánh răng nhỏ: Lấy tròn z1=22 Số bánh răng lớn: Lấy tròn z2=94 Tỉ số truyền thực tế sẽ là: Tính toán dịch chỉnh: Theo 6-21/99[TL1] Vậy cần dịch chỉnh khoảng cách trục từ 174 lên aw2 = 175 mm Tính hệ số dịch chỉnh tâm theo 6-22/100[TL1] Theo 6-23/100[TL1] Theo bảng 6.10a/101[TL1] ta có kx = 0,061 Do đó theo 6.24/100[TL1] hệ số giảm đỉnh răng: Theo 6-25/100[TL1] tổng hệ số dịch chỉnh xt xt= y+ Dy = 0,33 + 0,007= 0,337 Theo 6-26/101[TL1] hệ số dịch chỉnh bánh 1: Hệ số dịch chỉnh của bánh 2 là: x2= xt-x2 =0,337 - 0,06 =0,277 Góc ăn khớp atw tính theo công thức 6-26/101[TL1] c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo 6-33/105[TL1] Trong đó: ZM Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số ZM tra trong bảng 6-5/96[TL1]. ZH Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc với βb là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. βb = 0 atw: Góc ăn khớp atw=20,88o => Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng. Tính theo công thức6-36/105[TL1] KH Hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc, được tính theo thức6-39/106[TL1] Trong đó: Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên bề rộng vành răng. Tra bảng 6-7/98[TL1] => Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Bánh răng thẳng => =1 Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, trị số tính theo công thức với Vận tốc vòng theo 6-40/106[TL1] với Theo bảng 6-13/106[TL1] chọn cấp chính xác 9 Theo bảng 6-15/107[TL1] và 6-16/107[TL1] Vậy Thay số: Theo 6-1/91[TL1] và 6-1a/93[TL1] Trong đó ZR Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc Cấp chính xác 9 => R ZV Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, độ rắn mặt răng nhỏ hơn 350MPa nên ZV = 0,85.1,70,1 = 0,89 KxH Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.Đường kính vòng đỉnh răng da KxH = 1 Ta có Mà chênh lệch Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện d. Kiểm nghiệm độ bền uốn Theo công thức 6-43/108[TL1] ta có Trong đó: T1 Mômen xoắn trên trục chủ động T1= 86727,8 m Môđun pháp m=3 (mm) b Chiều rộng vành răng bw=52,5(mm) d đường kính vòng lăn bánh chủ động Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Với là hệ số trùng khớp ngang Y Hệ số kể đến độ nghiêng của răng YF1,YF2 Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 Theo 6.18/109[TL1] ta có Với hệ số dịch chỉnh x1=0,06; x2=0,277 Tra bảng 6-18 được K Hệ số tải trọng khi tính về uốn K Trong đó: KFβ = 1,12 . Tra bảng 6-7/98[TL1] với =0,8 Theo bảng 6.14/107[TL1] chọn KF = 1,37 KFV = 1 + với Trong đó: ; v=1,7; g0=73 =>KFV= KF=1,12.1,37.1,17 = 1,796 Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đến tập trung ứng suất Ys = 1,08- 0,0695 .ln (m) Với m =3 mm Thay số Ys=1,08-0,0695.ln 3 = 1,004 YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , chọn yR= 1 ( bánh răng phay ) YxF Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. YxF = 1 do da<400 Thay vào 6.43 ta có < [sF1] =253 MPa < [sF2] =186,7 MPa Như vậy độ bền uốn thỏa mãn e. Kiểm nghiệm răng về quá tải Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TL1] và 6-49/110[TL1] với Kqt = Tmax/T = 1,5 1260 MPa Vậy khả năng quá tải đạt yêu cầu 5. Thông số và kích thước bộ truyền Thông số Kí hiệu Công thức tính Kết quả Đơn vị Khoảng cách trục chia a a= 0,5.(d2 + d1 ) = 0,5m(z2 + z1)/cosβ 174 mm Mô đun m 3 mm Tỉ số truyền u 4,27 Khoảng cách trục aw aw=acosαt/cosαtw 175 mm Đường kính chia d d1=m.z1/cosβ d2=m.z2/cosβ 66 282 mm mm Đường kính lăn dw dw1=2.aw/(u+1) dw2= dw1.u 66,4 283,5 mm mm Đường kính đỉnh răng da da1=d1+2(1+x1-).m da2=d2+2(1+x2-).m 72,3 289,6 mm mm Đường kính đáy răng df df1=d1 - ( 2,5 - 2x1)m df2=d2 - ( 2,5 - 2x2).m 58,9 276,1 mm mm Đường kính cơ sở db db1=d1cosα db2=d2cosα 62,02 264,99 mm mm Góc nghiêng của răng β 0 Độ Góc prôfin gốc α Theo TCVN1065-71 20o Độ Góc prôfin răng αt αt=arctg(tgα/cosβ) 20o Độ Góc ăn khớp αtw αtw=arccos(a.cosαt/aw) 20,88o Độ Số bánh răng z1 z2 22 94 Răng Răng Tổng hệ số dịch chỉnh xt x1 x2 xt=[(z2 + z1)(invαtw – invαt)]/(2.tgα) 0,337 0,06 0,277 mm mm mm Hệ số trùng khớp ngang 1,7 B. Bộ truyền cấp chậm: Bánh trụ răng nghiêng Tỉ số truyền 2. Xác định ứng suất cho phép: Theo bảng 6-2/94[TL1], với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn 180...350 ta có: ; ; ; Trong đó và là ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở SH , SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn Chọn độ rắn bánh răng nhỏ là HB3 = 260 Chọn độ rắn bánh răng lớn là HB4 = 245 Vậy: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: Theo 6-5/93[TL1]: Do đó: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn: (Vì chọn vật liệu là thép) Xác định hệ số tuổi thọ: ; mH,mF:bậc của đường cong mỏi khi thu về tiếp xúc và uốn. Do chọn độ rắn mặt răng HB<350 nên mH=6;mF=6. Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương Vì bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc nên NHE, NHF được tính theo công thức 6-7/93[TL1]; 6-8/93[TL1]: ; Với Ti là mômen xoắn ở chế độ i của bánh răng đang xét. ni là số vòng quay ở chế độ i của bánh răng đang xét. ti tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. c số lần ăn khớp trong 1 vòng quay Tính bánh răng bị động: NHE4 > NHo4 do đó lấy hệ số tuổi thọ KHL4 = 1; Lấy NHE4 = NHo4 NFE4 > NFo4 do đó lấy hệ số tuổi thọ KFL4 = 1, tương tự KFL4 = 1 Tính bánh răng chủ động: NHE3> NHE4 > NHo3 NFE3> NFE4 > NFo3 Nên lấy hệ số tuổi thọ KHL3 = 1; KFL3 = 1 Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép được tính theo công thức 6-1/91[TL1] và 6-2/91[TL1] 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 ( Độ rắn mặt răng HB < 350, ZV=0,85.v0,1) 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 ảnh hưởng của vật liệu đối với tập trung ứng suất. KxF Hệ số xét đến kích thước của bánh răng ảnh hưởng đối với độ bền uốn. KFC Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải. Bộ truyền quay 1 chiều => KFC = 1 KHL; KFL Hệ số tuổi thọ SH ; SF Hệ số an toàn khi tính tiếp xúc bền uốn. sHlim Ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở sFlim Ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở Khi thiết kế sơ bộ ta lấy ZR.ZV.KxH = 1 và YR.Ys.KxF = 1 Vậy ta có Thay số Bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh trụ răng thẳng nên theo công thức 6-12 ta có Ứng suất quá tải cho phép: 3. Tính toán cấp chậm a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo công thức 6-15a/96[TL1] Trong đó aw khoảng cách trục K hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng: Tra bảng 6-5/96[TL1] ta được T1 Mômen xoắn trên trục bánh chủ động T2= Ứng suất tiếp xúc cho phép u2 Tỉ số truyền u2 = 3,52 bw là chiều rộng vành răng. Hộp khai triển => Chọn Hệ số kể đến sự phân bố không đềi tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc Tra bảng 6-7/98[TL1] => Lấy tròn aw = 230 mm b. Xác định các thông số ăn khớp Theo công thức 6-17[TL1] ta có m=(0,010,02).aw = 2,34,6 Theo tiêu chuẩn bảng 6-8/99[TL1] chọn m = 3 Chọn sơ bộ góc nghiêng β=10o, do đó cosβ = 0,9848 Theo 6-31/103[TL1] Số bánh răng nhỏ: Lấy tròn z3=33 Số bánh răng lớn: Lấy tròn z4=116 Tỉ số truyền thực tế sẽ là: Góc nghiêng β: cosb = Þ b =130 39’14”=13,65o c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo 6-33/105[TL1] Trong đó: ZM Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp, trị số ZM tra trong bảng 6-5/96[TL1]. ZH Hệ số kể đến hình dáng bề mặt tiếp xúc với βb là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. tgbb = cosat.tgb at = atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg20/0,9717) = 20,530 => tgbb = cos(20,530).tg (130 39’14) = 0,2275 => bb = 12,810 Theo 6.37, hệ số trùng khớp dọc eb = bw.sinb/(p.m) = 0,3 . 230 sin(130 39’14”)/(p.3) = 1,728 Do đó theo 6.36 ta có Zε = Trong đó = Đường kính vòng lăn bánh nhỏ dw3 = mm Theo 6.40, vận tốc vòng v = m/s Tra bảng 6.13 chọn cấp chính xác 9 Với cấp chính xác 9 tra bảng 6.14/107[TL1] được KHα = 1,13 Theo 6.42/107[TL1] Trong đó Tra bảng 6.15/107[TL1] δH = 0,002 Tra bảng 6.16/107[TL1] go = 73 => theo 6.41/107[TL1] : Theo 6.39: hệ số tải trọng động khi tính về tiếp xúc K= 1,12.1,13.1,006 = 1,27 => MPa Xác định các ứng suất tiếp xúc cho phép Với v = 0,609 < 5 m/s Zv = 1 Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,51,25 μm. Do đó ZR = 0,95; Với da < 700 mm, KxH = 1 => [σH]’ = [σH]. ZvZRKxH = 495,4. 1.0,95.1 = 470,63 MPa Ta có Mà chênh lệch Vậy độ bền tiếp xúc thỏa mãn điều kiện d. Kiểm nghiệm về độ bền uốn Theo công thức 6-43/108[TL1] ta có Trong đó T1: momen xoắn trên bánh chủ động T3 = 350083,1 N.mm m: modun pháp m = 3 mm bw: chiều rộng vành răng bw = 0,3.230=69 mm dw1 : đường kính vòng lăn bánh chủ động dw3 = 101,77 mm Yε: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng Với là hệ số trùng khớp ngang Yβ : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng b =130 39’14”=13,65o => Yβ = 1 - hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4 - Số răng tương đương : Tra bảng 6-18/109[TL1] được K Hệ số tải trọng khi tính về uốn K Trong đó: KFb = 1,24 (tra bảng 6-7/98[TL1]) với =0,8 KFa = 1,37 (tra bảng 6.14/107[TL1]) KFV = 1 + với Theo bảng (6.15) ; theo bảng (6.16) g0=73 => KFV = 1 + KF = 1,24. 1,37. 1,012 = 1,72 Thay vào ta có Mpa MPa Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đến tập trung ứng suất Ys = 1,08- 0,0695 .ln (m) Với m =3 mm Thay số Ys=1,08-0,0695.ln 3 = 1,004 YR- Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng , chọn yR= 1 ( bánh răng phay ) YxF Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn. YxF = 1 do da<400 Vậy => Độ bền được thỏa mãn e. Kiểm nghiệm răng về quá tải Điều kiện về quá tải theo công thức 6-48/110[TL1] và 6-49/110[TL1] với Kqt = Tmax/T = 1,5 1260 MPa Vậy khả năng quá tải đạt yêu cầu 5. Thông số và kích thước bộ truyền Thông số Kí hiệu Công thức tính Kết quả Đơn vị Khoảng cách trục chia a a= 0,5.(d2 + d1 ) = 0,5m(z2 + z1)/cosβ 229,996 mm Mô đun m 3 mm Tỉ số truyền u 3,52 Khoảng cách trục aw aw=acosαt/cosαtw 230 mm Đường kính chia d d3=m.z3/cosβ d4=m.z4/cosβ 101,87 358,11 mm mm Đường kính lăn dw dw3=2.aw/(u+1) dw4= dw1.u 101,8 358,2 mm mm Đường kính đỉnh răng da da3=d3+2(1+x3-).m da4=d4+2(1+x4-).m 107,87 364,11 mm mm Đường kính đáy răng df df3=d3 - ( 2,5 - 2x3)m df4=d4 - ( 2,5 - 2x4).m 94,37 350,61 mm mm Đường kính cơ sở db db3=d3cosα db4=d4cosα 95,73 336,51 mm mm Góc nghiêng của răng β 13,65o Độ Góc prôfin gốc α Theo TCVN1065-71 20o Độ Góc prôfin răng αt αt=arctg(tgα/cosβ) 20,530 Độ Góc ăn khớp αtw αtw=arccos(a.cosαt/aw) 20,530 Độ Số bánh răng z3 z4 33 116 Răng Răng Tổng hệ số dịch chỉnh xt x3 x4 xt=[(z4 + z3)(invαtw – invαt)]/(2.tgα) 0 0 0 mm mm mm Hệ số trùng khớp ngang 1,6998 Xét điều kiện bôi trơn IV. THIẾT KẾ TRỤC VÀ CHỌN Ổ LĂN THIẾT KẾ TRỤC 1. Chọn vật liệu: Vật liệu chế tạo các trục I là thép 45 có σb = 850 MPa Vật liệu chế tạo các trục II, III là thép 45 có σb = 600 MPa Ứng suất xoắn cho phép: [τ] = 12 .. 20 Mpa 2. Xác định sơ bộ đường kính trục: Theo công thức 10-9/188[TL1] ta có . Trong đó: T momen xoắn, Nmm [τ] ứng suất xoắn cho phép, Mpa. Chọn [τ1] = 19 Mpa Lấy dsb1= 30 (mm) Lấy dsb2= 50 (mm) Lấy dsb3= 70 (mm) 3. Xác định các khoảng cách Chiều rộng ổ lăn theo đường kính trục sơ bộ của trục I (dsb2= 50) theo bảng 10-2/189[TL1]: bo=27(mm) Chiều dài mayơ bánh đai và mayơ bánh răng trụ được tính theo công thức 10-10/189[TL1] lm = ( 1,2 ... 1,5 ) . dsb Mayơ bánh răng 1 và bánh đai trên trục I lm11 = lm1d = ( 1,2 ... 1,5 ) . 30 = 36 ... 45 (mm) Chọn lm1d = 40 mm Để đảm bảo chiều dài mayơ với chiều rộng BR Chọn lm11 = 52,5 mm Mayơ bánh răng 2 và bánh răng 3 trên trục II lm22 = lm23 = ( 1,2 ... 1,5 ) . 50 = 60 ... 75 (mm) Chọn lm22 = lm23 = 70 mm Mayơ bánh răng 4 và khớp nối trên trục III lm34 = lm3k = ( 1,2 ... 1,5 ) . 70 = 84 ... 105 (mm) Chọn lm34 = lm3k = 85 mm Chiều rộng các khoảng cách khác được tra trong bảng 10-3/189[TL1]: Chọn k1 = 15 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp Chọn k2 = 5 Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp Chọn k3 = 10 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ Chọn k4 = 10 Khoảng cách giữa các chi tiết quay Chọn hn = 15 Chiều cao nắp ổ cà đầu bulông Xác định chiều dài giữa các ổ: Trục II: Trục I: Trục III: lmd lm23 b0 k2 k4 l21 l22 l23 b0 k2 k1 lm22 k1 lm11 lm34 lm3k k3 l31 l32 l12 l11 k3 hn l33 hn l13 4. Xác định các lực và sơ đồ đặt lực: Theo công thức 10-1/184[TL1] ta có: Fd = 1223,2 (N) Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài β = 45o Fd.cosβ = 1223,2.cos45o = 864,9 (N) Fd.sinβ = 1223,2.sin45o = 864,9 (N) Chọn Fk= 2000 (N) Xác định lực tại các ổ lăn dựa vào pt cân bằng lực & mômen tại các gối trục theo phương x và y TRỤC I TRỤC II TRỤC III Khi chiều của Fk ngược lại (để xác định ổ lăn) thì Fx31 = 1401,5(N) Fx30 = 7476,4 (N) 5. Xác định chính xác đường kính và chiều dài các đoạn trục A. - Trục I Biểu đồ mômen Trục I 5. Xác định chính xác đường kính và chiều dài các đoạn trục B. - Trục II Biểu đồ mômen Trục II 5. Xác định chính xác đường kính và chiều dài các đoạn trục C. TRỤC III Biểu đồ mômen Trục III Tính chính xác các đường kính các đoạn trục: Đường kính các đoạn trục được tính theo công thức10-17[TL1] Trong đó: Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục. Mj Mômen uốn tổng Mtdj Momen tương đương Vậy ta có TRỤC I Tra bảng 10-5[TL1] Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 1-1 lắp bánh răng, tiết diện 1-2 ổ lăn 11, tiết diện 1-3 lắp bánh đai là các tiết diện nguy hiểm Tại tiết diện 1-1chỗ lắp bánh răng 1: Lấy theo tiêu chuẩn d11 = 32 Tại tiết diện 1-2 chỗ lắp ổ lăn 11 Lấy theo tiêu chuẩn d12 = 25 Tại tiết diện 1-3 chỗ lắp ổ lăn bánh đai: Lấy theo tiêu chuẩn d13 = 24 Tại tiết diện 1-0 chỗ lắp ổ lăn 10 Lấy đồng bộ đường kính với ổ lăn 11 d10 = d12 = 25 TRỤC II: Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục. Tra bảng 10-5[TL1] Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 2-1 lắp bánh răng nghiêng và tiết diện 2-2 lắp bánh răng thẳng là tiết diện nguy hiểm. Từ biểu đồ mômen ta thấy nếu tiết diện 2-1 đủ bền thì tiết diện 2-2 cũng đủ bền. Tại tiết diện 2-1 lắp bánh răng 3: Lấy theo tiêu chuẩn d21 = 48 Tại tiết diện 2-2 lắp bánh răng 2: Lấy theo tiêu chuẩn d22 = 48 để cân đối với mặt cắt tiết diện 21 Tại tiết diện 2-0 và 23chỗ lắp ổ lăn: Lấy đồng bộ đường kính với ổ lăn 20 và 21 d20 = d23 =45 TRỤC III: Ứng suất cho phép của thép chế tạo trục. Tra bảng 10-5[TL1] Từ biểu đồ momen ta thấy tiết diện 30, 31 và tiết diện 32 là các tiết diện nguy hiểm Tại tiết diện 3-0 lắp khớp nối: Lấy theo tiêu chuẩn d30 =55 Tại tiết diện 3-1 lắp ổ lăn 30: Lấy theo tiêu chuẩn d31 = 60 Tại tiết diện 3-2 lắp bánh răng 4: Lấy theo tiêu chuẩn d32 = 63 Tại tiết diện 3-3 lắp ổ lăn 31: Lấy đồng bộ d30 = d33 = 60 6 – Tính mối ghép then : Do các trục đều nằm trong hộp giảm tốc => chọn then bằng. Để đảm bảo tính công nghệ, chọn then giống nhau trên cùng 1 trục. Trục I Theo bảng 9-1a/173[TL1], với đường kính chỗ lắp then d =32 mm, ta có then: b = 10 mm t1 = 5 mm h = 8 mm t2 = 3,3 mm 0,25 £ r £ 0,4 lt = 0,8.lm = 0,8 . 40 = 32 Kiểm tra độ bền của then theo công thức 9-1và 9-2 / 173[TL1] Trong đó T mômen xoắn trên trục d đường kính trục lt, b, h, t kích thước then [sd] ứng suất dập cho phép Theo bảng 9-5/178[TL1], với tải trọng va đập nhẹ ta có [sd] = 100 MPa [tc] ứng suất cắt cho phép [tc] = (60..90)/3 = 20..30 MPa Þ chọn [tc] = 30 MPa => Then đủ bền Trục II Theo bảng 9-1a/173[TL1], với đường kính chỗ lắp then d = 48 mm, ta có then: b = 14 mm t1 = 5,5 mm h = 9 mm t2 = 3,8 mm 0,25 £ r £ 0,4 lt = 0,8.lm = 0,8 . 70 = 56 => Then đủ bền Trục III Theo bảng 9-1a/173[TL1], với đường kính chỗ lắp then d = 63 mm, ta có then: b = 18 mm t1 = 7 mm h = 11 mm t2 = 4,4 mm 0,25 £ r £ 0,4 lt = 0,8.lm = 0,9 . 85 = 76 => Then không đủ bền. Sau khi thử tăng chiều dài mayơ lên, độ bền của then vẫn không đảm bảo nên ta sẽ sử dụng 2 then đặt cách nhau 180o. Khi đó mỗi then sẽ tiếp nhận 0,75 T => khi lắp 2 then đặt cách nhau 180o thì then đủ bền  7. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi yêu cầu nếu hệ số an toàn tại các chi tiết nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: 10-19/195[TL1] Trong đó [s]: hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,52,5 sσj : hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp sτj: hệ số an toàn chỉ xét riêng đến ứng suất tiếp Với σ-1 và τ-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Với thép 45 có sb=600Mpa => σ-1 = 0,436 . σb = 0,436.600 = 261,6 MPa τ-1 = 0,58. σ-1 = 0,58. 261,6 = 157,728 Mpa σaj, σmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện j τaj, τmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện j Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng: do đó saJ tính theo công thức 10-22/196[TL1] σmj = 0 σaj = σmaxj = Trong đó Wj mômen cản uốn,công thức tính bảng10-6[TL1] Đối với tiết diện tròn: Đối với tiết diện có 1 rãnh then: Đối với tiết diện có 2 rãnh then: Khi trục quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động : τmj = τaj = Trong đó Woj mômen cản xoắn,công thức tính bảng10-6[TL1] Đối với tiết diện tròn: Đối với tiết diện có 1 rãnh then: Đối với tiết diện có 2 rãnh then: ψσ , ψτ : Hệ số chỉ đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng 10.7 [TL1] ta có ys = 0,05 yt = 0 Xác định hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm: TRỤC I: Mặt cắt 1-1 lắp bánh răng, mặt cắt 1-2 lắp ổ lăn và mặt cắt 1-3 lắp bánh đai TRỤC II: Mặt cắt 2-1 lắp bánh răng nghiêng. TRỤC III: Mặt cắt 3-0 lắp khớp nối, mặt cắt 3-1 lắp ổ lăn và mặt cắt 3-2 lắp bánh răng Các ổ lăn được lắp ghép theo k6, lắp bánh răng, bánh đai, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then Kích thước của then, trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn ứng với tiết diện trục như sau: Tiết diện Đường kính trục b x h t1 W (mm3) Wo (mm3) sa ta 1-1 1-2 1-3 2-1 3-0 3-1 3-2 32 25 24 48 60 60 63 10 x 8 8 x 7 8 x 7 14 x 9 18 x 11 18 x 11 18 x 11 5 4 4 5,5 7 7 7 2647 1534 1091 9409 15307 15307 18276 5864 3068 2448 20266 36513 36513 42825 81,6 46,6 0 43,6 0 10,9 26,7 7,4 14,1 17,7 8,6 16,1 16,1 13,7 Các hệ số , đối với các tiết diện nguy hiểm được tính theo công thức10-25 và 10-26/197[TL1] Trong đó Kx hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Các trục được gia công trên máy tiện. Các tiết diện nguy hiểm đạt Ra=2,5...0,63 μm, theo bảng 10-8/197[TL1] Kx=1,06 Ky Hệ số tăng bền bề mặt. Ky=1 do ko dùng phương pháp tăng bền bề mặt. εσ, ετ Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi Theo bảng 10-10/198[TL1] tìm được εσ, ετ Kσ, Kτ Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn.Theo bảng 10-12/199[TL1] khi dùng dao phay ngón với σb = 600 => Kσ = 1,76 Kτ = 1,54 Kσ/εσ Trị số với bề mặt trục lắp có độ dôi được tra trong bảng 10-11/198[TL1] Tiết diện d mm Tỉ số Kσ/εσ Tỉ số Kτ/ ετ Kσd Kτd Sσ Sτ S Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng 1-1 1-2 1-3 2-1 3-0 3-1 3-2 32 25 24 48 60 60 63 2,01 - 1,95 2,15 2,23 - 2,26 2,06 2,06 2,06 2,06 2,52 2,52 2,52 1,92 - 1,79 2,02 2,05 - 2,08 1,64 1,64 1,64 1,64 2,03 2,03 2,03 2,12 2,12 2,12 2,21 2,58 2,58 2,58 1,98 1,7 1,85 2,08 2,11 2,09 2,14 1,56 2,73 - 2,71 - 9,30 3,79 10,76 6,58 4,82 8,8 4,64 4,69 5,38 1,54 2,52 2,6 4,2 3,1 Kết quả trên cho thấy các tiết diện nguy hiểm trên 3 trục đều đảm bảo an toàn về mỏi CHỌN Ổ LĂN CHO CÁC TRỤC A. Ổ LĂN CHO TRỤC I 1. Chọn loại ổ lăn: Do không có lực dọc trục Fa nên ta chọn ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡ của trục I Vì hệ thống các ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường(0) và có độ đảo hướng tâm 20, giá thành tương đối 1. 2. Chọn kích thước ổ lăn -Ta biết đường kính ngõng trục: -Tra bảng phụ lục P2-11/256[TL1], với cỡ nhẹ ta chọn được ổ bi đỡ 1 dãy có kí hiệu 205 có: Co = 7,09(kN); C = 11,0(kN); Hệ số e = 1,5tga = 1,5tg12° = 0,31 3. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: Theo CT 11-1/211[TL1]: C= Q Trong đó : Q là tải trọng quy ước,KN L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ổ bi: m = 3 Tính L : Gọi Lh là tuổi thọ của ơ tính bằng giờ, suy ra từ CT11.2[1]/211 ta có : Với L= (1025) . 10 tính trong hộp giảm tốc, chọn Lh =19000(h) n= 480,1(vg/ph) là số vòng quay của trục 1. Xác định tải trọng động quy ước QE Theo CT 11-3/212[TL1] : Trong đó: -và là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục,kN -V là hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V=1 -Kt là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, Kt =1(to <100o) -Kd là hệ số kể đến đặc tính tải trọng Trabảng 11.3, đặc tính làm việc va đập nhẹ : Kd =1 -X là hệ số tải trọng hướng tâm -Y là hệ số tải trọng dọc trục Phản lực hướng tâm trên các ổ là : Ta có Fa=0 => tỉ số tra bảng 11-4/214[TL1] Tải trọng quy ước trên ổ 0 và ổ 1 là: Ta lấy tải trọng quy ước là tải trọng lớn hơn Q = Q0 = 1455,5(N) Như vậy ổ lăn đã chọn kí hiệu 205 thỏa mãn khả năng tải động . 4. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ Nhằm tránh biến dạng dư ta tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh. Theo CT 11-18/221[TL1] : Tra bảng 11-6/221[TL1], với ổ bi đỡ một dãy : X0 = 0,6 ; Y0 = 0,6 Theo CT 11-19 và CT 11-20 ta có: Với ổ 1-0 ta có : = 0,6 . 1455,5 + 0,6 . 0 = 873,3 (N) < < Co = 10,4 (kN) Với ổ 1-1 ta có : = 0,6 . 934 + 0,6 . 0 = 560,4 < < Co = 10,4 (kN) Như vậy ổ lăn đã chọn kí hiệu 205 thỏa mãn khả năng tải tĩnh và có các thông số : d = 25(mm); D = 52(mm); B = 15 (mm); Co = 7,09(kN); C = 11,0(kN) B. Ổ LĂN CHO TRỤC II 1. Chọn loại ổ lăn Phản lực hướng tâm trên các ổ là : Lực dọc trục Fa=1670,3(N) Xét tỉ số Để đảm bảo tính đồng bộ của ổ lăn nên ta sẽ chọn ổ bi đỡ chặn. Vì hệ thống các ổ lăn dùng trong hộp giảm tốc nên ta chọn cấp chính xác bình thường(0) và có độ đảo hướng tâm 20, giá thành tương đối 1. 2. Chọn kích thước ổ lăn: chọn theo khả năng tải trọng động Đường kính trục tại chỗ lắp ổ lăn d20 = d21 = 45 mm Tra bảng phụ lục P2.12 với cỡ trung hẹp ta chọn được ổ bi đỡ chặn kí hiệu 46309 có: Co = 37,7 kN C = 48,1 kN => α = 120 e = 0,355 3. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Theo CT 11-1/211[TL1]: C= Q Trong đó : Q là tải trọng quy ước,KN L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m là bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn, ổ bi: m = 3 Tính L : Gọi Lh là tuổi thọ của ơ tính bằng giờ, suy ra từ CT11.2[1]/211 ta có : Với L= (1025) . 10 tính trong hộp giảm tốc, chọn Lh =19000(h) n= 114,3(vg/ph) là số vòng quay của trục 1. Xác định tải trọng động quy ước QE Theo CT 11-3/212[TL1] : Trong đó: -và là tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục,kN -V là hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay V=1 -Kt là hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, Kt =1(to <100o) -Kd là hệ số kể đến đặc tính tải trọng Trabảng 11.3, đặc tính làm việc va đập nhẹ : Kd =1 -X là hệ số tải trọng hướng tâm -Y là hệ số tải trọng dọc trục Phản lực hướng tâm trên các ổ là : Lực dọc trục Fs0 = e.Fr0 = 0,355 . 5634,4 = 2000,2 (N) Fs1 = e.Fr1 = 0,355 . 3986,8 = 1415,3 (N) Dựa vào bảng 11.5 và theo sơ đồ trục 1 như trên ta có: Vì Tính tỉ số : => Tra bảng 11.4 với ổ bi đỡ chặn: X0 = 1 Y0 = 0 => Tra bảng 11.4 với ổ bi đỡ chặ