Đề tài Thiết kế hệ thống dẫn động xích tải

thiện đạt độ rắn HB 241…285 có . +Với bánh lớn : Chọn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192..240, có . II-Tỉ số truyền. +Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng u2= 5,07 III-Xác định ứng suất cho phép ứng suất tiếp súc cho phép được xác định theo công thức: ZR.Zv.Kxh.KHL ZR :Hệ số xét đến độ nhám của răng làm việc . Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. Kxh :Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng . KHL:Hệ số tuổi thọ. :ứng suất tiếp súc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở. +Căn cứ vào bảng 6.2 trang 94, với thép 45 tôi cải thiện, đạt độ rắn HB 180..350 có: , SH = 1,1. , SF = 1,75. : ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với chu kỳ cơ sở. SH,SF: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn . +Chọn độ rắn bánh lớn(bánh 2) HB = 230 MPa. +Chọn độ rắn bánh nhỏ(bánh 1) HB = 245 MPa. + Có: = 2HB1+70 = 2 . 245+70=560 MPa. = 2HB2+70 = 2 . 230+70=530 MPa. = 1,8 . 245=441Mpa = 1,8 .230=414Mpa a-Xác định ứng suất cho phép: - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NHO = 30 . H (Công thức 6.5 trang 93) - Có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh 1: NHO1 = 30 . 2452,4 = 1.7x 107 MPa - Có số chu kỳ ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc của bánh 2: NHO2 = 30 . 230 = 1.39x 107 MPa - Số chu kỳ ứng suất tương đương: NHE = Trong đó: + c : Số lần ăn khớp trong một vòng quay, có c = 1. + Ti,ni,ti : Lần lượt là Mômen xoắn, số vòng quay, số giờ làm việc ở chế độ thứ i của bánh răng đang xét. - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tiếp xúc tương đương của bánh 2: NHE2 = NHE2 = Ta nhận thấy NHE2>NHO2 ị KHL2=1. (hệ số tuổi thọ) Tương tự suy ra NHE1>NHO1 ị Chọn KHL1 = 1 Ta có ứng suất tiếp xúc cho phép sơ bộ là : = (Công thức 6.1a) (SH - hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc - tra bảng 6.2) Vậy có ứng suất tiếp xúc của bánh nhỏ: = ==481,81 MPa. Do bộ truyền là bộ truyền bánh răng thẳng răng nghiêng nên theo( 6.12) = ==495,4 MPa < 1,25 [sH2] . b-Xác định ứng suất uốn cho phép: + Số chu kỳ ứng suất uốn tương đương: NFE = 60 . c . mF : Bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn, có độ rắn mặt răng HB350, từ đó suy ra mF = 6. Các thông số còn lại có ý nghĩa như các thông số ở công thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép ở phần trên. Có số chu kỳ ứng suất tương đương của bánh 2 NFE2 = NFE2 = Có NFE2 > NFO2 =4.106 ị Chọn KFL2 = 1 (NF02=4.106 với tất cả loại thép) Suy ra NFE1> NFO1ị Chọn KFL1=1 (KFL hệ số tuổi thọ) Có ứng suất uốn cho phép: [sF] = (Công thức 6.2a) KFC : Hệ số xét ảnh hưởng hệ đặt tải, do bộ truyền quay một chiều ị KFC = 1. Có ứng suất cho phép của bánh 1: [sF]1 = Có ứng suất cho phép của bánh 2: [sF]2 = c-ứng suất quá tải cho phép: Độ bền tiếp xúc khi quá tải: [sH]max = 2,8 .sch (Công thức 6.13) [sF]max = 0,8 . sch (Công thức 6.14) Có độ bền tiếp xúc cho phép khi quá tải: [sH]max = 2,8 .sch = 2,8 . 450 = 1260 MPa. Có độ bền uốn cho phép khi quá tải: Bánh răng 1: [sF1]max = 0,8 sch1 = 0,8 . 580 = 464 MPa Bánh răng 2: [sF2]max = 0,8 sch1 = 0,8 . 450 = 360 MPa. IV - Tính toán bộ truyền bánh răng nghiêng. a-Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Do bộ truyền ăn khớp ngoài nên theo công thức 6.15a trang 96 ta có: aw= Ka(u +1) Trong đó : Ka _ hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng, với răng nghiêng ta có : Ka= 43 MPa1/3 ( theo bảng 6.5 trang 96) Do vị trí của bánh răng đối với các ổ trong hộp giảm tốc không đối xứng , ta chọn theo bảng 6.6 trang 97 ta có Yba = 0,4. Theo công thức 6.16 trang 97 ta có : Ybd= 0,53Yba(u + 1) = 0,53 . 0,4 . (5,07 + 1) = 1,214 Theo bảng 6.7 trang 98 ta có : KHb= 1,13 :Hệ số xét đến sự phân bố không đều Tải trọng trên bề rộng vành răng. ị aw= 43( 5,07 + 1) 105,4( mm) Lấy aw= 110 mm. b-Xác định các thông số ăn khớp: + Xác định môđun : m = (0,01 á0,02) . aW (Công thức 6.17) ị m = 1,1 á 2,2. Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế chọn môđun tiêu chuẩn mn = 2,5. + Xác định góc nghiêng, chọn sơ bộ : b = 100, có cosb = 0,9848. * Số răng bánh nhỏ : z1 = (Công thức 6.31) ị z1 = = 24,5 (răng). Lấy z1 = 24 răng. * Số răng bánh lớn : z2 = z1 . u =24x5.07 = 121.68(răng) . Lấy z2= 121 răng. Từ đó ta có: Tỷ số truyền thực tế là : u1= um= z2/z1= 121/ 24 = 5.042 aw= mm # aw= 110mm Do đó ta phải dịch chỉnh bằng cách ta thay đổi góc nghiêng b : cosb = m . (Công thức 6.18) = 1,5= 0,988 ị Góc nghiêng của răng: b = 8,6 0 Xác định hệ số dịch chỉnh Nhờ có góc nghiêng nên không cần dịch chỉnh để đảm bảo khoảng cách trục cho trước do đó theo công thức 6.9 (Tính toán thiết kế 1) ta có hệ số dịch chỉnh x1 =x2 =0. c-Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Điều kiện để bánh răng trụ răng nghiêng đảm bảo bền khi làm việc là ứng suất tiếp xúc trên mặt răng khi làm việc: theo 6.33 sH = ZM*ZH*ZeÊ [sH] (Công thức 6.33). Trong đó: + ZM : Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu bánh ăn khớp. Theo bảng 6.5 trang 96, vật liệu của hai bánh răng đều là thép ị ZM = 274 (MPa)1/3 +ZH : Hệ số kể đến hình dạng của bề mặt tiếp xúc, có : ZH = (Công thức 6.34) Trong đó : bb: Góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở, có : tgbb =cosat . tgb (Công thức 6.35) đối với bánh răng nghiêng không dịch chỉnh, có : at == arctg( với a = 200.(TCVN) at = arctg( = 20,220 tgbb = cos20,220 . tg8,60 = 0,142 bb =8,10. ZH = = 1,75. Có KHb = 1,13. Từ đó ta có: + bW : Chiều rộng vành răng, có bW = yba . aW = 0,4 .110 = 44 (mm). Lấy bw= 44 mm. + Ze : Hệ số xét đến sự trùng khớp. Có hệ số trùng khớp dọc: eb = = = 1,39 >1. Như vậy: Ze = (Công thức 6.36c trang 105). ea : Hệ số trùng khớp. Có : ea = (Công thức 6.38). ea = = 1,7. ịZe = = 0,766 +dW1 : Đường kính vòng lăn bánh nhỏ, có: dW1 = (Công thức trong bảng 6.11). dW1 = = 36,2 (mm). Vận tốc dài của vành răng. Có : v = (CT 6.40) v = Theo bảng 6.13, dùng cấp chính xác 9.Chọn cấp chính làm việc êm là 8. + KH : Hệ số xét đến tải trọng khi tính về tiếp xúc. Theo 6.39 ta có: KH = KHb . KHa . KHV. *KHb : Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng, KHb = 1,13. *KHa : Hệ số xét tới sự phân bố không đều của tải trọng trên các đôi răng ăn khớp. Với v <2,5 cấp chính xác 9 , theo bảng 6.14 có KHa = 1,16. KHV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trên vùng ăn khớp. CóKhv =1.02 (tra bảng p.23 tính toán thiết kế 1ứng với CCX9 Vận tốc v=2.7 (m/s) KH = KHb . KHa . KHV = 1,16 .1,13 .1,02 = 1,34. Có ứng suất tiếp xúc trên mặt răng: sH = 274 .1,75 .0,769 = 467.8 (MPa). + [sH] : ứng suất tiếp xúc cho phép. Có [sH] = 495,95Mpa Vậy sH < [sH] . Bánh răng đảm bảo độ bền tiếp xúc. d-Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Điều kiện bền uốn đối với bánh răng trụ: Công thức 6.43 và 6.44 ta có : sF1 = Ê [sF1] ; sF2 = sF1 Ê [sF2]. + KF : Hệ số tải trọng khi tính về uốn, ta có : KF = KFb . KFa . KFV (Công thức 6.45 trang 109). KFb : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều trên vành răng khi tính về uốn. Theo bảng 6.7 : KFb=1,3. KFa : Hệ số xét đến sự phân bố tải trọng không đều cho một đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Theo bảng 6.14 ta có : KFa = 1,4. KFV : Hệ số xét đến ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn có Kfv=1,04 (tra bảng p.23 tính toán thiết kế 1ứng với CCX9 Vận tốc v=2.7 (m/s) Từ các giá trị tìm được, ta có KF = 1,3. 1,4 . 1,04 = 1,893. + Y: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Có Y = với ea = 1,7. ị Y = = 0,592. + YF1,YF2 : Hệ số xét đến dạng răng, có số răng tương đương: zvn1 = ; zvn2 = ; ị zvn1 = ; zvn2 = Hệ số dịch chỉnh: x1 = 0 và x2=0 Theo bảng 6.18 có : YF1 = 3,9; YF2 = 3,6. + Có Yb : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, có : Yb = 1- Từ các giá trị tìm được ở trên có: sF1= ị sF2 = . Vậy sF1=98,6 MPa < [sF1] =360 MPa và sF2=91.3 MPa < [sF2] =1220 MPa. Như vậy bánh răng thiết kế thoả mãn điều kiện bền uốn. e-Kiểm tra điều kiện quá tải: ứng suất tiếp xúc cực đại: sHmax = sH .Ê [sH]max. (Công thức 6.48). sFmax = sF . Kqt Ê [sF]max . (Công thức 6.49). Có Kqt: Hệ số quá tải, có: Kqt = Tmax/ T= 1,4 . Từ đó ta có sHmax= 320 x= 417.2 (MPa) < [sH]max= 1260 MPa. sF1max = sF1 . Kqt =98.6x1,7 = 167,3 MPa < [sF1]max = 360MPa. sF2max = sF2 . Kqt = 91.3x 1,7 = 154.7 MPa < [sF2]max = 1260 MPa. Như vậy bánh răng đảm bảo điều kiện quá tải. Các thông số và kích thước của bộ truyền Thông số Ký hiệu Giá trị Khoảng cách trục aW aW=110 mm. Môđun pháp m m = 1.5 Chiều rộng vành răng bW bW = 44 mm. Tỉ số truyền u u = 5,07 Góc nghiêng của răng b b = 8,60 Số răng bánh răng Z Z1 = 24 răng, z2 =121 răng Hệ số dịch chỉnh x x1= 0 x2= 0 đường kính chia d d1 = 36.2 mm, d2 = 183.5 mm Đường kính lăn dW dW1 = mm , dW2 = mm Đường kính đỉnh răng da da1 = mm, da2 = mm Đường kính đáy răng df df1 = mm, df2 = mm Góc prôfin gốc a a = 200 Góc prôfin răng at at = 20,220 Góc ăn khớp aW aW = 20,220 Hệ số ăn khớp ngang ea ea = 1,7 C . Thiết kế bộ truyền ngoài – bộ truyền xích . i. chọn loại xích : Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp , chọn xích con lăn . Nhờ có con lăn biến ma sát trượt giũa ống và răng đĩa bằng ma sát lăn giũa con lăn và răng đĩa do đó cho kết quả độ bền mòn của con lăn cao hơn xích ống. ii. xác định các thông số của xích và của bộ truyền . 1. Chọn số răng đĩa xích. Theo bảng 5.4 , với u = 2,5 , chọn z1= 25, do đó số răng đĩa lớn: z2 = u . z1= 2,5 . 25 = 62,5 . Chọn z2= 63 < zmax= 120 2. Xác định bước xích t: Theo công thức (5.3) , công suất tính toán: Pt= P . K . Kz . Kn Trong đó , Kz _ hệ số răng, với z01= 25 Kn _ hệ số số vòng quay , với n01= 50 vg/ph Ta có: K= K0KaKđcKbtKđKc (công thức 5.4). Theo bảng 5.6 ta có : - K0 _hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, K0=1 (do góc tạo ra 00) - Ka _ hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, Ka=1 (chọn a= (30-50).p - Kđc _hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích, Kđc= 1 ( trục không điều chỉnh được ). - Kbt _hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn , Kbt= 1,3 (môi trường có bụi , chất lượng bôi trơn II – bảng 5.7). - Kđ _ hệ số tải trọng động , Kđ= 1,5 (tải trọng va đập nhẹ ). - Kc _hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền , Kc=1,45 (làm việc 3 ca). Vậy : K = 1 . 1 . 1 . 1,3 . 1,5 . 1,45 = 2,83 . Ta có : Pt= 3,83 x 1,74 x 2,83 = 18,76 Kw Theo bảng 5.5 với n01=50 vg/ph , chọn xích 1 dãy có bước xích p= 50,8 mm thoả mãn điều kiện bền mòn : Pt < [P] = 22,9 Kw ; đồng thời theo bảng 5.8, t < tmax . 3. Xác định khoảng cách trục và số mắt xích. - Ta có khoảng cách trục : a = 30 . p = 30 . 50,8 = 1524 mm. - Theo công thức 5.12 , số mắt xích : x= Lấy số mắt xích chẵn x= 106 , tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) : mm Để xích không chịu lực căng quá lớn , giảm a một lượng bằng mm, do đó a= 1540 mm. - Số lần va đập của xích : Theo (5.14) i= z1n1/(15x) = 25 . 28,73/(15 . 106) = 0,45 < [i] =15 bảng 5.9. iii. kiểm nghiệm về độ bền xích . Theo (5.15) : s = Q/ (kđFt + F0 + Fv). - Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 226,8 KN = 226800 N, kđ= 1,2 ( tải trọng mở máy bằng 1,4 lần tải trọng danh nghĩa); v = z1pn1/ 60000 = 25 x50,8x28,73/ 60000 = 0,61m/s. q :trọng lượng một met xích Chọn q =9.7 Lực vòng Ft= 1000 P/v = 1000 x3.81 / 0.61 =6245.9 N. Lực căng do lực ly tâm sinh ra, Fv= q1v2 = 9.7 x 0,612 = 3.61 N. Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra, F0 Do bộ truyền nằm ngang , kf = 6 F0= 9,81 . kf . q1 . a = 9,81 x 6 x97 x1,540 = 879.3 N. Do đó : s = 226800 / ( 1,2 x6245.9 + 897.3 +3.61) = 27,07 Theo bảng 5.10 với n = 50 vg/ph , [s] = 7. Vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền . iv. xác định các thông số của đĩa xích và lực tác đụng lên trục . 1. Xác định các thông số đĩa xích . Theo công thức (5.17) và bảng 14.4_b và bảng 5.2: Các thông số và kích thước của đĩa xích Thông số Ký hiệu Giá trị Đường kính vòng chia D d1=405,32 mm ; d2= 1019.14 mm Đường kính vòng đỉnh răng da da1= 427.52mm ; da2= 1043.27 mm Đường kính vòng đáy răng df df1= 376, 5 mm ; df2=990,32 mm Đường kính vành đĩa dv dv1= 258,15 mm ; dv2= 719,96 mm Đường kính con lăn xích d1 d1= 14.29 mm Bán kính đáy R r = 14.41 mm Chiều dài đoạn profin thẳng fq fq1= 1,05 mm ; fq2= 1,21 mm Chiều rộng răng đĩa B b = 45.21 mm Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: Theo công thức (5.18). Lực va đập trên 1 dãy xích , theo công thức (5.19): Fvđ= 13 . 10 -7 . n1 . p3 . m = 13 . 10 -7 x28.73x50.83x1 = 4,98 N. Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy ; kd= 1 ( xích 1 dãy) Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích ; với z = 25 , kr = 0,42 . Mô đun đàn hồi E = 2,1*105 MPa Diện tích hình chiếu của bản lề , theo bảng 5.12 , A = 645 mm2 MPa Theo bảng 5.11 ta có sH1 < [sH] = 600 MPa Tương tự ta có sH2 < [sH] ( với cùng vật liệu và nhiệt luyện ) . Vậy với thép 45 tôi cải thiện , HB200 đảm bảo độ bền tiếp xúc. 3. Xác định lực tác dụng lên trục: Theo (5.20) , Fr = kx . Ft = 1,15 .x6245.9 = 7182.8 N. Trong đó : hệ số kể đến trọng lượng xích ; kx= 1,15 . Phần iii. Thiết kế các trục của hộp giảm tốc. Phần I : Chọn khớp nối Chọn khớp nối là nối trục đàn hồi theo công thức 16.1(tttk1)ta có mô men xoăn tính toán :Tt= K x Tđc = 1.45x29.54243 = 42.8 (Nm) Trong đó: K =1.45 : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền ( bộ truyền năm ngang) Tđc = 295424.3 Nmm :Mômen xoắn trên trục động cơ. Tra bảng 16.10a kích thước cơ bản của nối trục đàn hồi được tra theo mômen xoắn. Thông số Giá trị đơn vị Thông số Giá trị đơn vị T 63 Nm Z 6 d 25 mm nmax 5700 D 100 mm B 4 dm 50 mm B1 28 L 124 mm l1 21 mm d1 45 mm D3 20 mm D0 71 mm l 60 mm Bảng 16.10b kích thước cơ bản của vòng đàn hồi Thông số Giá trị đơn vị Thông số Giá trị đơn vị T 63 Nm d0 10 mm l 42 mm d2 15 mm l1 20 mm d1 M10 mm L2 10 mm h 1.5 mm l3 15 mm Phần II : thiết kế trục I)Xác định sơ bộ. Chọn vật liệu chế tạo các trục: là thép 45 có sb=600MPa; ứng suất xoắn cho phép [t]=12...20MPa. Sơ bộ xác định đường kính trục. a.Sơ đồ đặt lực: Theo (10.9) đường kính trục: Chọn các ứng suất xoắn cho phép của các trục [t]=(12..20)Mpa Đường kính sơ bộ các trục sẽ là mặt khác theo thực nghiệm : d1=(0,8..1,2)dđc= (0,8..1,2)25 =(20..30) mặt khác để thuận tiện trong thiết kế ta dựa vào TCVN ổ lăn Vậy ta chọn d1= 30(mm); d2= 40 (mm); d3= 50(mm) Dựa vào đường kính các trục, sử dụng bảng (10.2) để chọn gần đúng chiều rộng ổ lăn: d1 = 30 ị b01= 19; d2 = 40 ị b02= 23; d3 = 50 ị b03= 27; k1, k2, k3, hn tra theo bảng 10.3 ta có k1=12; k2=10; k3=10 hn = 18. II)Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. * Lực tác dụng trên bánh răng cấp nhanh đó là. (N) (N) * Lực tác dụng lên bánh răng cấp chậm đó là. Theo sơ đồ phân bố lực tác dụng ta có : 1)Xét trục II. 1.1)Xác định đường kính trục II. - Chiều dài mayơ bánh răng trụ được xác định theo công thức (10.10) lm22 = lm23 = (1,2..1,5)x40 = 48 … 60 mm - Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1trên trục2 và khoảng cách giữa các chi tiết tới gối 0 l22= 0,5(lm22+ b02) + k1 + k2= 0,5(50 + 23) + 12 + 10 = 57,5 (mm) l23 = l22+ 0,5(lm22+ lm23) + k1=57,5 + 0,5(50 + 45) + 12= 117(mm) l21= lm22 + lm23+ 3k1+ 2k2+ b02= 50 + 45 + 3 .12 + 2 .10 + 23 = 172(mm) * Xác định phản lực gối tựa vẽ biểu đồ mô men . Viết các phương trình mô men và phương trình hình chiếu của các lực trong hai mặt phẳng zox,zoy đối với gối đỡ 0 và 1. - Theo mặt phẳng zox. Tại 0 và 1 xuất hiện các phản lực FlX20, FlX21 ta có: Fx= 0 ị -Flx20+Ft2+ Ft3 - Flx21 = 0 M0= 0 ị -Ft2 . l22 - Ft3 . l23 + Flx21 . l21 = 0 thay các giá trị trên vào ta được Flx20 =2652(N) Flx21= 2410(N) - Tương tự theo zoy: Tại 0 và 1 xuất hiện các phản lực Fly10, Fly11 ta có: Fy= 0 ị Fly20 + Fr2- Fr3 + Fly21 = 0 M0= 0 ị Fr2 .l22 +Fa2.dw22/2 - Fr3 .l23 + Flx21 .l21= 0 thay các giá trị trên vào ta được Fly20= 701,7(N) Fly21= 44,7(N) Tính mômen uốn tổng M và mômen tương đương Mtđ tại các tiết diện trên chiều dài trục : [s] = 63Mpa. - Tại mặt cắt 2 -Tại mặt cắt 3 + Lấy d tại các tiết diện lắp ổ lăn ,bánh răng ... theo tiêu chuẩn ta có: Đường kính lắp ổ lăn: do= d1= 40 mm d2= d3 = 60 mm + Kích thước then lắp trên trục với d2= d3 = 60 mm. tiết diện then b . h= 18.16 (theo bảng9.1), do đó chiều sâu rãnh trên trục t1=10 mm. Sơ đồ kết cấu trục II: 1.2)Tính kiểm nghiệm độ bền của then. Tương tự với trục 1 ta xét các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiềm nghiệm mối ghép then về độ bền dập theo (9.1) và độ bền cắt theo (9.2). Tại tiết diện 2,3 có T= 140822,3 (N) Ta có lt= (0,8..0,9)lm lấy lt= (0,8..0,9).50 = 40…45 Theo bảng 9.5, ứng suất dập cho phép với mối ghép then , đặc tính tải trọng va đập nhẹ, lắp cố định và vật liệu thép . Vậy then đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt. 1.3 Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. + Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss theo (10.20) và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo (10.21), cuối cùng tính hệ số an toàn s theo (10.19) ứng với các tiết diện nguy hiểm. Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứngịsm=0; sa=smax=M/W theo (10.22).Vì các trục quay 1chiều ta có ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động do đó theo (10.23) + Tiết diện nguy hiểm tại 2 có: W2= W02= - Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra=2,5...0,63mm, do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx=1,06. - Không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền Ky=1. - Theo bảng 10.12, khi dùng dao phay ngón, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có sb= 600MPa là Ks=1,76 , Kt=1,54. - Theo bảng 10.10 tra hệ số kích thước es, et ứng với đường kính của tiết diện nguy hiểm: - Tại mặt cắt 2 có d = 60 mm, nên es= 0.76 ; et= 0.73 s-1=0,436sb=0,436*600=261,6 MPa; t-1=0,58s-1=0,58*261,6=152 MPa; - Theo bảng (10.7) ys= 0,05 ; yt= 0. - Xác định các hệ số Ksd, Ktd đối với các tiết diện nguy hiểm . Theo công thức (10.25), (10.26) : Vậy trục đảm bảo độ bền mỏi . 1.4.Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh: Tại mặt cắt 2 ; std= theo bảng 6.1 ta có sch= 340(MPa) [s]= 0,8 . 340 = 272 std= Vậy trục đảm bảo độ bền tĩnh . 2)Xét trục I. 2.1)Xác định đường kính trục I. - Chiều dài mayơ nửa khớp nối được xác định theo công thức (10.13) lm13=(1,4...2,5)d1 = 45… 75 mm . - Chiều dài mayơ bánh răng được xác định theo công thức (10.10) lm12=(1,2...1,5)d1 = 36…45 mm . - Chiều dài công xôn trên trục được xác định theo công thức(10.14) lc13= 0,5(lm13+b01)+k3+hn= 0,5(50 + 19)+10 +18= 62,5 mm. - Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục 1 và khoảng cách giữa các chi tiết tới gối 0 : l12 = l23 = 117 (mm) l11 = l21 = 172 (mm) l13 =lc13 = 62,5 (mm) * Lực tác dụng trên bánh răng : Theo (11.3.2) gọi lực tác dụng lên trục do khớp nối gây lệnh tâm gây ra : Fr13= với Dt _ đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi , theo bảng (16.10) lấy Dt=71 mm Ta thấy đối với bánh răng thì mômen theo phương x nguy hiểm hơn theo phương y nên ta có : Fx13 = Fr13 =244,4 N . * Xác định phản lực gối tựa vẽ biểu đồ mô men. Viết các phương trình mô men và phương trình hình chiếu của các lực trong hai mặt phẳng zox,zoy đối với gối đỡ 0 và 1(Lhình vẽ) + Theo mặt zox. Tại 0 và 1 xuất hiện các phản lực FlX10, FlX11 ta có: Fx= 0 ị - Flt1 +Fk+ Flx01 + Flx11 = 0 M0 = 0 ị -Ft1.l12 + Fk.l13 +Flx11 . l11 = 0 thay các giá trị trên vào ta được Flx10= 998 (N) Flx11= 355,3(N) + Tương tự theo mặt zoy: Tại 0 và 1 xuất hiện các phản lực Fly10, Fly11 ta có: Fy= 0 ị Fr1 - Fly10- Fy11 =0 M0= 0 ị Fr1 l12 - Fly11.l11 = 0 thay các giá trị trên vào ta được Fly10= 188 (N) Fly11= 400 (N) + Mômen xoắn trên trục I, ta có TI= 28919 Nmm. + Tính mômen uốn tổng M và mômen tương đương Mtđ tại các tiết diện trên chiều dài trục theo (10.15), (10.16) - Tại mặt cắt 1 . Tính đường kính tại tiết diện này Theo bảng 10.5 , [s]=63Mpa =16 (mm) - Tại mặt cắt 2 . . Lấy d tại các tiết diện lắp ổ lăn và khớp nối , bánh răng theo tiêu chuẩn ta có: Chọn d0= d1= 25 (mm) ; d2= 30 (mm) ; d3= 22 (mm). Theo bảng 9.1a; Kích thước then lắp trên khớp nối d2=22 là b x h= 6 x 6; t1=3,5 2.2. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. + Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss theo (10.20) và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo (10.21), cuối cùng tính hệ số an toàn s theo (10.19) ứng với các tiết diện nguy hiểm. - Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứngị sm=0 ; sa=smax=M/W theo (10.22). - Vì các trục quay 1 chiều ta có ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động do đó theo (10.23) Tại mặt cắt 2 . vì tiết diện có 1 rãnh then nên theo bảng(11.5) W2= W02= Theo (10.22) , (10.23) . Theo công thức (10.25), (10.26). Theo công thức (10.19) , (10.20) , (10.21). Vậy trục đảm bảo độ bền mỏi . 2.3. Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh: std= (công thức 10.27) theo bảng 6.1 ta có sch = 340(MPa) [s]= 0,8.340 = 272 Tại tiết diện 2 có : M = 88013,4 Nmm , d = 30 mm . std=(Mpa) 2.4)Tính kiểm nghiệm độ bền của then. Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiềm nghiệm mối ghép then về độ bền dập theo (9.1) và độ bền cắt theo (9.2). Tại tiết diện 3 có T= 28919 Nmm, d = 22 mm , b . h = 6 . 6 , t1=3,5 mm, chiều dài then lt=(0,8..0,9)lm =(0,8..0,9)*40 = 35 mm Theo bảng 9.5, ứng suất dập cho phép với mối ghép then . Đặc tính tải trọng va đập nhẹ , lắp cố định và vật liệu thép . Vậy then đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt. 3)Xét trục III. 3.1)Xác định đường kính trục III. - Chiều dài mayơ bánh răng trụ được xác định theo công thức(10.10) lm33=(1,2..1,5)d3= (1,2..1,5) 50 = 60… 75 lấy lm33= 60 mm - Chiều dài mayơ đĩa xích được xác định theo công thức(10.10) lm32= (1,2 ..1,5)d3 = 60 mm - Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục1 và khoảng cách giữa các chi tiết tới gối 0. l33 = l22 = 57,5(mm) ; l31= l21= 172 (mm). l32= lc32 = 71,5 (mm) lc32=0,5(lm32+ b03) + k3 + hn= 0,5(60 + 27) +10 +18= 71,5 (mm) + Lực tác dụng trên bánh răng đó là: Lực do xích tác dụng Frx = 7182,8Nmm . + Lực do bộ truyền xích tác dụng lên trục 3 là : Góc giữa đường nối tâm và phương xích : xích năm ngang * Xác định phản lực gối tựa vẽ biểu đồ mô men . Viết các phương trình mô men và phương trình hình chiếu của các lực trong hai mặt phẳng zox,zoy đối với gối đỡ 0 và 1(Lhình vẽ) + Theo mặt phẳng zox. Tại 0 và 1 xuất hiện các phản lực FlX30, FlX31 ta có: Fx= 0 ị -FlX30- Ft4 - FlX31 = 0 M0= 0 ị Ft4.l33 - Flx31 .l31= 0 thay các giá trị trên vào ta được Flx30= 2306,2(N) Flx31= 1158(N) + Tương tự theo mặt phẳng zoy: Tại 0 và 1 xuất hiện các phản lực Fly30, Fly31 ta có: Fy= 0 ị FlY30 + Fr4 + FlY31- Frx= 0 M0= 0 ị Fr4.l33 - Fa4.dw3/2 - Frx.l32 + Fly31.l31= 0 thay các giá trị trên vào ta được FlY30= 3240,1 (N) Fly31= 2608,3 (N) * Tính mômen uốn tổng M và mômen tương đương Mtđ tại các tiết diện trên chiều dài trục ; theo bảng 10.5 chọn [s]=50MPa -Tại mặt cắt 0. - Tại mặt cắt 3 . Lấy d tại các tiết diện lắp ổ lăn ,bánh răng ... theo tiêu chuẩn ta có: Đường kính lắp ổ lăn: d0= d1= 55 mm ; d2= 52 mm ; d3 = 60 mm. 3.2)Tính kiểm nghiệm độ bền của then. Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiềm nghiệm mối ghép then về độ bền dập theo (9.1) và độ bền cắt theo (9.2). Tại tiết diện 2 và 3 có T= 527869,1 Nmm; d2 = 52 mm, d3 =60 , theo bảng 9.1 chọn b * h = 16 *10, t1= 6 mm .Có lt=(0,8..0,9)lm=(0,8..0,9)75, lấy lt=70 mm. Theo bảng 9.5, ứng suất dập cho phép với mối ghép then , đặc tính tải trọng va đập nhẹ , lắp cố định và vật liệu thép. , vậy then đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt. 3.3. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. + Tại mặt cắt 0: Xác định các hệ số Ksd /es, Ktd/et theo bảng 10.11 với kiểu lắp k6 ; theo công thức (10.25), (10.26) . Theo công thức (10.19) , (10.20) , (10.21) . Vậy trục đảm bảo độ bền mỏi . 3.4. Kiểm nghiệm về độ bền tĩnh: Tại mặt cắt 0. std= theo bảng 6.1 ta có = 340(MPa) = 0,8.340 = 272 std= Vậy trục thoã mãn điều kiện độ bền tĩnh . Phần iv. Tính toán và chọn lựa ổ lăn. 1)Xét trục I 1.1)Chọn loại ổ. Do ổ chỉ chịu tải trọng hướng tâm, chọn ổ bi đỡ một dãy. Với d = 25 mm , chọn sơ bộ ổ cỡ nặng 405 có C = 29,2 KN , C0 = 20,8 KN , ( bảng P2.7 , phụ lục) . 1.2-tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ lăn. Do đó ta có FlX10= 355.5N ; FlY10= 188 N; FlX11= 998 N ; FlY11= 400 N . phản lực tổng hợp tại 2 gối Chọn Fr= Fr1= 1,075(KN); + Theo công thức (11.3), với Fa= 0, tải trọng qui ước: Q0= X.V.Fr0 .Kt.Kđ = 1 . 1 .1,075 . 1 . 1,2 = 2,15 KN; Trong đó đối với ổ chỉ chịu lực hướng tâm X = 1, V = 1 (vòng trong quay); Chọn Kt = 1 , theo bảng 11.3 do va đập nhẹ chọn Kđ= 1,2 + Theo (11.12) tải trọng động tương đương : QE = QE0== Q01. Trong đó Qi tải trọng tính ở trên . Trong đó Lhi thời hạn giờ khi chịu tải trong QI được xác định theo biểu đồ mô men QE = 2,15 . [1.(4,5/ 8) + (0,6)3.(3/ 8)]1\3 = 1,86 (KN) Trong đó đối với ổ bi,