Đề tài Thiết kế hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi

.(3.8) b=0,3.133=40mm III.1.8.Xác định mođun, số răng và góc nghiêng của răng: Modun pháp: mn = (0,010,02).A = (1,332,66)mm Theo bảng 3-1 chọn mn= 2mm. Sơ bộ chọn góc nghiêng b = 10o Số răng của bánh nhỏ: . (3.8) Số răng bánh lớn: Z2= Z1.i = 28.3,576 = 100 Tính chính xác góc nghiêng b: cosb = (3.10) Vậy b = 103 Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện: b = 40mm kiểm tra điều kiện (3.7) :b> thoả III.1.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Tính số răng tương đương: Ztđ=Z/cos3b.(3.11) Bánh nhỏ: Ztđ1 =28/(0,984)3 =29 Bánh lớn: Ztđ2 =100/(0,984)3= 105 Hệ số dạng răng theo bảng 3-18: y1 = 0,451 y2 = 0,517 Lấy q’’=1,5_hệ số phản ánh khả năng tải khi tính theo sức bền uốn của bánh răng nghiêng so với bộ truyền bánh răng thẳng. Đối với bánh răng nhỏ: (3.12) vậy < [s]u1=143,3 N/mm2 Đối với bánh răng lớn: su2 = su1.y1/y2 (3.13) Þsu2 = 34,98.0,451/0,517=30,51N/mm2 < [s]u2 = 119,4 N/mm2. III.1.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột: Tính ưng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [s]txqt=2,5[s]Notx.(3.14) Bánh nhỏ: [s]txqt1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2. Bánh lớn: [s]txqt2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2. Tính ưng suất uốn cho phép khi quá tải: [s]uqt =0,8.sch.(3.15) Bánh nhỏ: [s]uqt1 = 0,8.300 = 240 N/mm2. Bánh lớn: [s]uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2. Kiểm tra sức bền tiếp xúc: (3.16) ; kqt=1,4. Þ Þstxqt2= stxqt1 < 1300 N/mm2 Þ thỏa mãn. stxqt2<1105 N/mm2 Þ thỏa mãn Kiểm tra sức bền uốn : suqt = kqt.su. Bánh nhỏ: suqt1 = 34,98.1,4 = 48,97 N/mm2 < [s]uqt1 Bánh lớn: suqt2 = 30,51.1,4 = 42,7 N/mm2 < [s]uqt2. III.1.11.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền: P' 1 P 1 P n P' 1 P a1 P r Modun pháp: mn= 2mm Số răng: Z1 = 28 ; Z2 = 100 Góc ăn khớp: an = 20o Góc nghiêng: b = 103 Chiều cao răng: h=2,25.mn=2,25.2=4,5mm Chiều cao đầu răng : hd=mn=2mm Độ hở hướng tâm c1=0,25.mn= 0,25.2=0,5mm Khoảng cách trục: A = 133mm. Bề rộng bánh răng: b= 40mm. Đường kính vòng chia: dc1=mn.Z1/cosb (3.17) Þ dc1= 2.28/cos103= 57mm ; Þ dc2= 2.100/ cos103 = 203mm Đường kính vòng đỉnh: de1 = dc1 + 2.mn Þ de1= 57+2.2=61 mm. Þ de2 = 203+ 2.2 = 207 mm. Đường kính vòng chân: di1 = dc1 - 2.mn-2.c Þ di1= 57-4-1=52 mm. di2 = 203 - 4 - 1 = 198 mm. III.1.12.Tính lực tác dụng lên trục: Lực tác dụng lên bánh răng được chia làm 3 thành phần: lực vòng P, lực hướng tâm Pr và lực dọc trục Pa. Tính lực vòng: (3.18) Lực hướng tâm: (3.19) Lực dọc trục: Pa = P.tgb = 1240,15.tg10 = 219,79N. III.2.THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG CẤP CHẬM: III.2.1.Chọn vật liệu làm bánh răng. Bánh răng nhỏ: chọn thép 45 thường hóa có: sbk3 = 600 N/mm2 ; sch3 = 300 N/mm2 ; HB = 200. sNotx3=520N/mm2 Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (60¸90) mm. Bánh răng lớn: chọn thép 35 thường hóa có: sbk4 = 500 N/mm2 ; sch4 = 260 N/mm2 ; HB = 170. sNotx4=442N/mm2 Phôi đúc, giả thiết đường kính phôi (100¸300) mm. III.2.2.Định ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép: 1.Ứng suất tiếp xúc cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh răng: Ntđ = 60 u S(Mi/Mmax)3ni.Ti (3.20) Số chu kỳ tương đương của bánh răng nhỏ: Ntđ3 = Ntđ2 = 46,97.107 > No Như vậy số chu kỳ làm việc tương đương của bánh lớn: Ntđ4 = Ntđ2/ic =46,97.10/2,98=15,76.107> No Nên chọn k’N = 1 cho cả 2 bánh răng Þ [s]tx = [s]Notx. k’ = 2,6.HB Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: [s]tx4 = 442 N/mm2 Ứng xuất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ:[s]tx3 = 520N/mm2 Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ : [s]tx4 = 442 N/mm2 2.Ứng suất uốn cho phép: Số chu kỳ tương đương của bánh lớn: Ntđ3 = Ntđ2= 42,3.107 Þ Ntđ4 = Ntđ3/ic = 42,3.107/2,98=14,19.107 Cả Ntđ1 và Ntđ2 > No =5.106 do đó k’’N = 1. Theo công thức (3.3) [s]u = do răng tải một mặt. Giới hạn mỏi uốn của thép 45: s-1 = 0,45.600 = 270 N/mm2. Giới hạn mỏi uốn của thép 35: s-1 = 0,45.500 = 225 N/mm2. Hệ số an toàn: n = 1,5. Hệ số tập trung ứng suất ở chân răng: ks = 1,8. Bánh nhỏ: [s]u1 = = 150 N/mm2. Bánh lớn: [s]u2 = = 125 N/mm2. III.2.3.Sơ bộ chọn hệ số tải trọng k: Có thể chọn sơ bộ k = 1,5. Do ổ bố trí đối xứng III.2.4.Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng thẳng. Vận tốc thấp. Mà theo công thức (3.21). Vậy bộ truyền cấp chậm chịu tải lớn hơn bộ truyền cấp nhanh. Chọn yA = b/A = 0,4 III.2.5.Xác định khoảng cách trục: (3.22) Lấy A = 178mm. Chiều rộng bánh răng: b3 = yA.A = 0,4.178= 71mm. III.2.6.Tinh vận tốc vòng v của bánh răng và chọn ccx chế tạo bánh răng: Vận tốc vòng của bánh răng trụ: (3.23) Với vận tốc này theo bảng 3-11 ta chọn cấp chính xác chế tạo là 9. III.2.7.Định chính xác hệ số tải trọng k và khoảng cách trục A: Đường kính vòng lăn bánh răng nhỏ: Þ yd = b/d1 = 0,8. Tra bảng 3-12 ta tìm được kttbảng = 1,05. Hệ số tập trung tải trọng thực tế: ktt = (kttbảng + 1)/2 = 1,025 Giả sử: theo bảng 3-14 ta tìm được kđ = 1,2. k = ktt.kđ =1,23. ek= k khác với trị số chọn sơ bộ nên cần tính lại khoảng cách trục A. Như vậy lấy chính xác A = 167mm. Chiều rộng bánh răng: b3 = yA.A = 0,4.167 = 67mm III.2.8.Xác định modun, số răng và góc nghiêng của răng: Modun pháp: m = 0,02.A = 0,02.167=3,34 mm. Ta chọn mn = 3 Số răng của bánh nhỏ .(3..24) Số răng bánh lớn: Z4 = Z3.i = 2,98.28 = 83 Chiều rộng bánh răng b thỏa mãn điều kiện: Bánh nhỏ b3 = 67mm > Chọn bánh lớn b4=67mm Hệ số thay đổi khoảng cách trục A: (3.25) với Zt=Z1+Z2=28+83=111_là tổng số răng của cả hai bánh. Þ . Þ trị số 1000a/Zt=1000.0,17/111=1,53 Theo toán đồ (I_56) Þ1000y/Zt=0,02 Với y_hệ số giảm chiều cao răng. Þ y=0,02.111/1000=0,002 Þ xt=a+y_hệ số dịch dao tổng (3.26) Þ xt=0,17+0,002=0,172 Þ x1=(3.27) = 0,5.[0,172-55/111(0,172-0,002)]=0,044 Þ x2=0.128 Þ góc ăn khớp của răng cosa= Þa=20028. III.2.9.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Hệ số dạng răng theo bảng 3-18: Với Z3=28;Z4=83. Suy ra x1=0,044; x2=0,128. Vậy y1=0,451;y2=0,511 Đối với bánh răng lớn: < [s]u2 = 125 N/mm2(3.28) Đối với bánh răng nhỏ: su1 = su2.y2/y1 = 38,27.0,511/0,451=43,36< [s]u1 = 150 N/mm2. III.2.10.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột: Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải: [s]txqt = 2,5[s]Notx. Bánh nhỏ: [s]txqt1 = 2,5.520 = 1300 N/mm2. Bánh lớn: [s]txqt2 = 2,5.442 = 1105 N/mm2. Ứng suất uốn cho phép khi quá tải: [s]uqt = 0,8.sch. Bánh nhỏ: [s]uqt1 = 0,8.300 = 240 N/mm2. Bánh lớn: [s]uqt2 = 0,8.260 = 208 N/mm2. Kiểm tra sức bền tiếp xúc: kqt= 1,4. (3.29) stxqt1 < 1300 N/mm2 Þ thỏa mãn. Tương tự stxqt2=509N/mm2<1105N/mm2Þ thỏa mãn. Kiểm tra sức bền uốn : suqt = kqt.su.(3.30) Bánh nhỏ: suqt1 = 43,36.1,4 = 60,7 N/mm2 < [s]uqt1=150N/mm2 Bánh lớn: suqt2 = 38,27.1,4 = 53,58 N/mm2 < [s]uqt2=125N/mm2. III.2.11.Các thông số hình học chủ yếu của bộ truyền: Modun : m = 3mm Số răng: Z3 = 28 ;Z4 = 83 Góc ăn khớp: a = 20o28’ A=167mm b3=67 b4=67 chiều cao răng h=2,25m-y.m=(2,25-0,002).3=6,7mm Đường kính vòng chia: d3 = m.Z1 = 3.28=84mm d4 = m.Z2 = 3.83=249mm Đường kính vòng đỉnh: de3 =(Z1+ 2+ 2x1- 2y).m (3.31) = (28+2+2.0,044-2.0.002).3 =90 mm. de4 =(Z2+ 2+ 2x2- 2y).m (3.32) =(83+ 2+ 2.0,128 -2.0,002).3= 256mm Đường kính vòng chân: di1 = (Z1- 2,5+ 2. x1).m (mm).(3.33) = (28- 2,5+ 2.0,044).3=77mm di2 = (Z2- 2,5+ 2. x2).m (mm).(3.34) P r1 P r2 P 2 P 1 =(83-2,5+ 2.0,128).3= 242mm III.2.12.Tính lực tác dụng lên trục: Lực vòng: (3.35) vớiMx3== suy ra P=2.120922/84=2879N P2=P1=2879N Lực hướng tâm: Pr=P.tga=2879.tg20028=1074,5N Phần IV: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC VÀ THEN. A: THIẾT KẾ TRỤC. IV.A.1. Chọn vật liệu: Trục phải đảm bảo các yêu cầu: Đảm bảo độ bền, độ cứng, ít nhạy với ứng suất tập trung, dể gia công, nhiệt luyện, chịu được mài mòn. Chọn thép 45, tôi cải tiến. HB=200; sk=600N/mm2; sch=300N/mm2; sNotx=520N/mm2. IV.A.2. Tính sơ bộ trục: Chỉ xét trục chịu ảnh hưởng của mômen xoắn. Tính đường kính sơ bộ của các trục: (mm) (4.1) Trong đó C là hệ số tính toán phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép đối với đầu trục vào và trục truyền chung. Lấy C = 120 Đối với trục I: NI = 5,3664 Kw nI = 1450 vòng/phút Þ Chọn d1=20mm Đối với trục II: NII = 5,1281 Kw nII = 405vòng/phút Þ Chọn d2=28mm Đối với trục III: NIII = 5,0004 Kw nIII = 136 vòng/phút Þ Chọn d3= 40mm Để chuẩn bị cho bước tính gần đúng các trục trong 3 trị số dI, dII, dII ta có thể lấy trị số dII = 28mm để chọn loại ổ bi.Theo bảng 17P ta chọn chiều rộng B = 13mm_ là loại ổ trung bình IV.A.3.Tính gần đúng trục: Trình tự : Định kích thước dài của trục Dựa vào các số liệu: khoảng cách trục A chiều rộng bánh răng b chiều rộng đĩa xích, chiều rộng ổ và các phần tử khác chọn theo kinh nghiệm. Từ chiều dài trục, ta vẽ sơ đồ tính trục. Dựa vào sức bền ta tính được mômen uốn và xoắn tác dụng lên trục. Tổng hợp tác dụng của hai tải trọng này, dựa và thuyết bền 4, ta tính được đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm. Từ đó vẽ được kết cấu trục. * Theo bảng 7-1 ta chọn các kích thước như sau: Khe hở giữa các chi tiết quay: c = 10 mm Khe hở giữa bánh răng với thành trong vỏ hộp: a = 15 mm Khoảng cách từ thành trong vỏ hộp đến mặt bên ổ lăn: l2 = 8 mm Chiểu rộng ổ: B = 13 mm Đường kính bu lông cạnh ổ để lắp nắp và thân hộp: d1 = 10 mm Chiều cao bu lông ghép nắp và chiều dày nắp : l3 = 18 mm Khe hở giữa mặt bên xích và đầu bu lông: l4 = 15 mm Chiều rộng bánh răng cấp nhanh: 40 mm Chiều rộng bánh răng cấp chậm: 67 mm Chiều dài phần mayơ lắp với trục l5=1,5.d3 l5=1,5.40= 60 Khoảng cách từ nắp ổ đến nối trục IV.A.4.Sơ đồ phát họa hộp giảm tốc: Dựa vào sơ đồ ta tính được chiều dài sơ bộ của các trục. Trục I: L1=2(B+l2+a+b1) + b3+2(c-1) +l3 +l4+l5 Þ L1=2(13+8+15+40) +67+2(10-1) +18+15+30= 300mm Trục II: L2 = 2(l2+B+a+b2+1)+ 2c+ b3 = 2(8+13+15+40+1)+2.10+67= 241mm Trục III: L3= L2+l3+l4+l5 = 241+ 18+ 15+ 60= 334mm Sơ đồ hộp giảm tốc hai cấp, có cấp nhanh phân đôi: IV.A.5.Sơ đồ phân tích lực trên các trục: TrụcIII IIII Trục II Trục I IV.A.6.Trục I : 6.1.Các số liệu ban đầu: Chiều dài trục: L1=300mm; d1 = 57mm K1= 49,5 mm K2= 125 mm K3= 54,5 mm P1 = 1240,15 N Rx = 4342,635 N Pr1 = 458,4 N Pa1 = 219,79N Mx1= P1.d1/2= 35344,275Nmm Mz1 = pa1.d1/2 = 6264,015mm Phản lực ở các gối trục: K3 K2 K1 K1 45517 45517 Theo sơ đồ phân bố lực ta có: YA+YD=2Pr1- Rx=2.458,4-4342,635=-3246 N YA(2K1+K2)=Pr1(2K1+K2)+Rx.K3 YA= Pr1+=458,4+=1056,6 N YD =-4302,6 N ZA+ZD=2P1=2.1240,15=2480,3 N ZA(2K1+K2)= P1(2K1+K2) ZA=ZD = P1=1240,15 N Tính moment uốn ở những tiết diện nguy hiểm: Ở tiết diện D: Mu(D) = 236673,6 Nmm. Mx(D) = 35344,220 Nmm Ở tiết diện C: (4.2) Trong đó: Muy= 61387,425Nmm Muz =238655+6264=244919,355 Nmm Þ Mu(C)= N.mm và MX(C)=35344,22Nmm Tính đường kính trục ớ 2 tiết diện D và C theo công thức : (4.3) với [s]_làứng suất cho phép lấy bằng 50N/mm2 (4.4) Ở tiết diện D: Mtđ= ÞdD [s] = 50 N/mm2 chọn dD=36mm Ở tiết diện C: Mtđ= Þdc Chọn dC=40mm Tại tiết diện B: Mu(B)<Mu(c) Vậy chọn dB=40mmÞ thoã mãn đk (4.3) 6.2.Tính chính xác trục I: Kiểm tra an toàn cho trục ở các tiết diện nguy hiểm theo hệ số an toàn: (4.5). Trong đó: ns_hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp: (4.6) nt_hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng xuất tiếp (4.7) với : s-1;t-1_giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng có thể lấy: s-1= 0,45. sb= 0,45.600=270N/mm2 t-1 = 0,25.tb = 0,25.600 =150N/mm2 Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất pháp biến đổi theo chu kỳ đối xứng: sa = smax = -smin= Mu/W với sm = 0.(4.8) ứng suất tiếp biến đổi theo chu kỳ mạch động: ta=tm=tmax/2=Wx/2W0. (4.9) es; et_hệ số kích thước, chỉ xét ảnh hưởng kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Có thể lấy: es=0,88; et=0,77. ys;yt_hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi. ys=0,1vàyt=0.05 b_hệ số tăng bền bề mặt trục; b=1. *Ta xét ở tiết diện C: Mu= 252495 Nmm d = 40mm Tra bảng 7-3b ta có: W = 5510mm3 Wo = 11790mm3 Þ sa = 252495/5510 = 45,82 N/mm2.(theo ct4.8) Ứng suất tiếp (xoắn) thay đổi theo chu kỳ mạch động: ta = tm = Tập trung ứng suất do lắp căng, áp suất sinh ra trên bề mặt ghép: p ³ 30 N/mm2. Þ ks/es = 2,6 (I_bảng 7.10) kt/et = 1+0,6(ks/es-1)=1,96 (4.10) Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất pháp: Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất tiếp: Hệ số an toàn: n= Do tại tiết diện C chịu mômen uốn lớn nhất, thoả mãn an toàn về trục Vậy điều kiện an toàn của cả trục được thỏa mãn. 6.3. Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột: Khi quá tải đột ngột trục có thể bị gãy hoặc bị biến dạng dẻo quá lớn. Điều kiện để đảm bảo trục làm việc bình thường: (4.11) Với =0.8. sch=0,8.300=240N/mm2. (4.12) Mumax_mômen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải Mxmax_mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải. Ta có : Mumax=252495Nmm;Mxmax=35344,22Nmm;d=40mm. Theo công thức (4.12). và theo ct(4.11) =40,64<Þthoả mãn IV.A.7.Trục II : 7.1.Các số liệu ban đầu: L2=241mm; d2=203mm k4=63,5 mm ; k5=49,5mm P2 = 1240,15N Mx2= P2.d2/2=125875 Nmm Pr2=458,4N Pa2=219,79N Mz2=Pa2.d2/2=22308,68Nmm P3=2879N Pr3=1074,5N Mx3=P3.d3/2=120918Nmm d3=84mm P 2 Y A x M u y (N.mm) M x (N.mm) z M u z (N.mm) Z A y 290902 116982 149708 P 3 P a2 P r2 105922 149708 29275 27350 P a2 P r2 P 2 Z E M x2 M x3 P r3 M x2 Y E k4 k4 k5 k5 Phản lực ở các gối trục : YA+YB=Pr3-2Pr2=1074,5-2.458,4=157,7 N YA..2(k4+k5)= Pr3(k4+k5)- Pr2.2(k4+k5) YA=- Pr2=-458,4=78,85 N YB=78,85 N ZA+ZB=2.P2+P3=2.1240,15+2879=5359,3 N ZA..2(k4+k5)= P2.2(k4+k5)+ P3(k4+k5) ZA=ZB=5359,3/2=2679,65 N Tính moment uốn ở những tiết diện nguy hiểm : Ở tiết diện B : Muy = 132642,67 Nmm. Muz = 26211,75 Nmm ÞMu(B)==135207,7 N.mm Mx=102921,864Nmm Mtđ==161944 Nmm (theo ct4.4) dB=32mm(theo ct 4.3) chọn dB=40mm Tại tiết diện D: dD= dB=40mm Ở tiết diện C: Muy = 224050,9Nmm. Muz= 60327,13 Nmm ÞMu(c)==232030,53 N.mm Mx=102921,864Nmm Mtđ==248561,56 Nmm Dc=37mm chọn dC=45mm. 7.2.Tính chính xác trục II: Ta xét ở tiết diện C : Mu = 232030,53Nmm Mx = 102921,864 Nmm d = 45 mm Tra bảng 7-3b ta có: W = 7800 mm3 Wo = 16740 mm3 Ưngs suất pháp: sa = 232030,53/7800 = 30 N/mm2 (ct4.8) Ứng suất tiếp: ta = tm = 102921,864/(2.16740) = 3,074 N/mm2 (ct4.9) Theo bảng 7-10 ta có: ks/et = 2,7 Þ kt/et = 1+ 0,6(ks/es - 1) = 2,02 Hê số an toàn xét riêng cho ứng suất pháp: Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất tiếp: Hệ số an toàn: n= Do tại tiết diện C có mômen uốn lớn nhất Vậy điều kiện an toàn của cả trục được thỏa mãn. 7.3 Kiểm nghiệm trục II khi quá tải đột ngột: Mxmax=102921,864Nmm;Mumax=232030,53Nmm;d=45mm Theo công thức (4.12). và theo ct(4.11) =32,1<Þthoả mãn IV.A.8.Trục III : 1.Các số liệu ban đầu: L3=334mm ; d3=249mm k7=113mm k8=69,5mm Các lực : P4 = 2879N Mx4=P4.d4/2=358435,5Nmm Pr4=1074,5N k8 k7 k7 Phản lực ở các gối trục: YB+YD=Pr4=1074,5 N YB..2k7 = Pr4k7 YB= YD ==537,25 N ZB+ZD=P4=2879 N Zb..2k7= P4. k7 ZB=ZD=2879/2=1439,5 N Tính momen uốn ở những tiết diện nguy hiểm (C): Muy = 162663,5Nmm. Muz = 60709,25Nmm ÞMu(C)==173622,76 N.mm Mx=351131,03Nmm Mtđ==350163,7 Nmm Dc=41,22 mm chọn dC=52mm. 2.Tính chính xác trục III: Tại tiết diện h-h: Mu= 173622,76Nmm Mx= 351131,03 Nmm d = 52mm Tra bảng 7-3b ta có: W = 12100mm3 Wo= 25900mm3 Ưngs suất pháp: sa = 173622,76/12100 = 14,34 N/mm2 Ứng suất tiếp: ta = tm = 351131,03/(2.25900) = 6,78 N/mm2 Theo bảng 7-10 ta có: ks/ea = 2,8 Þ kt/et = 1 + 0,6(ks/es - 1) = 2,08 Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất pháp: Hệ số an toàn xét riêng cho ứng suất tiếp: Hệ số an toàn: n= Vậy điều kiện an toàn của trục được thỏa mãn. 7.3. Kiểm nghiệm trục khi quá tải đột ngột: Mxmax=351131,03Nmm;Mumax=173622,76Nmm;d=50mm Theo công thức (4.12). và theo ct(4.11) =45<Þthoả mãn B: THIẾT KẾ THEN. Để truyền moment xoắn và truyền động từ trục đến bánh răng và ngược lại thì ta dùng then. Then là chi tiết ghép được tiêu chuẩn hóa. Ta chọn then theo TCVN 150-64 cho cả 3 trục. Vật liệu then là thép 45 và là loại then bằng. Chọn và tính then ta tiến hành như sau: Chọn tiết diện then theo đường kính trục, chiều dài then xác định bằng cách tính theo sức bền dập và cắt. Tuỳ theo điều kiện làm việc của mối ghép then (trị số và đặc tính tải trọng, trị số mômen xoắn, số lượng then... ), mỗi then không nhất thiết chỉ lắp vào những trục, có đường kính nằm trong phạm vi tương ứng với các trị số ghi trong bảng tiêu chuẩn. Đối với trục bậc khi cùng chịu một mômen xoắn nên chọn then có cùng tiết diện để việc gia công rãnh then trên trục được thuận tiện. Trong trường hợp cần thiết có thể tăng chiều dài mayơ, sao cho mối ghép then thoã mãn điều kiện bền, mà không cần lắp nhiều then hoặc lấy then có tiết diện lớn hơn. IV.B.1 Chọn tiết diện then: .Đối với trục I: Ở tiết diện C ta có đường kính trục: dm-m= 40mm. Theo bảng 7-23 ta có: b = 12 mm h = 8 mm t = 4,5 mm t1 = 3,6 mm k = 4,4mm Đối với trục II: Ở tiết diện C: Đường kính trục: dC = 45 mm. Theo bảng 7-23 ta có: b = 14 mm h = 9 mm t = 5 mm k = 5 mm t1 = 4,1 mm Đối với trục III: Ở tiết diện C có đường kính trục: dC = 52 mm. Theo bảng 7-23 ta có: b = 16 mm h = 10 mm t = 5,0 mm k = 6,2 mm t1 = 5,1 mm * Kiểm nghiệm sức bền then: Điều kiện bền dập tiếp xúc giữa then và mayơ và tiếp xúc giữa then và trục: (4.13);(4.14) Kiểm nghiệm sức bền cắt của then: (4.15) Trong đó: Mx_mômen xoắn cần truyền, (Nmm) t1_chiều sâu phần tiếp xúc giữa then và rãnh trên trục,mm k_ phần tiếp xúc giữa then và mayơ,mm t2_chiều sâu của rãnh trên mayơ,mm d_ đường kính trục,mm l_ chiều dài then,mm b_chiều rộng then,mm [s]_ứng suất dập cho phép, [s]=100N/mm2. [t]_ ứng suất cắt cho phép , [t]= 87N/mm2. Nhận xét: Trong ba công thức trên có: k< t< b Mà [s]»[t]. Vậy ta chọn công thức (4.13) để kiểm tra, nếu thoả đk (4.13) tức là thoả mãn cả ba điều kiện trên . IV.B.2. Tính chiều dài cho vị trí lắp với mayơ trên từng trục: 2.1. Trục I. MxI= 35344,22Nmm dI = 40 mm k = 3,6 mm Theo công thức 4.13: Vậy ta chọn lI=0,8.lmayơ=0,8.40=32mm là thoả mãn. 2.2. Trục II MxI= 102921,864Nmm dI = 45 mm k = 4,1 mm Theo công thức 4.13: Vậy ta chọn lII=0,8.lmayơ=0,8.67=53,6mm là thoả mãn. 2.3 Trục III MxI= 351131,03Nmm dI = 52 mm k = 5,1 mm Theo công thức 4.13: Vậy ta chọn lI=0,8.lmayơ=0,8.67=53,6mm là thoả mãn. Phần V: THIẾT KẾ GỐI ĐỠ TRỤC Khi chọn cần chú ý đến các yếu tố: trị số phương chiều và đặc tính tải trọng (tĩnh, thay đổi, va đập...), vận tốc, thời gian phục vụ của ổ; điều kiện bôi trơn, những yêu cầu về tháo lắp, điều kiện công nghệ chế tạo lỗ của vỏ hộp và các chỉ tiêu về kinh tế. Thiêt kế theo trình tự sau: Từ điều kiện cụ thể chọn loại ổ. Xác định hệ số khả năng làm việc để chọn kích thước ổ. Cố định ổ trên trục và trong vỏ hộp. Chọn kiểu lắp . Thiết kế nắp ổ. Bôi trơn ổ. Điều chỉnh và tháo lắp ổ. V.1. Chọn ổ lăn. Các trục đều không có lực dọc trục tác dụng nên ta chọn ổ bi đỡ một dãy. Sơ đồ phát họa cấu tạo ổ bi đỡ: V.2.Kích thước ổ: Chọn kích thước ổ theo hệ số khả năng tải và thời gian làm việc của ổ: Hệ số khả năng tải của ổ C, để tính cần nhưng yếu tố sau: Trị số, chiều và đặc tính tải trọng Vận tốc góc của vòng ổ quay, và định vòng nào của ổ quay. Thời gian phục vụ của ổ. Môi trường làm việc của ổ: Độ ẩm, nhiệt độ ... Tính C theo công thức sau: C= Q. (n.h)0,3 (5.1) Trong đó: Q_tải trọng tương đương, daN. n_ số vòng quay của ổ,(v/p) h_thời gian phục vụ của ổ, h=6,5.330.16= 34320giờ. Nếu các đầu trục dùng 1 loại ổ nhưng tải trọng tác dụng lên các ổ lại khác nhau, thì tính cho cả hai sau đó so sánh và lấy ổ nào có C lớn hơn để tiến hành chọn ổ, ổ còn lại lấy như ổ đã chọn. Ta chọn từ cở nhẹ , đến trung, đến nặng sao cho Cbảng> Ctính toán. Nếu vẫn không phù hợp thì ta chọn sang loại ổ khác. Tính Q. Q= (kv.R+ m.A). kn.kt. (5.2) Trong đó: R_tải trọng hướng tâm. A_tải trọng dọc trục. m_hệ số chuyển tải trọng dọc trục về tải trọng hướng tâm. kt_hệ số tải trọng động, kt=1,1 kn_hệ số nhiệt đô,kn=1 kv_hệ số xét đến ảnh hưởng vòng nào của ổ là vòng quay, kv=1 Do các trục theo lí thuyết đều không có lực dọc trục do đó A= 0N Vậy công thức 5.2 thành Q= kv. kn.kt . R (5.3) V.2.1. Tính cho trục I: Sơ đồ tính ổ là: YD=4302,6N YA=1056,6N ZA=1240,15N ZD=1240,15N Với: n = nI = 1450 vòng/phút Do YD>YA Chọn vị trí ổ ở D để tính. R= Q=4477,7.1,1.1=4925,5N=492,55daN Theo công thức 5.1 ta có: C= 492,55.(1450.34320)0,3=100351,7 Theo C tính trên ta chọn loại ổ cỡ nặng dI= 50mm D=130mm; B=31mm;d2=75mm; D2=105,2mm; Đường kính bi 25,4mm; chổ vát 5mm Cbảng=108000 V.2.2. Tính cho trục II: Sơ đồ tính ổ là: ZA=2679,65N YE=78,85N YA=78,85N ZE=2679,65N Với: n = nII = 405 vòng/phút Do YE=YA Chọn vị trí ổ ở A để tính. R= Q=2680,8.1,1.1=2948,9N=294,89daN Theo công thức 5.1 ta có: C=294,89.(405.34320)0,3= 40979 Theo C tính trên ta chọn loại ổ cỡ trung dI= 45mm D=100mm; B=25mm;d2=61,7mm; D2=82,6mm; Đường kính bi 17,46mm; chổ vát 2,5mm Cbảng=57000 V.2.3. Tính cho trục III: YD=537,25N YB=537,25N ZB=1439, 5N ZD=1439,5N Sơ đồ tính ổ là: Với: n = nIII = 136 vòng/phút Do YB=YD Chọn vị trí ổ ở D để tính. R= Q=1536,49.1,1.1=1690N=169daN Theo công thức 5.1 ta có: C=169.(136.34320)0,3=16928,27 Theo C tính trên ta chọn loại ổ cỡ đặc biệt nhẹ , rộng vừa dI= 55mm D=90mm; B=18mm;d2=68mm; D2=79,6mm; Đường kính bi 10,32mm; chổ vát 2mm Cbảng=32000 V.3.Cố định ổ trên trục và trong hộp: V.3.1.Cố định ổ trên trục: Ta chỉ cố định ổ trên trục II, vì trục này cần ổ có thể tuỳ động theo trục. Để cố định ổ trên trục ta dùng phương pháp “vòng hãm lò xo”. Đây là phương pháp đơn giản và sử dụng khi các trục không chịu lực dọc trục. D 2 D 1 D d d=45mm d2=42mm m=1,7mm n=1,5mm s=1,5mm b=3,9mm d d 2 s b n m V.3.2.Cố định ổ trong vỏ hộp Đặt vòng ngoài của ổ vào mặt tỳ của nắp ổ và vòng trong của ổ vào vòng chắn dầu. V.3.Chọn kiểu lắp: Nói rõ trong phần VII : Dung sai lắp ghép V.4.Thiết kế nắp ổ : Nắp ổ có cấu tạo như hình bên V.4.1.Đối với trục I: d = 40mm ta có: Lỗ vỏ máy: D = 130mm; D1 = 150mm; D2=175mm V.4.2.Đối với trục II: d = 45mm ta có: Đối với lỗ vỏ máy: D=100mm D1=124mm ; D2=148mm. V.4.3.Đối với trục III: d = 52mm ta có: Lỗ vỏ máy: D = 90mm; D1 =114mm; D2=140mm. Tổng hợp các kích thước nắp ổ: Thông số Trục I Trục II Trục III D mm D1 mm D2 mm d3 mm Số lượng 130 150 175 M8 6 100 124 148 M8 6 90 114 140 M8 6 Nắp ổ không kín: có cấu tạo hoàn toàn như nắp kín nhưng chiều dày thành hộp của nắp phải thích hợp để tạo rãnh nhằm lắp phớt dầu vào ngăn kín mỡ trong ổ. V.5.Bôi trơn ổ lăn: Bôi trơn bộ phận ổ nhằm mục đích giảm ma sát giữa các chi tiết lăn, chống mòn, tạo điều kiện thoát nhiệt tốt, bảo vệ bề mặt làm việc của chi tiết không bị han gỉ, giảm tiếng ồn và bảo vệ ổ khỏi bụi bặm. Bộ phận ổ được bôi trơn bằng mỡ vì vận tốc bộ truyền bánh răng thấp. Dùng mỡ loại T có nhiệt độ làm việc (60¸100)oC, lượng mỡ chiếm 2/3 chổ trống của bộ phận ô, không nên cho mở quá nhiều sẽ làm tăng nhiệt độ của ổ, cũng không được quá ít, bôi trơn không tốt. Để mỡ không bị chảy ra ngoài và để ngăn không cho dầu chạy vào bộ phân ổ ta dùng vòng chặn dầu. b D d Khi tra thêm mỡ có thể dùng những nút hoặc vú mỡ, hoặc tháo nắp ổ. Cần thay mỡ hoàn toàn sau một thời gian nhất định, thường thay mỡ lúc sữa chữa định kỳ. Lót kín bộ phận ổ nhằm mụa đích bảo vệ bộ phận ổ khỏi bụi bặm, chất bẩn, phoi kim loại. Để che kín các đầu trục ta dùng vòng phớt cao su loại đơn giản nhất. Kích thước vòng phớt: Trục d d1 d2 D a b So I 30 31 29 43 6 4,3 9 II 45 46 44 64 9 6,5 12 PhầnVI:CHỌN NỐI TRỤC. VI.1.Chọn và kiểm tra sức bền: 1.Chọn loại nối trục: Khớp nối trục dùng để nối cố định trục I và động cơ.Chỉ khi nào dừng máy, tháo khớp nối trục ra thì các trục mới rời nhau ra được. Ơ đây ta chọn nối trục vòng đàn hồi vì nó có một số ưu điểm sau: - Kết cấu đơn giản, dễ chế tạo - Giá thành rẽ - Giảm va đập và chấn động - Đề phòng cộng hưởng do dao động xoắn gây ra - Bù lại độ lệch trục. Căn cứ vào moment xoắn MXI của trục I theo bảng 9-11 ta có các kích thước nối trục vòng đàn hồi: MT=k.Mx=9,55.106.kNbt /nbt, Nmm (6.1) Trong đó: MT_mômen xoắn tính Mx_mômen xoắn danh nghĩa k_ hệ số tải trọng động n_ số vòng quay của trục. Nbt_công suất truyền của động cơ điện. Nbt=Nđc.hcặpổ lăn=5,5.0,955=5,25Kw nbt = 1450 vòng/phút k= 1,25 ÞMT=9,55.106.1,25.5,25 / 1450=43242,56Nmm=43,24256Nm Chọn khớp nối: D = 170 mm dc =18 mm do= 36 mm lc = 42 mm l £ 112 mm ren M12 c = 6 mm số chốt Z = 6 Vòng đàn h