Đề tài Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp vi.bảng thống kê các kiểu lắp và dung sai

theo ct 6.7. NHE = 60.c.(ni/ui)..ti./tck Trong đó : c : số lần ăn khớp trong 1 lần quay , c = 1 Ti,ni , ti : lần lượt là mô men xoắn số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. NHE1= 60.c.(n1/u1). .ti./tck = 60*1**15000* (1*4/8 + 0,8*3/8)= 15,515*10> NHO1 = 1,58*10 KHL1 = 1. NHE2= 60.c.(n2/u2). .ti./tck = 60*1**15000*(1*4/8 + 0,8*3/8)= = 3,328*10>NHO2 = 0,9*10 KHL2 = 1. Vậy : 1 = 554*1/1,1 = 503,64 (Mpa). 2 = 456*1/1,1 = 414,5 (Mpa). Do bộ truyền là bộ truyền bánh trụ răng nghiêng cho nên : = (1 + 2 )/2 = (503,64 + 414,5)/2 = 459,07(Mpa) <1.25* 2 = 1,25*414,5 = 518,125 (Mpa). b. Xác định ứng suất uốn cho phép : Theo ct 6.2.ta có: = (/SF).YR.YS..KXF.KFC.KFL Chọn sơ bộ : YR.YS..KXF = 1 = (/SF). KFC.KFL : ứng xuất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6.2. ta được : = 1,8.HB = 1,8*242 = 435,6 Mpa = 1,8*193 = 347,4 Mpa SF : hệ số an toàn khi tính về uốn ,tra bảng 6.2. SF = 1,75 KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng đăt tải, KFC = 1 khi tải đặt một phía (bộ truyền quay một chiều ) KFL: hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, xác định theo ct 6.4. . KFL= với mF = 6, mF: bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn NFO: số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn NFO = 4.10 (do vật liệu là thép 45) NFE : số chu kỳ thay đổi ứng xuất tương đương xác định theo ct 6.8. NFE = 60.c.(ni/ui)..ti./tck c: số lần ăn khớp trong 1 ần quay , c = 1 Ti,ni , ti : lần lượt là mô men xoắn số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét NFE1= 60.c.(n1/u1). .ti./tck = 60*1**15000*(1* + 0,8*) = 11,945*10> NFO1 = 4.10 KFL1 = 1 NFE2 = 60.c.(n2 /u2). .ti./tck = 60*1**15000* (1* + 0,9*) = 3,1434*10> NFO2 = 4.10 KFL2= 1 Vậy : = 435,6*1,1/1,75 = 248,9 MPa = 347,4*1,1/1,75 = 198,5 MPa Ứng xuất quá tải cho phép , theo ct 6.10. và ct 6.11.: max = 2,8. = 2,8.450 = 1260 MPa max = 0,8. = 0,8.580 = 464 MPa max = 0,8. = 0,8.450 = 360 Mpa 3. Tính thiết kế: a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo ct 6.15a : aw1 = Ka.(u1 + 1)* T1 = 13.316 (Nmm), đây là mômen trên bánh xoắn chủ động. Theo bảng 6.6 : Trị số của các hệ số và Ta chọn : = 0,1 ÷ 0,2 Þ Chọn (Chọn theo dãy tiêu chuẩn ) Với răng nghiêng Þ tra theo bảng 6.5 : Trị số của các hệ số Ka, Kd và ZM : Hệ số Vật liệu bánh nhỏ và bánh lớn Loại răng Thép – Thép Ka, (Mpa1/3) Thẳng Nghiêng và chữ V 49,5 43 Kd, (Mpa1/3) Thẳng Nghiêng và chữ V 77 67,5 ZM - 274 Þ Chọn Ka = 43 (Do cặp bánh răng tiếp xúc là răng nghiêng) Theo ct 6.16. : Do đó theo bảng 6.7 (Trị số của hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng KHB và KFB) Þ Tra sơ đồ 3 ta có thể lấy Thay tất cả vào công thức trên ta sẽ được khoảng cách trục tính sơ bộ là : aw = Ta lấy aw1 ≥ aw= 119,11 (mm) Chọn aw1 = 125 (theo dãy tiêu chuẩn). b. Xác định các thông số ăn khớp: - Mô đun m: m = (0,01 Chọn mô đun pháp m = 2 - Tính số răng của bánh răng: Vì là bánh răng chữ v cho nên ta chọn sơ bộ Ta chọn z1 = 16 z2 = u1.z1 = 5,7*16 = 91,2 Þ Ta lấy z2 = 91 , zt = z1 + z2 = 16 + 91 = 107 Do đó tỷ số truyền thực sẽ là: um = z2/z1 = 91/16 = 5,6875 Sai số tỷ số truyền : Tính chính xác góc nghiêng : cos 4. Kiểm nghiệm: 4.1. Tính kiểm nhiệm răng về độ bền tiếp xúc: Yêu cầu phải đảm bảo , theo ct 6.33. ta có: = ZM ZH Ze Trong đó : ZM : hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu, ZM = 274 MPa (Tra theo bảng 6.5: ở trên). Z: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng KH: hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc b: chiều rộng vành răng , bw = (Trong đó ta chọn =0,3) dw1: đường kính vòng chia của bánh răng chủ động, dw1 = 2*aw1/(um + 1) = 2*125/(5,6875 + 1) 37,383 (mm). T1 = 13316 (Nmm) Theo ct 6.35.: Với : (Với góc prôfin gốc a được chọn theo TCVN 1065-71, a = 200). ZH : hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Theo 6.34.: ZH = = Theo ct 6.37. : Do đó Theo ct 6.36c. ta có Z = , trong đó theo ct 6.38b.: Z = Theo ct 6.40. vận tốc bánh dẫn; v = Với v = 2,778 (m/s). Theo bảng 6.13 đối với răng trụ nghiêng v ≤ 4 (m/s) thì cấp chính xác là 9. Theo bảng 6.14. Với v ≤ 2,5 (m/s) theo cấp chính xác mức làm việc êm bằng 9 thì: KH = 1,13 và KF = 1,37 Theo ct 6.42.: Trong đó theo bảng 6.15 : ; . Theo bảng 6.16 : go = 73 Theo ct 6.41. : » 1,03 Theo ct 6.39. : Thay tất cả các giá trị vừa tính được vào công thức trên : (Mpa) Xác định chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép: Theo 6.1. với v = 2,38 (m/s) < 5 m/s , Zv = 1 với cấp chính xác động học là 9 ( Ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 , khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,51,25  EMBED Equation.3 
 do đó zR = 0,95 với da < 700 mm  EMBED Equation.3 
 Do đó theo ct 6.1. và ct 6.1a ta có: Mpa thỏa mãn độ bền tiếp xúc 4.2 Kiểm nghiệm độ bền uốn: Phải đảm bảo điều kiện: Theo ct 6.43.: = Theo bảng 6.7. K = 1,14 theo bảng 6.14. với v < 2,5m/s và cấp chính xác 9 thì K= 1,37 Trang bảng 6.16. chọn go = 73 , theo bảng 6.15. Theo ct 6.47.: Do đó theo ct 6.46.: KFV = 1 + vF.bw.dw1/(2T1.K.K) = 1 + Với = 1,453 Y = 1/ = 1/1,453 =0,688 = 30,12 Y = = Số răng tương đương : zv1 = z1 /cos =16/0,865= 25 zv2 = z2 / cos = 91/0,865 =141 Theo bảng 6.18. ta được : YF1 = 3,675, YF2 = 3,6 Với m = 2 , YS = YR = 1 ( bánh răng phay) KXF = 1 (da < 400 mm ) Do đó theo ct 6.2. va ct 6.2a.: = Mpa Mpa Thay cá giá trị vừa tính được vào công thức trên: Mpa Theo ct 6.44.: Mpa 5. Kiểm nghiệm răng về độ quá tải: Theo ct 6.48.: với Kqt = Tmax / T = 1,4 Mpa < Mpa Theo ct 6.49.: 6. Các thông số của bộ truyền cấp nhanh : Thông số Giá trị Cấp nhanh Khoảng cách trục aw1 = 125 mm Mô đul m = 2 Chiều rộng vành răng bw = 20 mm Tỷ số truyền um = 5,678 Góc nghiêng của răng Số răng bánh răng z1 = 16 , z2 = 91 Hệ số dịch chỉnh x1 = 0,3; x2 = - 0,3 Đường kính vòng chia d1 = m.z1/cos = 2*16/0,865 = 37 mm d2 = m.z2/cos = 2*91/0,865 =210 mm Đường kính đỉnh răng da1 = d1 + 2*m = 37 + 2*2 = 41 mm da2 = d2 + 2*m = 210 + 2*2 = 214 mm Đường kính đáy răng df1 = mm df2 = d2 – 2,5*m = mm B. TÍNH BỘ TRUYỀN CẤP CHẬM (bánh trụ răng thẳng ): Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng trụ thẳng, trong khi đó ở bộ truyền cấp nhanh là bộ truyền bánh răng trụ nghiêng và phân đôi ở đó Þ Sau khi truyền qua cả hai cặp bánh răng ở cấp nhanh thì tải trọng thay đổi đột ngột và sẽ truyền sang cấp chậm Þ Cấp chậm sẽ chịu tải rất lớn và mômen tác dụng lên trục sẽ rất lớn. Chính vì vậy, ta phải chọn vật liệu có độ rắn cao, giới hạn bền và giới hạn chảy cũng phải đủ lớn để đảm bảo được yêu cầu kỹ thuật của bộ truyền cấp chậm. 1. Chọn vật liệu: Bánh nhỏ: thép 45 thường hóa đạt độ rắn HB 170217 có b1= 600 Mpa, ch1= 340 Mpa, chọn HB1= 200 HB Bánh lón: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192240 có b2=750 Mpa,ch2= 450 Mpa, chọn HB2= 195 HB. 2. Xác định ứng xuất cho phép: a. Xác định ứng xuất tiếp xúc cho phép : Theo ct 6.1.ta có : = (/SH) ZR.ZV.KXH.KHL Chọn sơ bộ: ZR.ZV.KXH = 1 = .KHL/SH SH: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc , theo bảng 6.2. SH= 1,1 : ứng xuất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở , tra bảng 6.2. ta có: = 2HB + 70 = 2.200 + 70 = 470 Mpa Þ = 2.195 + 70 = 460 Mpa Theo ct.6.3. ta co : KHL = với mH = 6 mH : bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc KHL: hệ số tuỏi thọ xét tới ảnh hưởng của thời gian phục vu và chế độ tải trọng của bộ truyền NHO: số chu kỳ thay dổi ứng xuất cơ sở khi thư về tiếp xúc xác định theo ct.6.5. : NHO = 30.H ; HB: độ rắn Brinen NHO1 = 30.200= 0,99.10 NHO2 = 30.195 = 0,94.10 NHE: số chu kỳ thay đổi ứng xuất tương đương xác định theo ct 6.7. NHE = 60.c.(ni/ui)..ti./tck c: số lần ăn khớp trong 1lần quay , c = 1 Ti,ni , ti : lần lượt là mô men xoắn số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét NHE1= 60.c.(n1/u1). .ti./tck = 60*1**15000*(1.4/8 + 0,8.3/8) = 3,5721*10> NHO1 = 0,99.10 KHL1 = 1, NHE2 = 60.c.(n2/u2). .ti./tck = 60.1..15000.(1.4/8 + 0,8.3/8) = 1,125.10>NHO2 = 0,94.10 KHL2 = 1, Vậy : 1 = 470.1/1,1 = 427 Mpa 2 = 460.1/1,1 = 418 Mpa Vì bộ truyền là bánh trụ răng thẳng nên : = min (1:2) = 418 Mpa b. Xác định ứng xuất uốn cho phép : Theo ct 6.2.ta có: = (/SF).YR.YS..KXF.KFC.KFL Chọn sơ bộ : YR.YS..KXF = 1 = (/SF). KFC.KFL : ứng xuất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở , tra bảng 6.2. = 1,8.HB = 1,8.200 = 360 Mpa = 1,8.195 = 351 Mpa KFC: hệ số xét đến ảnh hưởng đăt tải, KFC = 1 khi tải đặt một phía (bộ truyền quay một chiều ) KFL: hệ số tuổi thọ xét tới ảnh hưởng của thời gian phục vu và chế độ tải trọng của bộ truyền , xác định theo ct 6.4. . KFL= với mF = 6, mF: bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn NFO: số chu kỳ thay đổi ứng xuất cơ sở khi thử về uốn NFO = 4 10 vì vật liệu là thép 45 NFE : số chu kỳ thay đổi ứng xuất tương đương xác định theo ct 6.8. NFE = 60.c.(ni/ui)..ti./tck c: số lần ăn khớp trong 1 ần quay , c = 1 Ti,ni , ti : lần lượt là mô men xoắn số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét NFE1= 60.c.(n1/u1). .ti./tck = 60*1* *15000*(1* + 0,8*) =3,5721*10> NF01 = 4.10 KFL1 = 1 NFE2=60.c.(n2 /u2). .ti./tck = 60*1**14000* (1. + 0,9.) =1,125.10> NF02 = 4.10 KFL2= 1 Vậy : = 360.1.1/1,75 = 226 MPa = 351.1.1/1,75 = 220 MPa Ứng suất quá tải cho phép : max = 2,8. = 2,8.450 = 1260 MPa max = 0,8. = 0,8.340 = 272 MPa max = 0,8. = 0,8.450 = 360 Mpa 3. Tính thiết kế: a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục : aw1 = Ka(u1+1) T1 = 145672 Nmm _ mô men xoắn trên bánh chủ động Ka = 49,5 ( răng thẳng) Hệ số = bw / aw theo bảng 6.6. chọn = 0,5 Theo ct 6.16. = 0,5. .(u1 + 1) = 0,5.0,5.(3,54 + 1) = 0,908 Tra sơ đồ 5 bảng 6.7.(Sơ đồ 7) ta được K= 1,03 u1= 3,54; = 418 Mpa Thay số ta được khoảng cách trục: aw1 = 49,5*(3,54 + 1). = 156,53 (mm) Chọn aw1 = 160 (mm) b. Xác định các thông số ăn khớp: Mô đun m: Theo ct 6.17. m = (0,01 0,02)aw1 = ( 0,01 0,02).160 = (1,6 3,2) mm Theo bảng 6.8. chọn m = 3 Số răng z1 = 2*aw1/ = 2*160/ = 23,49 Lấy z1 = 23, z2 = u1.z1 = 3,54*23 = 81,42 , lấy z2 = 81 , zt = z1 + z2 = 23 + 81 = 104. Do đó tỷ số truyền thực sẽ là: um = z2/z1 = 81/23 = 3,52 Tính lại khoảng cách trục: aw1 = m.zt/2 = 3*104/2 = 156 (mm) Ta chọn aw1 = 160 (mm) Theo ct 6.27. góc ăn khớp cos = zt.m.cos/(2.aw1) = 104*3*cos20/(2.160) = cos20o = 200 4. Tính kiểm nghiệm: 4.1. Tính kiểm nghiệm theo độ bền tiếp xúc: Yêu cầu phải đảm bảo , theo ct 6.33. ta có: = 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 Z: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng KH : hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc bw : chiều rộng vành răng dw1: đường kính vòng chia của bánh răng chủ động T1 = 145672 (Nmm), bw = *aw1 = 0,4*160 = 64 (mm) ZM = 274 MPa ( tra theo bảng 6.5. ) Theo 6.34.: ZH = = = 1,65 um = 81/23 = 3,52 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dw1 = 2.aw1 / ( um + 1) = = 80 (mm) Với bánh răng thẳng dùng ct 6.36a. để tính : Z = Z: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : hệ số trùng khép ngang , tính gần đúng theo ct 6.38b. = .cos : góc nghiêng của răng , với răng thẳng = 0 = 1,728 Z = = 0,87 KH; hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, tính theo ct 6.39. KH = KH.KH.KHV Theo bảng 6.7. KH = 1,1; KH = 1( bánh răng thẳng) Theo ct 6.41.: KHV = 1 + Vận tốc ban đầu : v = = 3,14*80,97*249,12/60000 = 1,056 (m/s) Vì v <2 (m/s) tra bảng 6.13. chọn cấp chính xác 9 tra bảng 6.16. Þ Ta chọn go = 73 Theo ct 6.42.: v. Trong đó ; (tra theo bảng 6.15.): = 3,13 Do đó : KHV = 1 + = 1,066 KH = 1,03*1*,1066 = 1,0918 Thay số: = 274*1,0918*0,87* = 239,51 Mpa Tính chính xác ứng xuất tiếp xúc cho phép : = .ZR.ZV.KXH Với v = 1,056 (m/s) ZV = 1 (vì v < 5 m/s ), cấp chính xác động học là 9, và mức chính xác tiếp xúc là 9 , khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,51,25 Do đó ZR = 0,95 với da KXH = 1 = 418*0,95*1,1 = 436,81 (Mpa) Þ Thỏa mãn độ bền tiếp xúc. 4.2. Kiểm nghiệm răng theo độ bền uốn: Phải đảm bảo điều kiện: Theo ct 6.43.: = Theo bảng 6.7. K = 1,22, theo bảng 6.14. với v < 2 m/s ta có được cấp chính xác 9. Khi đó tra theo bảng 6.14 thì KF = 1,37 Tra bảng 6.16. chọn go = 73 , theo bảng 6.15. Theo ct 6.47.: Do đó theo ct 6.46.: KFV = 1 + vF.bw.dw1/(2T1.K.K) = 1 + =1,177 Với = 1,728 Y = 1/ = 1/1,677 = 0,579 = 0 Y = = 1 Số răng tương đương : Zv1 = Z1/ = 23/1 = 23. Zv2 = Z2/ = 81/1 = 81. Theo bảng 6.18. ta được : YF1 = 4,28, YF2 = 3,57 Với m = 3 , YS = YR = 1 ( bánh răng phay) KXF = 1 (da < 400 mm ) Do đó theo ct 6.2. và ct 6.2a.: = Mpa Mpa Thay cá giá trị vừa tính được vào công thức trên: Mpa Theo ct 6.44.: Mpa 4.3. Kiểm nghiệm răng về độ quá tải: Theo ct 6.48.: với Kqt = Tmax / T = 1,4 Mpa < Mpa Theo ct 6.49.: 5. Các thông số của bộ truyền cấp chậm: Ta có bảng 2: Thông số Giá trị Cấp chậm Modul m = 3 Chiều rộng vành răng bw = 64 mm Hệ số dịch chỉnh x1 = 0,3 x2 = - 0,3 Khoảng cách trục aw2 = 160 mm Đường kính vòng chia Số răng z3 = 23, z4 = 81 Đường kính đỉnh răng Đường kính đáy răng Tỷ số truyền um = 3,52 Như vậy ta có bảng thông số chính của các bộ truyền trong hộp giảm tốc như sau : Các thông số cơ bản của hệ truyền động bánh răng. Kí hiệu Bộ truyền cấp nhanh Bộ truyền cấp chậm Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn Bánh răng nhỏ Bánh răng lớn Modul. m 2 2 3 3 Số răng. z 16 91 23 81 Hệ số chiều rộng vành răng Chiều rộng vành răng. bw Đường kính chia. d Đường kính lớn. dw Đường kính đỉnh răng. da Đường kính đáy răng. df Đường kính cơ sở. db Góc nghiêng răng. Hệ số dịch chỉnh xt 6. Kiểm tra điều kiện bôi trơn : da2 : đường kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp nhanh. da4 : đường kính của bánh bị dẫn của bộ truyền cấp chậm. Thỏa mãn điều kiện bôi trơn. II.TÍNH BỘ TRUYỀN NGOÀI XÍCH : 1. Chọn loại xích: Vì tải trọng nhỏ và vận tốc thấp cho nên ta dùng xích con lăn 2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích : Theo bảng 5.4: với ux = 3 chọn số răng đĩa nhỏ z1 = 25 Số răng đĩa lớn z2 = u.z1 = 3.25 = 75 <zmax = 120 Theo ct 5.3. công suất tính toán : Pt = P*k*kz*kn Trong đó : P: là công suất cần truyền P = 3,65 (kw) kz = z01/z1 = 25/z1 – hệ số răng; z01- số răng đĩa xích chủ động của bộ truyền thí nghiệm kz = 25/25 = 1 kn =n01/n1 – hệ số số vòng quay, Với : n01 = 50 (vg/ph) là số vòng quay đĩa nhỏ trên trục chủ động của bộ truyền thí nghiệm. n1 = 70,37 là số vòng quay thực trên trục chủ động của bộ truyền xích. kn = 50/70,37 = 0,711 Theo ct 5.4. và bảng 5.6.: k = k0.ka.kdc.kd.kc.kbt k0: hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền , k0 = 1(đường tâm các đĩa xích làm với phương nằm ngang 1 góc 0< 40) ka : hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích, ka = 1 (chọn a = 40p) kdc: hệ số kể dến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lưc căng xích, kdc = 1( điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích) kd hệ số tải trọng động kể đến tính chất của tải trọng , kd = 1,35( va đập vừa) kc hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền , kc = 1,25 (làm việc 2 ca ) 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.) Như vậy : k = 1*1*1*1,35*1,25*1,3 = 2,193 Theo bảng 5.5. với no1 = 50 (vg/ph), chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 31,75 mm thỏa mãn điều kiện bền Pt < = 5,69 (KW) , đồng thời theo bảng 5.8. Khoảng cách trục a = 40p = 40.31,75 = 1270 mm Theo ct 5.12. số mắt xích : x = = Lấy số mắt xích chẵn xc = 132 Tính lại khoảng cách trục theo ct 5.13.: a = = Để xích không chịu lực căng quá lớn giảm a một lượng Do đó khoảng cách trục chính xác là : a = 1273 mm Số lần va đập của xích theo ct 5.14.; I = z1.n1/(15.x) = 25.91,83/(15.132) = 1,159 < ( theo bảng 5.9) 3. Tính kiểm nghiệm xích về độ bền : theo ct 5.15.: s = q/(kd.Ft + F0 + FV) theo bảng 5.2. ta có : Tải trọng phá hỏng : Q = 88500 N Khối lượng 1 mét xích q = 3,8 kg kd = 1,2 (chế độ làm việc va đập vừa) Ft : lực vòng , N , Ft = 1000.p/v V = z1..t .n1/60000 = 25*31,75*70,37/60000 = 0,93 m/s FV : lực căng do lực li tâm sinh ra N , FV = q.v = 3,8.0,93= 3,287 (N) F0 : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị đông sinh ra N , tính theo ct : FO = 9,81*kf*q*a a : khoảng cách trục , m kf : hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền lấy kf = 6 ( bộ truyền nằm ngang , góc nghiêng so với đường nối tâm là 0) Fo = 9,81*6*3,8*1273 = 284,73 N Do đó : s = 88500/(1,2*3806,45 + 284,73 + 3,287) = 18,23 Theo bảng 5.10. với n = 50 (vg/ph) thì hệ số an toàn = 7 vậy s > Vậy bộ truyền xích đảm bảo độ bền. 4. Đường kính đĩa xích : theo ct 5.17. và bảng 14.4b.: Đường kính vòng chia của đĩa xích : d1 = ; d2 = Đường kính vòng đỉnh răng; da1 = da2 = đường kính vòng đáy răng : df1 = ; df2 = với bán kính đáy r = 0,5025d1 + 0,05 = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,62 mm ,d1 = 19,05 mm ( tra bảng 5.2.) do đó df1 = mm df2 = mm 5. Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích : Theo ct 5.18. phải thỏa mãn ; : ứng xuất tiếp xúc cho phép ,Mpa bảng 5.11. Ft : lực vòng ,N Fvđ : lực va đập trên m dãy xích ,N tính theo ct 5.19. Fvđ = 13.10.n1.p.m = 13.10.91,83.31,75.1 = 3,82 N Kd = 1 (xích 1 dãy ) Kđ hệ số tải trọng động theo bảng 5.6. Kđ = 1,35 Kr ; hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích , phụ thuộc vào z Với z1 = 25 Z2 = 75 E: mô đun đàn hồi , Mpa E = 2.E1.E2/(E1.E2) Đĩa xích và dây xích cùng làm bằng thép 45 E = 2,1.10 Mpa A : diện tích chiếu của bản lề mm tra bảng 5.12. : A = 262 mm ứng xuất tiếp xúc của đĩa 1: = 570,72 Mpa ứng xuất tiếp xúc của đĩa xích 2: = 413,05 Mpa vậy để chế tạo xích ta dùng thép 45 tôi cải thiện sẽ đạt được độ rắn HB 210 đạt được ứng xuất tiếp xúc cho phép Mpa do đó đảm bảo độ bền cho răng đĩa xích 1 và 2. 6.lực tác dụng lên trục: theo 5.20. : Fr = kx . Ft kx ; hệ số kể đến trọng lượng xích ,kx = 1,15 với bộ truyền có góc nghiêng so với đường nằm ngang là 0 Fr = 1,15*3241,67 = 3728 N III. CHỌN KHỚP NỐI : Để truyền chuyển động và mô men từ trục động cơ vào trục 1 , ta chọn loại nối trục vòng đàn hồi vì có cấu tạo dơn giản , dễ chế tạo , dễ thay thế , làm việc tin cậy , do đó được sử dụng rộng rãi Mô men xoắn tính toán được tính theo ct 6.16. Tt = k.Tđc K : hệ số chế độ làm việc ,phụ thuộc vào máy công tác, tra bảng 16.1 k = 1,5 (xích tải) Tđc ; mô men xoắn danh nghĩa , Tđc = 29844 Nmm Tt = 1,5.29,844 = 44,766 Nm Dựa vào Tt và đường kính trục động cơ dđc = 35mm ta chon dv = (0,81,2)dđc = 36 mm , ta chọn khớp nối theo bảng 16.10a. và 16.10b. như sau: Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi, mm Bảng số 4 : T Nm d D dm L l d1 DO z nmax B B1 l1 D3 l2 63 25 100 50 124 60 45 71 6 5700 4 28 21 20 20 Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi: Bảng số 5 : T Nm dc d1 D2 l l1 l2 l3 h 63 10 M8 15 42 20 10 15 1,5 Kiểm tra sức bền dập của vòng đàn hồi: điều kiện sức bền của chốt: IV. THIẾT KẾ TRỤC VÀ Ổ LĂN: 1. Chọn vật liệu : Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có , ứng xuất xoắn cho phép 2. Xác lên trục định lực tác dụng (sơ đồ hộp giảm tốc) : Hình vẽ : Sơ đồ hộp giảm tốc 3. Tính thiết kế : Tính sơ bộ đường kính trục : Theo ct 10.9. ta có đường kính trục thứ k ( k = 1..3) dk = + Riêng đối với trục 1 do nối trục đàn hồi cho nên ta có thể chọn trục 1 to hơn trục động cơ một ít Þ ta lấy : d1 = (0,81,2)*dđc = (0,81,2)*28 = (22,433,6) Ta chọn d1 = 25 (mm) + Trục 2: T2 = 145672 (Nmm) , + Trục 3: T3 = 495346 (Nmm) , + Đường kính trung bình : dtb = Tra bảng 10.2. chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn bo = 21 mm Theo bảng 10.3. ta chọn : Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp k1 = 15 Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp là k2 = 15 Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ là k3 = 18 Chiều cao lắp ổ và đầu bu lông hn = 20 + Tính chiều dài moayơ các chi tiết lắp ghép : Theo ct 10.10 .: lm = (1,21,5)*d Trục 1 : Bao gồm các bánh răng 1, bánh răng 2 và khớp nối. Moayơ bánh răng 1,2 : lm11 = 1,2*25 = 30 = lm12(mm) Moayơ khớp nối : lkn = (1,42,5)*d = (1,42,5)*25 = (3562.5) Þ lấy lkn = 40 mm Trục II : Bao gồm các bánh răng 3, 4 và 5 Þ Moayơ bánh răng 3,4,5 là: lm22 = lm23 = lm24 = 1,2*25 = 30 (mm) Trục III : Bánh răng 6 và bánh xích nhỏ : Þ Moayơ bánh răng 6 và của bánh xích là: lm31 = lm32 = lm33 = 1,2*47 = 56 (mm) tính khoảng cách lki trên trục thứ k từ gối đỡ 0 đến chi tiết quay thứ i ( trên chiều dài trục) như sau , theo bảng 10.3 và 10.4.: Trục II : l22 = 0,5*(lm22+b0) + k1 + k2 = 0,5*(30 + 21) + 15 + 15 = 55,5 (mm) l23 = l22 + 0,5*(lm22 +lm23) + k1 = 55,5 + 0,5*(30+30)+15 = 100,5 (mm). l24 = 2*l23 –l22 = 2*100,5 – 55,5 = 145,5 (mm). l21 = 2*l23 = 2*100,5 = 201 (mm). Trục III : l32 = l23 = 100,5 (mm). l31 = l21 = 201 (mm). l33 = 2*l32 + lc33 = 2*100,5 + 104,5 = 306,5 (mm). (Với lc33 = 0,5*b0 + hn + k3 +lm33 = 0,5*21 + 20 + 18 + 56 = 104,5 (mm)). Vậy : Trục I : l13 = l22 = 55,5 (mm). l14 = l21 = 201 (mm). l11 = 2*(lm13 + b0) + hn + k3 + lc11. Với : lc11 là khoảng công xôn chìa ra ở đầu trục 1 dùng để nối trục đàn hồi với động cơ điện. Ta chọn lc11 = 40 (mm)). Þ l11 = 2*(55,5 + 21) + 20+ 18 + 40 = 193 mm Ta có sơ đồ khoảng cách trục: Hình vẽ: Sơ đồ khoảng cách trục 4. Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục: Ta có sơ đồ bố trí hộp giảm tốc hình vẽ bên dưới : Chọn hệ tọa độ như biểu diễn. Theo các thông số tính toán được thì lực từ bánh đai tác dụng lên trục 1 hướng theo phương y và có trị số là Fy12 = 934 N. Lực tác dụng của khớp nối trục đàn hồi tạo ra : Fx11 = (0,2 ÷0,3)*Ft; với Ft = 2*Tm/D0 Ở trên ta đã tính được Fx11 = Lực tác dụng khi ăn khớp ở trong các bộ truyền sẽ được chia làm ba thành phần : Fx : Lực vòng; Fy: Lực hướng tâm; Fz: Lực dọc trục; Trong đó : Với trục I : Fx13 = Fx14 = 1640 N Fy13 = Fy14 = -820 N Fz13 = (m) Fz14 = 1005(N) Với trục 2: Fx22 = Fx24 = Fx13 = -1640 N Fy22 = Fy24 = Fy13 = 820 N Fz22 = - Fz13 = 1005 N Fz24 = - Fz14 = -1005 N Với trục 3: Fx32 = - Fx23 = 7660 N Fy32 = - Fy13 = 2790 N 5. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục : 5.1. Sơ đồ trục : Chi tiết quay và lực tác dụng từ các chi tiết quay sẽ tác dụng lên trục như hình vẽ dưới đã vẽ ở trên. 5.2 Tính phản lực lên các gối trục, và mômen trên các đoạn trục: Sử dụng phương trình mômen và các phương trình hình chiếu của các lực trong mặt phẳng zOy và zOx. 5.2.1: Đối với trục 1 : a. Tính phản lực : = 1045 N = -339 N Flx10 = 1640 (N). b. Tính mômen : Mx13 = Mx14 =Fz13 * = 1005. =31858 (Nmm) Mz13 = Mz14 =Fx13 * = 1640. = 51988 (Nmm) Khi đó ta có các sơ đồ biểu thị giá trị mômen và các kích thước sơ bộ của trục. * Xét tại mặt zOy : Tại mặt cắt 0 : Fy12*l12 – My0 = 0 My0 = Fy12*l12 = 934*66 = 61644 (Nmm) Tại mặt cắt 3 (qua bánh răng 13). Fy12*(l12 + l13) – Fy10*l13 – My3 = 0 My3 = Fy12*(l12 + l13) – Fy10*l13 = 934*(66 + 61,5) – 339*61,5 = 98236. Hình vẽ: Sơ đồ trục I Tại mặt cắt 4 (qua bánh răng 14). Fy12*/l12 + l14) – Fy10*l14 - Fy13*(l14 - l13) - Mx13 = My4 My4 = 934*(66 + 212,5) – 339*212,5 – 820*(212,5 – 61,5) – 31858 = 32403 (Nmm). Xét mặt zOx Xét mặt cắt qua 3. Fx10*l13 – Mx3 = 0 Mx3 = Fx10*l13 = 1640*61,5 = 100860 (Nmm). * Tính mômen xoắn trên trục 1 : Cắt phía bên trái bánh răng 4 : Mx3-4 = Mz14 = 51980 (Nmm) Cắt trên đoạn (2 - 3), xét phía bên phải : Mx2-4 = Mz13 + Mz14 = 2*Mz14 = 103.960 (Nmm). * Mômen uốn tổng tại các thiết diện và mômen tương ứng : * Đường kính trục tại các thiết diện tương ứng khi tính sơ bộ : Khi đó theo dãy tiêu chuẩn và điều kiện công nghệ ta chọn thông số các đường kính trục tại các thiết diện tương ứng là : d12 = 25 mm và d10 = d11 = 30 (mm) và d13 = d14 = 35 (mm). Khi tính toán lắp bánh răng lên trục 1 thì ta dùng then bằng để truyền mômen xoắn từ trục đến các chi tiết lắp trên nó. Khi đó theo TCVN 2261-77 ta có các thông số về các loại then được lắp trên các trục như sau : Thiết diện Đường kính trục Kích thước thiết diện Chiều sâu rãnh then Bán kính góc lượn của rãnh b h t1 t2 Nhỏ nhất Lớn nhất 13 35 10 8 5 3,3 0,16 0,25 14 35 10 8 5 3,3 0,16 0,25 5.2.2 Với trục 2 a , Tính các phản lực : = 3010 N = 3010 N Flx21 = = = 5470 N Flx20 = 5470 N b. Tính các mômen : Mx22 = Mx24 = Fz22. = 1005.= 129042 (Nmm) Mz22 = Mz24 = Fx22* = 1640*= 210576 (Nmm) Mz23 = Fx23* = 7660*= 405214 (Nmm). * Mômen uốn nội lực trên mặt zOy : Do trục II đối xứng cho nên : My22- = Ft21 * l22 = 3010*61,5 = 185115 (Nmm) My22+ = M22 - Mx22 = 185115 - 129042 = 56073 (Nmm) M23 = Fy21*l23 + Fy22 * (l23 -l22) - Mx22 = 3010*137 + 820*(137 – 61,5) - 129042 = 3