Đồ án Chi tiết máy Thiết kế hệ dẫn động băng tải

uyền của hộp giảm tốc. iđ : tỷ số truyền của bộ truyền đai. Chọn sơ bộ tỷ số truyền hộp giảm tốc ihgt =12,16 Do đó ta tính đợc : Khi phân phối tỉ số truyền cho hộp giảm tốc theo yêu cầu bôi trơn có thể tính theo công thức kinh nghiệm : ihgt=inh.ich=(1,21,3)ich2 Trong đó: i tỷ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc i tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc ich=== 3,2 inh= ihgt/ ich=12,6/3.2 =3,8 Phân phối tỷ số truyền như sau: Tỷ số truyền cấp nhanh của hộp giảm tốc : i = 3,8 Tỷ số truyền cấp chậm của hộp giảm tốc : ich= 3,2 Tỷ số truyền của bộ truyền đai : iđ= 2,5 6. Công suất động cơ trên các trục : - Công suất động cơ trên trục I (trục dẫn ) là: NI=Nct. =6,43.0,94= 6 (KW) - Công suất động cơ trên trục II là: NII=N = 6.0,97 = 5,86 (KW) - Công suất động cơ trên trục III là: NIII = N= 5,86.0,995 =5,83 (KW) 7. Tốc độ quay trên các trục : - Tốc độ quay trên trục I là: - Tốc độ quay trên trục II là: - Tốc độ quay trên trục III là: 8. Xác định momen xoắn trên các trục: Mômen xoắn trên trục động cơ theo công thức (3_53) Mômen xoắn trên trục I là: Mômen xoắn trên trục II là: Mômen xoắn trên trục III là: Mômen xoắn trên trục công tác là: ¨ Ta có bảng thông số sau : Bảng 1 : Trục˜ Thông số Động cơ I II III Công tác Công suất N (KW) 6,43 6 5,86 5,83 5,83 Tỉ số truyền i 2,5 3,8 3,2 1 Vân tốc vòng n (v/p) 1460 584 154 48 48 Mômen (Nmm) 42059 98116 363396 1159927 1159927 PHẦN II THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI: Ta có số liệu : Pct=6,43(kw) nđc=1460(vg/ph) iđ=2,5 Chọn loại đai vải cao su ,làm việc thích hợp ở chỗ ẩm ướt. Định đường kính bánh đai nhỏ [ công thức 5-6] Vận tốc vòng : nằm trong phạm vi cho phép. Tính đường kính bánh đai lớn Lấy Ta có n1=584(vg/ph) Tra bảng 5-1 lấy D2=450 mm , mm Số vòng quay thực trong 1 phút của bánh bị dẫn là: Sai số về số vòng quay so với yêu cầu Ta chọn lại đường kính chiều dài tối thiểu của đai [ công thức (5-9)] ( umax=35) Chọn Lmin=8400 mm Tính A theo công thức (5-2): Kiểm nghiệm A≥2(D1+D2) hay 3674,1 ≥ 2(165+500) (thoả mãn) Chọn A= 3700mm Tính lại chiều dài đai [công thức (5-1)] 5.Góc ôm ỏ1 theo công thức(5-3) điều kiện (5-11) được thoả mãn 6.Định tiết diện đai : Chiều dài đai được chọn theo tỷ số Theo bảng (5-3) chọn loại đai vải cao su loại A có chiều dày Lấy ứng suất căng ban đầu theo trị số tra bảng (5-5) tìm được Các hệ số : ct=0,8 (bảng 5-6) cỏ=0,97 (bảng 5-7) cv=0,79 (bảng 5-8) cb=1 (bảng 5-9) Tính chiều rộng b đai theo công thức (5-13): Theo bảng (5-4) chọn chiều rộng bánh đai b=50mm 7.Định chiều rộng B bánh đai (bảng 5-10) B=60(mm) 8. Tính lực căng ban đầu s0 [ công thức (5-16)] : Lực tác dụng lên trục [theo công thức (5-17)]: Phần III : Thiết kế Bộ truyền bánh răng I. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 1.Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện : Do hộp giảm tốc 2 cấp chịu tải trọng trung bình nên chọn vật liệu làm bánh răng có độ rắn bề mặt răng HB < 350 . Đồng thời để tăng khả năng chạy mòn của răng chọn độ rắn bánh răng nhỏ lớn hơn độ rắn của bánh răng lớn khoảng 25 50 HB HB = HB + (25 50)HB Bánh răng nhỏ thép 45 thường hóa (giả thiết đường kính phôi 100300mm) + Giới hạn bền kéo: sbk = 580N/mm2 + Giới hạn chảy sch= 290N/mm2 + Độ rắn : HB = 170…220 (Chọn HB=190) Bánh răng lớn thép 35 thường hoá. (giả thiết đường kính phôi 300500mm) + Giới hạn bền kéo: sbk= 480N/mm2 + Giới hạn chảy sch= 240N/mm2 + Độ rắn : HB = 140…190 (Chọn HB =160) (với cả bánh răng nhỏ và bánh răng lớn ta chọn phôi là phôi rèn) 2.Xác định ứng suất tiếp xúc , ứng suất uốn cho phép với bộ truyền cấp nhanh. Theo công thức(3-3) số chu kì làm việc tương đương của bánh răng Ntd=60.u.Th.n Trong đó: n: số vòng quay trong 1phút Th: thời gian làm việc của máy u: số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng qay một vòng, u=1 Số chu kì làm việc của bánh răng nhỏ: Ntd1=60.u.Th .n1=60.1.16500.754 =74,6.107 Số chu kì làm việc của bánh lớn: Ntd2= 60.u.Th .n2=60.1.16500.150,8=15.10 Theo bảng (3-9) ta chọn số chu kì cơ sở N0=107 Ntd1 > N0 Ntd2 > N0 Do đó với cả 2 bánh răng kN’=kN’’=1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: theo bảng (3-9)ta có Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ: ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: Để kiểm tra bền ta dùng trị số nhỏ là : Xác định ứng suất uốn cho phép: Vì phôi rèn, thép thường hoá nên lấy hệ số an toàn n=1,5 và hệ số tập trung ứng suất chân răng + Giới hạn mỏi của bánh răng nhỏ: + Giới hạn mỏi của bánh răng lớn: Vì bánh răng quay một chiều nên theo công thức (3-5) có: ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ: ứng suất uốn cho phép của bánh lớn: 3.Tính khoảng cách trục A : - Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: k = 1,45 - Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: Áp dụng CT (3-9): Trong đó: = 5 : Tỉ số truyền N=6,135(KW) : công suất trên trục I Chọn A= 202 (mm) 4. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng. -Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức : (3-17) với n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn. Theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng là cấp 9 5. Tính hệ số tải trọng k Vì các bánh răng có độ cứng HB < 350 và tải trọng không đổi nên có: ktt=1. Theo bảng(3-13) tìm được hệ số tải trọng động kđ=1,45 Vậy hệ số tải trọng: k = ktt.kđ= 1. 1,45 = 1,45 Thấy hệ số tải trọng k=1,45 không khác so với hệ số tải trọng sơ bộ ksb=1,45 nên không cần tính lại A 6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng: Vì đây là bánh răng trụ răng thẳng nên ta tính môđun : Xác định mô đun : m=(0,010,02) A Theo bảng (3-1) chọn m = 3 Tính số răng: Số răng bánh nhỏ: Z = = = 22,4(răng) Chọn Z= 24 (răng) Số răng bánh lớn: Z2= Z.i =24.5= 120 (răng) chọn Z2 =120 (răng) Chiều rộng bánh răng nhỏ: Chọn b= 88 (mm) Chiều rộng bánh răng lớn: Chọn b =81(mm) 7.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Theo công thức (3-33) có : Trong đó: N: Công suất bộ truyền (KW) n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng đang tính m : Mô đun Z: Số răng tương đương trên bánh b, : Bề rộng và ứng suất tại chân răng y: Hệ số dạng răng Theo bảng (3-18): - Số răng tương đương của bánh nhỏ: Z = Z = 24 (răng) Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y1=0,429 Số răng tương đương của bánh lớn: (răng) Hệ số dạng răng bánh lớn: y2=0,517 Như vậy ứng xuất tại chân răng bánh nhỏ là : Ta thấy sU1< [s]U1=138,5 thoả mãn - ứng xuất tại chân răng bánh răng lớn là: sU2< [s]U2=115 N/mm2 Thoả mãn 8.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột - Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải (3-43) +Bánh răng nhỏ =2,5 .494 =1235 (N/mm) +Bánh răng lớn =2,5 .416 =1040 (N/mm) Với : = = = 412 (N/mm) ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và bánh răng lớn - Kiểm ngiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải : + Bánh răng nhỏ = 0,8.=0,8.290 = 232(N/mm) = = = 24,09 (N/mm) < + Bánh răng lớn = 0,8.=0,8.240 = 192(N/mm) < 9. Các thông số hình học cơ bản cuả bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng: Mô đun pháp mn=3 Số răng Z1=24 răng ; Z2=120 răng Góc ăn khớp Chiều rộng răng: b= 88 (mm) b =81(mm) Đường kính vòng chia: dc= m.z= 3.24= 72 (mm) dc= m.z = 3.120 = 360 (mm) Khoảng cách trục: Chiều cao răng: h=2,25.m =2,25.3=6,75 (mm) Độ hở hướng tâm : c= 0,25.m = 0,25.3 =0.75 (mm) Đường kính vòng đỉnh răng : D = dc +2m=72+2.3 = 78 (mm) D = dc +2m=360+2.3 = 366 (mm) Đường kính vòng chân răng: D = dc - 2m - 2c =78 - 2.3 – 2.0,75 = 70,5 (mm) D = dc - 2m- 2c =366 - 2.3 -2.0,75 = 358,5 (mm) Bảng3 : Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng Thông số Giá trị Môđun Số răng Đường kính vòng chia Khoảng cách trục Chiều cao răng Chiều rộng răng Góc ăn khớp Đường kính vòng đỉnh răng Đường kính vòng chân răng mn=3 Z1=24răng ; Z2=120răng dc1=72mm ; dc2=360 mm A= 202 mm h=6,75mm b=88 mm b =81(mm) De1=78mm; De2=366mm Di1=70,5mm; Di2=358,5mm 10. Lực tác dụng lên trục: Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng nên lực dọc trục Pa = 0 Theo công thức(3-49) : - Lực vòng: Lực hướng tâm Pr: II. Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng ngiêng 1.Chọn vật liệu và cách nhiệt luyện cho bánh răng cấp chậm: Bánh răng nhỏ thép 45 thường hóa (giả thiết đường kính phôi 100300mm) + Giới hạn bền kéo: sbk = 580N/mm2 + Giới hạn chảy sch= 290N/mm2 + Độ rắn : HB = 170…220 (Chọn HB=190) Bánh răng lớn thép 35 thường hoá. (giả thiết đường kính phôi 300500mm) + Giới hạn bền kéo: sbk= 480N/mm2 + Giới hạn chảy sch= 240N/mm2 + Độ rắn : HB = 140…190 (Chọn HB =160) (Ta chọn phôi chế tạo bánh răng là phôi rèn) 2.Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép, ứng suất uốn cho phép Theo công thức(3-3) số chu kì làm việc tương đương của bánh răng Ntd=600.u.Th.n Trong đó: n: số vòng quay trong 1phút Th: thời gian làm việc của máy u: số lần ăn khớp của 1 răng khi bánh răng qay một vòng, u=1 Số chu kì làm việc của bánh răng nhỏ: Ntd1=60.u.Th .n2=60.1.16500.150,8 =15.107 Số chu kì làm việc của bánh lớn: Ntd2= 60.u.Th .n3=60.1.16500.37,7=3,7.10 Theo bảng (3-9) ta chọn số chu kì cơ sở N0=107 Ntd1 > N0 Ntd2 > N0 Do đó với cả 2 bánh kN’=kN’’=1 Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: theo bảng (3-9)ta có Vậy ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh nhỏ: ứng suất tiếp xúc cho phép của bánh lớn: Để tính sức bền ta dùng trị số nhỏ là : Xác định ứng suất uốn cho phép: Vì phôi rèn, thép thường hoá nên lấy hệ số an toàn n=1,5 và hệ số tập trung ứng suất chân răng + Giới hạn mỏi của bánh răng nhỏ: + Giới hạn mỏi của bánh răng lớn: Vì bánh răng quay một chiều nên theo công thức (3-5) có: ứng suất uốn cho phép của bánh nhỏ: ứng suất uốn cho phép của bánh lớn: 3.Tính khoảng cách sơ bộ trục A - Chọn sơ bộ hệ số tải trọng: k = 1,3 - Chọn hệ số chiều rộng bánh răng: Áp dụng CT (3-10): Trong đó: : Tỉ số truyền N=6,104(KW) : công suất trên trục II = 1,2 Hệ số ảnh hưởng khả năng tải Chọn A= 280 (mm) 4. Tính vận tốc vòng v của bánh răng và chọn cấp chính xác chế tạo bánh răng. -Vận tốc vòng của bánh răng trụ ăn khớp ngoài được tính theo công thức : (3-17) với n1 số vòng quay trong 1 phút của bánh dẫn. Theo bảng (3-11) ta chọn cấp chính xác để chế tạo bánh răng là cấp 9 5. Tính chính xác hệ số tải trọng K và khoảng cách trục A Vì các bánh răng có độ cứng HB < 350 và tải trọng không đổi nên có: ktt=1. Theo bảng(3-13) tìm được hệ số tải trọng động kđ=1,1 Vậy hệ số tải trọng: k = ktt.kđ= 1. 1,1 = 1,1 Thấy hệ số tải trọng k=1,1 khác so với hệ số tải trọng sơ bộ ksb=1,3 nên ta tính lại A theo công thức: A = A =280. =264,83 (mm) Chọn A=265 (mm) 6. Xác định mô đun, số răng và chiều rộng bánh răng: Vì đây là bánh răng trụ răng nghiêng nên ta tính môđun pháp: Xác định mô đun pháp: mn=(0,010,02) A Theo bảng (3-1) chọn m=3 Tính số răng: Chọn sơ bộ góc nghiêng răng: = 18, cos16=0,96126 Số răng bánh nhỏ: Z = = = 33,96(răng) Chọn Z= 34(răng) Số răng bánh lớn: Z2= Z.i =34.4= 136 (răng) chọn Z2 =136 (răng) -Tính chính xác góc nghiêng răng cos===0,96226 1548’ Chiều rộng bánh lớn : Chiều rộng bánh răng thoả mãn: Chiều rộng bánh răng nhỏ: Chọn b =112 (mm) 7.Kiểm nghiệm sức bền uốn của răng: Theo công thức (3-34) có : Trong đó: N=6,104(KW) Công suất bộ truyền n: Số vòng quay trong một phút của bánh răng mn: Mô đun pháp Z: Số răng tương đương trên bánh b, : Bề rộng và ứng suất tại chân răng y: Hệ số dạng răng : Hệ số ảnh hưởng khả năng tải Theo bảng (3-18) : Số răng tương đương của bánh nhỏ: Z = = = 37(răng) Hệ số dạng răng bánh nhỏ: y1=0,46 Số răng tương đương của bánh lớn: = =147 (răng) Hệ số dạng răng bánh lớn: y2=0,517 Như vậy ứng xuất tại chân răng bánh nhỏ là : Ta thấy sU1< [s]U1=138,5 thoả mãn - ứng xuất tại chân răng bánh răng lớn là: sU2< [s]U2=115 N/mm2 Thoả mãn 8.Kiểm nghiệm sức bền bánh răng khi chịu quá tải đột ngột - Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải theo công thức (3-43) Bánh răng nhỏ =2,5 .494 =1235 (N/mm) Bánh răng lớn =2,5 .416 =1040 (N/mm) Với : = = = 460 (N/mm) ứng suất tiếp xúc quá tải nhỏ hơn ứng suất cho phép trên bánh răng nhỏ và bánh răng lớn - Kiểm ngiệm ứng suất uốn cho phép khi quá tải: + Bánh răng nhỏ theo công thức (3_34) = 0,8.=0,8.290 = 323(N/mm) = = = 216(N/mm) < + Bánh răng lớn theo công thức (3_40) = 0,8.=0,8.240 = 192(N/mm) < 9. Các thông số hình học cơ bản cuả bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng: Mô đun pháp mn=3 Số răng Z1=34 răng ; Z2=136 răng Góc nghiêng răng Góc ăn khớp Chiều rộng răng: b= 112 (mm) ,b =106(mm) Đường kính vòng chia: dc= m.z= 3.34= 102 (mm) dc= m.z = 3.136 = 408 (mm) Khoảng cách trục: Chiều cao răng: h=2,25.mn=2,25.3=6,75 (mm) Độ hở hướng tâm : c= 0,25.m = 0,25.3 =0.75 (mm) Đường kính vòng đỉnh răng : D = dc +2m=102+2.3 = 108 (mm) D = dc +2m=408+2.3 = 414 (mm) Đường kính vòng chân răng: D = dc - 2m - 2c =102 - 2.3 – 2.0,75 = 94,5(mm) D = dc - 2m- 2c = 408 - 2.3 -2.0,75 = 400,5 (mm) Bảng4 : Các thông số bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Thông số Giá trị Môđun pháp Số răng Đường kính vòng chia Khoảng cách trục Chiều cao răng Chiều rộng răng Góc nghiêng răng Góc ăn khớp Đường kính vòng đỉnh răng Đường kính vòng chân răng mn=3 Z1=34răng ; Z2=136răng dc1=102mm ; dc2=408 mm A= 265 mm h=6,75mm b=106mm b =100(mm) De1=108mm; De2=414mm Di1=94,5mm; Di2=400,5mm 10. Lực tác dụng lên trục: Theo công thức(3-49) ta có: - Lực vòng: -Lực hướng tâm Pr: -Lực dọc trục = =2143(N) Phần IV : Tính toán trục Chọn vật liệu cho trục: Vật liệu làm trục phải có độ bền cao, ít nhạy với tập trung ứng suất, có thể nhiệt luyện được và dễ gia công. Thép các bon và hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Vì hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình nên ta chọn loại thép 45 (thường hóa) có giới hạn bền: db=600 (N/mm2) Tính sức bền trục a- Tính đường kính sơ bộ của trục theo công thức (7-2) Ta có d - là đường kính trục (mm) C- hệ số phụ thuộc ứng suất xoắn cho phép đối với đầu trục vào và trục truyền chung, lấy C = 120 N- công suất truyền của trục n- số vòng quay trong 1 phút của trục Đối với trục I : N1=6,135 (kw) n1=754(vòng/phút) Chọn dI =25(mm) Đối với trục II ta có : N=6,104(kw), n2= 150,8(v/p) Chọn dII = 45(mm) Đối với trục III ta có : N=5,984(kw), n2= 37,7(v/p) Chọn dIII = 65(mm) Ta lấy trị số dII = 45(mm) để chọn loại bi đỡ cỡ trung bình.tra bảng 14P ta có chiều rộng của ổ : B= 25 (mm) Tính gần đúng các trục: Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên các bánh răng Để tính các kích thước chiều dài của trục tham khảo bảng 7_1 .Ta chọn các kích thước sau : khe hở giữa các bánh răng 10 (mm) khe hở giữa bánh răng và thành trong của hộp 10 (mm) khoảng cách từ thành trong của hộp đến mặt bên của ổ lăn l= 10 (mm) chiều rộng ổ lăn B = 25 (mm) Khe hở giữa mặt bên bánh đai và đầu bulông 20 (mm) Chiều cao của nắp và đầu bulông 20 (mm) Chiều rộng bánh đai 45 (mm) Chiều rộng bánh răng cấp nhanh b=88(mm), b=81(mm) Chiều rộng bánh răng cấp nhanh b=112mm, b=106(mm) Tổng hợp các kích thước trên ta có: a=85,5(mm), b=108(mm) c=76,5(mm), l =75(mm) Sơ đồ phân tích lực trên trục I: Các lực tác dụng lên trục I bao gồm : Rđ = 915(N) l = 75(mm) Pr1 = 820(N) b = 108(mm) P1 = 2252 (N) c= 76,5 (mm) Tính phản lực ở các gối đỡ: Vậy RBY = 816(N) Lực RBY có chiều như hình vẽ RAY = Rđ + RBY -Pr1 = 915 + 816 - 820 = 911 (N) Ay có chiều như hình vẽ SmAX = P1.c +R.l - RBX.(a+b+c) = 0 RAX = P1 - RBX -R = 2252-818-915sin45 = 780(N) Tính momen uốn ở tiết diện nguy hiểm ở tiết diện n - n: Muy = Rđy.l = 915.75cos45 = 48525 (N.mm) Mux = Rđx.l = 915.75sin45 = 48525 (N.mm) - ở tiết diện m - m : My(m-m) = RBy.(a+b) = 816.(108+85,5) = 157896(N.mm) Tính đường kính trục ở 2 tiết diện n-n và m-m theo công thức (7-3) - Đường kính trục ở tiết diện n-n: Theo bảng (7-2) ta có [s] = 48 (N/mm2) - Đường kính trục ở tiết diện m-m: Trục ở tiết diện m-m lấy dm-m=38 mm Trục ở tiết diện n-n lấy dn-n=25 mm Chọn đường kính lắp ổ lăn : d = 25 mm sơ đồ phân tích lực trên trụcII: P2 = 2252(N) a = 85,5(mm) P r2 = 820(N) b = 108(mm) P3 = 7363(N) c = 76,5(mm) Fr3 = 2705(N) d3 = 102(mm) Fa3 = 1018(N) Tính lực tác dụng lên trục II: Vậy RDY = 1808(N) RDY có chiều như hình vẽ RCY = Pr2 - Fr3 + RDY = 820 - 2705 + 1808 = -77(N) Tính momen uốn tại các mặt cắt nguy hiểm - Tại tiết diện n2- n2 - Tại tiết diện m2- m2 Mux = RDX.a = 5669.85,5 = 484699(N.mm) - Tính đường kính trục tại các tiết diện Tại tiết diện m2- m2 Chọn dn2-n2 = 48(mm) ,dm2-m2 = 52(mm) ,đường kính ngõng trục d = 45(mm) sơ đồ phân tích lực trên trụcIII: P4 = 7363(N) a = 85,5(mm) P r4 = 2705(N) b = 108(mm) Pa4 = 1018(N) c = 76,5(mm) Tính lực tác dụng lên trục III: - tính phản lực ở các gối trục Vậy RFY = 1079 (N) Lực RFY có chiều như hình vẽ REY = Pr4 – RFY = 2705 - 1079 = 1626(N) REY có chiều như hình vẽ: -Tính momen uốn ở tiết diện chịu tải lớn nhất: - Tính đường kính trục tại tiết diện chịu tải lớn nhất Chọn d = 68(mm) đường kính ngõng trục d = 45 (mm) Tính chính xác trục kiểm tra hệ số an toàn của trục tại những tiết diện nguy hiểm. Hệ số an toàn tính theo công thức (7-5) ta có : Trong đó : n hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng xuất pháp nt hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng xuất tiếp n hệ số an toàn [n] -hệ số an toàn cho phép [n] =1,5¸2,5 Vì trục quay nên ứng xuất pháp (uốn)biến đổi theo chu kỳ đối xứng dm : là giá trị trung bình ứng xuất pháp Theo công thức (7-6) ta có Bộ truyền làm việc 1 chiều nên ứng xuất tiếp xoắn biến đổi theo chu kỳ mạch động Theo công thức (7-7) ta có Trong đó t-1: là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với 1 chu kỳ đối xứng. ta: Biên độ ứng xuất tiếp và phát sinh ra trong tiết diện của trục. W : mô men cản uốn của tiết diện W0: mô men cản xoắn của tiết diện Kt:hệ số tập trung ứng xuất thực tế khi uốn và xoắn tra bảng ((7-6)¸(7-13)) b : hệ số tăng bền bề mặt trục. yt :hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng xuất trung bình đến sức bền mỏi. tm : là trị số trung bình của ứng xuất tiếp MU, MX : là mô men uốn và mô mem xoắn. Trục I Xét tại tiết diện (m-m) Đường kính trục d=38 mm tra bảng (7-3b) ta có : w=4660 (mm3) , w0 =10040(mm3) ; b x h =12 x 8 b: chiều rộng (mm) h : chiều cao then (mm) t-1 =0,45 . db=0,45 . 600 = 270 N/mm2 t-1= 0,25. db = 0,25. 600 = 150 N/mm2 MU =206192 N.mm , MX= 77704N.mm Chọn hệ số yt và yt theo vật liệu đối với thép các trung bình lấy yd =0,1 yt= 0,05 ; hệ số b=1 Theo bảng (7-4) lấy ed =0,85 ; et= 0,73 Theo bảng (7-8) tập tủng ứng xuất cho rãnh then K =1,63 ; Kt=1,5 Xét tỷ số Vì do lắp trục và then có độ dôi nên lấy áp xuất trên bề mặt lắp là P=30 N/mm2 xét bảng (7-10) ta lấy sai số không đáng kể khi tính về xoắn ta có: Như vậy tiết diện (m-m) đảm bảo độ an toàn cho phép Trục II Xét tại tiết diện (n-n) đường kính của trục là 48 mm Tra bảng (7-3b) ta có w=9620mm3 ;w0 = 20500 mm3 ; b x h =16x10 MU=295635 (N.mm), MX=380680(N.mm) Với: ys=0,1 ; yt=0,05 ; b=1 Theo bảng (7-4) có : e=0,82; et=0,7 Tra bảng(7-8) có : K=1,63; Kt=1,5 Tỷ số: Theo bảng(7-10) với P30(N/mm2) Tacó: Vậy tiết diện (n-n) của trục 2 đảm bảo an toàn Xét tại tiết diện (m-m) đường kính của trục là 52 mm Tra bảng (7-3b) ta có w=12100 mm3 ;w0 = 25900 mm3 ; b x h =16x10 MU=501218 (N.mm), MX=380680(N.mm) chọn ys=0,1 ; yt=0,05 ; b=1 Theo bảng (7-4) có :es=0,78 ; et=0,67 Tra bảng(7-8) có :Ks=1,63; Kt=1,5 Tỷ số: Theo bảng(7-10) với P30(N/mm2) Tacó: ta có: Vậy với tiết diện (m-m) của trục 2 cũng đảm bảo an toàn Trục III Xét tại vị trí trục chịu ứng suất lớn nhất có đường kính trục d= 68mm Tra bảng (7-3b) ta có w=27500mm3 ;w0 = 58400 mm3 ; b x h =20x12 MU=455082 (N.mm), MX=1515840 (N.mm) Với: ys=0,1 ; yt=0,05 ; b=1 Theo bảng (7-4) có : e =0,76; et=0,65 Tra bảng(7-8) có : K=1,63; Kt=1,5 Tỷ số: Theo bảng(7-10) với P30(N/mm2) Tacó: Ta có: Vậy tiết diện của trục đảm bảo an toàn Kết kuận : Tất cả cá trục đều đảm bảo làm việc an toàn. Tính Then Để cố định bánh răng theo phương tiếp tuyến hay để truyền mômen và chuyển động từ trục đến bánh răng hoặc ngược lại ta dùng then. Trục I Đường kính trục I để lắp then là d =38 mm Theo bảng 7-23 chọn các thông số then b = 12 ; h = 8; t = 4,5 ; t1 = 3,6 ; k = 4,4 Chiều dài then l = 0,8.lm(lm - chiều dài mayơ) Kiểm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11) ở đây: Mx = 77704(N.mm),l = 0,8.l5 = 0,8.1, 4.38 = 42,56(mm) Theo TCVN 150 - 64 chọn l = 45(mm) Tra bảng (7-20) với ứng suất mối ghép cố định, tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có [s] = 150(N/mm2) Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức(7-12) Theo bảng (7-21) có [t]c = 120 (N/mm2) Như vậy then trên trục I thỏa mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt Trục II Đường kính trục II để lắp then là d = 48mm ,d=52mm Ta chọn hai then có cùng kích thước.theo bảng (7-23) chọn then b = 16; h = 10; t = 5,0 t1 = 5,1 ; k = 6,2 Chiều dài then : ở vị trí lắp bánh răng dẫn l = 0,8.1,4.48 = 54 mm ở vị trí lắp bánh răng bị dẫn l = 0,8.1,4.52 = 58,24 mm Theo TCVN 150 – 64 chọn l =56 mm, l = 63 mm Kiểm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11) ở đây: Mx = 380680 (N.mm) Tra bảng (7-20) với ứng suất mối ghép cố định, tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có [s] = 150(N/mm2): Kiểm nghiệm bền dập: theo công thức (7-11) có: Tại vị trí lắp bánh dẫn: Tại vị trí lắp bánh bị dẫn: Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức(7-12) Theo bảng (7-21) có [t]c = 120 (N/mm2) Tại vị trí lắp bánh dẫn: Tại vị trí lắp bánh bị dẫn: Như vậy then trên trục II thỏa mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt 3.Trục III Đường kính trục III để lắp then là d = 68 mm Theo bảng 7-23 chọn các thông số then b = 20 ; h = 12; t = 6 ; t1 = 6,1 ; k = 7,4 Chiều dài then l = 0,8.68.1.4 = 76,16 mm Kiểm nghiệm độ bền dập trên mặt cạnh làm việc của then theo công thức (7-11) ở đây: Mx =1515840 (N.mm) Theo TCVN 150 - 64 chọn l = 80(mm) Tra bảng (7-20) với ứng suất mối ghép cố định, tải trọng tĩnh, vật liệu CT6 ta có [s] = 150(N/mm2) Kiểm nghiệm bền cắt theo công thức(7-12) Theo bảng (7-21) có [t]c = 120 (N/mm2) Như vậy then trên trục III thỏa mãn điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt. Kết luận: Then trên tất cả các trục đều thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. Phần VI : Thiết kế gối đỡ trục Chọn ổ lăn : Trục I của hộp giảm tốc không có thành phần lực dọc trục nên ta dùng ổ bi đỡ.Trục II và trục III có lực dọc trục tác dung nên ta chọn ổ đỡ chặn. Sơ đồ chọn ổ cho trục I : Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1) C = Q(nh)0,3 £ Cbảng Cbảng- Là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng ở đây: nI = 754(V/P) : Tốc quay trên trục I h = 16500 giờ, bằng thời gian phục vụ của máy Theo công thức (8-2) có Q = (Kv.R + m.A).Kn.Kt Hệ số m = 1,5 (tra bảng 8-2) Kt = 1 tải trọng tĩnh(bảng 8-3) Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 1000(bảng 8-4) Kv = 1 vòng trong của ổ quay (bảng 8-5) Vì lực hướng tâm ở gối trục A lớn hơn lực hướng tâm ở gối truc B, nên ta tính đối với gối đỡ trục A và chọn ổ cho gối trục này, gối trục B lấy ổ cùng loại. Q=(Kv.RA+m.A).Kn.Kt = (1.1199 +0).1.1 = 1199(N) =119,9daN C = 119,9.(754.16500)0,3 = 16117 Tra bảng 14P ứng với d = 25 mm, ổ có ký hiệu 305, Cbảng = 27000 Đường kính ngoài của ổ D = 62mm . Chiều rộng ổ B = 17mm Sơ đồ chọn ổ cho trục II : Dự kiến chọn trước góc b = 260(kiểu 46000) Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1) C = Q(nh)0,3 £ Cbảng Cbảng- Là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng ở đây: nII = 150,8(V/P) : Tốc quay trên trục II h = 16500 giờ, bằng thời gian phục vụ của máy Q: Tải trọng tương đương (daN) Theo công thức (8-6) có Q = (Kv.R + m.At).Kn.Kt Hệ số m = 1,5 (tra bảng 8-2) Kt = 1 tải trọng tĩnh(bảng 8-3) Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 1000(bảng 8-4) Kv = 1 vòng trong của ổ quay (bảng 8-5) Tổng lực chiều trục: At = SC + Pa3- SD = 2502 + 4726 - 3773 = 3455(N) Như vậy lực At hướng về phía về phía gối đỡ trục bên phải Vì lực hướng tâm ở hai gối trục gần bằng nhau, nên ta chỉ tính đối với gối đỡ trục bên phải D (ở đây lực Q lớn hơn) và chọn ổ cho gối trục này, gối trục kia lấy ổ cùng loại QD=(Kv.RD+m.At).Kn.Kt=(1.5950+1,5.3455).1.1 = 11133(N) hoặc= 1113,3daN C = 1113,3.(150,8.16500)0,3 =92337,4 Tra bảng 18P ứng với d =45 mm lấy ổ kí hiệu (7309) ổ đũa côn đỡ chặn ,cỡ trung ta có: Cbảng=128000 Đường kính ngoài của ổ D = 100 mm,chiều rộng ổ B = 26 mm Sơ đồ chọn ổ cho trục III Hệ số khả năng làm việc tính theo công thức (8-1) C = Q(nh)0,3 £ Cbảng Cbảng- Là hệ số khả năng làm việc tính theo bảng ở đây: nIII = 37,7(V/P) : Tốc quay trên trục III h = 16500 giờ, bằng thời gian phục vụ của máy Q: Tải trọng tương đương (daN) Theo công thức (8-6) có Q = (Kv.R + m.At).Kn.Kt Hệ số m = 1,5 (tra bảng 8-2) Kt = 1 tải trọng tĩnh(bảng 8-3) Kn = 1 nhiệt độ làm việc dưới 1000(bảng 8-4) Kv = 1 vòng trong của ổ quay (bảng 8-5) Tổn