Đồ án Hộp giảm tốc bánh răng côn trụ hai cấp

,7.35.49,25/(25702.1,16.1,09 ) =1,68 ; KF = 1,16. 1,09. 1,55 = 2,12 ; ịTa được: sF1 = MPa < [sF1] = 252 Mpa ; sF2 = sF1 .YF2/YF1=82,1. 3,55/3,57= 81,6 Mpa<[sF2] = 236,5 Mpa ; Như vậy:điều kiện bền uốn được đảm bảo . 6. Kiểm nghiệm răng về quá tải : Theo (6.48) ,với hệ số quá tải : Kqt = 1,6 : sHmax = sH. MPa < [sH] max =1260 Mpa Theo (6.49) : sF1max = sF1.Kqt = 82,1. 1,6 = 113,4 MPa < [sF1] max= 464 Mpa sF2max = sF2.Kqt = 81,6. 1,6 = 103,56 MPa < [sF2] max =360 Mpa ị thoả mãn ; 7. Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng côn : Chiều dài côn ngoài Re = 121,4 mm Mô đun vòng ngoài mte = 2,25 mm Chiều rộng vành răng b = 35 mm Tỷ số truyền um= 4,2 Góc nghiêng của răng b = 0 Số răng bánh răng z1 =25 , z2 = 105 Hệ số dịch chỉnh chiều cao x1 = 0,3 , x2 = - 0,3 Theo các công thức trong bảng 6.19 tính được : Đường kính chia ngoài de1 = 56,25 mm , de2 = 236,25 mm Góc côn chia d1 =13023’33’’, d 2 =76036’27’’ Chiều cao răng ngoài he = 4,59 mm Chiều cao đầu răng ngoài hae1 = 2,925 mm , hae2 = 1,575 mm Chiều cao chân răng ngoài hfe1 = 2,025 mm , hfe2 = 3,357 mm Đường kính đỉnh răng ngoài dae1 = 61,94 mm , dae2 = 236,98 mm +, Tính lực ăn khớp: Fr1 = Fa2 = Ft1.tga.cosd1 = 1043,7. tg20o .cos13o 23’33’’= 369,5 N; Fa1 = Fr2 = Ft1.tga.sind1 = 1043,7. tg20o .sin13o 23’33’’= 88 N ; B.Tính bộ truyền cấp chậm bánh răng trụ răng thẳng 1.Chọn vật liệu : Do thống nhất hoá vật liệu nên chọn vật liệu cấp chậm như đối với cấp nhanh ( cặp bánh răng côn) : Bánh nhỏ : Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 . . 285 Có : sb1 = 850 MPa ; sch 1 = 580 MPa. Bánh lớn : Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB 192 . . 240 Có : sb2 = 750 Mpa ; sch 2 = 450 MPa. ă Xác định ứng suất cho phép : +, ứng suất tiếp xúc cho phép : ; +,ứng suất uốn cho phép : ; Tính sơ bộ chọn : ZRZVKxH = 1 ị ; YRYSKxH = 1 và KFC =1 (do đặt tải một chiều) ị; Vì cùng vật liệu và số vòng quay bánh trụ nhỏ bằng số vòng quay bánh côn lớn (vì cùng lắp trên trục).Do đó ta có: NHo3= 1,62.107 NHo4= 1,40.107 NHE3=NHE2= 27,4.107 ---> NHE4= NHE3/u2= 7,61.107 ị KHL3 = 1 KHL4 = 1 NFE3=NFE2=24,2.107 ---> NFE4=NFE3/u2= 6,72.107 (NFO= 4.107 ) ị KFL3 = 1 KFL4 = 1 +, ứng suất tiếp xúc và uốn cho phép : [sH]1=509 Mpa [sF]1= 252 Mpa [sH]2=481,8 Mpa [sF]2=236,5 Mpa +, ứng suất quá tải cho phép : [sH]max1 = 1624 Mpa [sF]max1= 464 Mpa [sH]max2= 1260 Mpa [sH]max2= 360 Mpa 2. tính toán các thông số của cấp chậm Bộ truyền bánh trụ răng thẳng : +, Xác định sơ bộ khoảng cách trục: aw2 = Ka(u2+1) Với: T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, N.mm ; T2 = 104796 Nmm Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng . Theo bảng( 6.5) tttk hdđ cơ khí tập 1,ta có : K a= 49,5 KHb : Hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng; Hệ số Yba = bw/aw là hệ số chiều rộng bánh răng theo bảng 6.6 do bộ truyền đặt đối xứng nên chọn Yba = 0,3 ; Theo (6.16) tttk hdđ cơ khí tập 1 : ybd =0,53 yba(u2+1) = 0,53.0,3(3,6 +1 ) = 0,7314 Tra bảng(6.7) tttk hdđ cơ khí tập 1 , ta có: KHb = 1,03 Thay số ta định được khoảng cách trục : aw2= 49,5.(3,6+1). 171,92 mm Lấy aw2 = 170 mm +, Các thông số ăn khớp: Mô đun pháp : m = ( 0,01 á 0,02 ) aw2 = 1,70 á 3,40 mm Theo dãy tiêu chuẩn bảng 6.8 ; chọn m = 2,5 mm Số răng bánh nhỏ (bánh 3) : Z3 = 2 aw2 / m(u2+1) = 2.170/ 3.(3,6 + 1) = 29,56 răng ta lấy Z3 = 30 răng Số răng bánh lớn (bánh 4) : Z4 = u2.Z3 = 3,6. 30 = 108 răng ị Do vậy tỷ số truyền thực : um = Z4/ Z3 = 108/30 = 3,6 Tính lại : aw2= m(Z3+Z4)/2=2,5.(108+30) /2= 172,5 mm Chọn aw2 = 170 mm ,do đó để đảm bảo khoảng cách trục cần dịch chỉnh : ịKY =1000.y/zt =1000(-1)/138=-7,2 dựa vào bảng 6.10a ,được Kx =- 0,35 ịDy = Kx.zt /1000 = - 0,05 Tổng dịch chỉnh : Xt =Y+ Dy = -1,05 vậy hệ số dịch chỉnh : X2 = Xt- X1 =(-1,05)-(-0,5) = - 0,55 Góc ăn khớp : cos atw= Zt .m .cos a/(2. aw)=138. 2,5. cos20o/(2. 170) ịatw =17o 32’20’’ +, Chiều rộng bánh răng : bw = yba .aw = 0,3. 170 = 51 mm ; chọn b =55 mm +, Chiều rộng vành răng : dw3 = m. Z3 = 2,5. 30 = 75 mm dw4 = m .Z4 = 2,5. 108 = 270 mm +, Lực ăn khớp : khi ăn khớp lực ăn khớp được chia làm 2 thành phần : Ft3 = Ft4 =2.T2 /dw3 =2.104796/75 = 2793,8 N Fr3 = Fr4 = Ft3. tgatw /cosb = 2793,8. tg(17o 32’20’’)/cos0o =883 N 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH] Theo công thức (6.33) : sH = ZM ZH Ze Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;tra bảng 6.5 @, ta có : ZM =274 Mp1/3 ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; ZH = = = 1,865 Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; ea = [1,88 – 3,2(1/z3 + 1/z4)]cosb ; ea = 1,88 – 3,2(1/30 + 1/108) = 1,74 ị Ze = = = 0,87 - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; KH = KHb. KHVKHa ; KHb :hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc ;tra bảng 6.7, được KHb = 1,03; KHa =1_hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp KHV : hệ số tải trọng động trong vùng ăn khớp với : m\s vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9 (tra bảng 6.15 răng thẳng không vát đầu được :dH =0,006 ) (tra bảng 6.16 cấp chính xác là cấp 9 được :go =73 ) ị ị KH =1,03. 1 . 1,076 = 1,108 - bw : Chiều rộng vành răng.b =55 mm - dw3 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; dw3 =75 mm -TII = 104769 Nmm ; sH = 274.1,865.0,87. = 434 MPa ; +, Tính chính xác ứng suất cho phép v< 5 m/s nên : Zv= 1; Ra = 2,5…1,25 mm nên : ZR= 0,95 da<700 mm nên : KXH= 1 [sH]= 481,8. 0,95. 1. 1 = 457,7 MPa ; Như vậy : sH < [sH] ị Vậy điều kiện tiếp xúc được đảm bảo . 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Yêu cầu: sF [sF] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế ... T1) sF3 = 2.T2 KFYeYbYF3/( bwdw3.m) [sF] ; trong đó : +, T2 = 104769 Nmm +, KF = .KFb.KFa.KFV Theo bảng 6.7 tttk hdđ cơ khí tập 1,ta có KFb = 1,07 Bánh trụ răng thẳng : KFa = 1 Theo bảng 6.15 => dF =0,016 => ị vậy : KF = KFb.KFa.KFV = 1,07.1.1,19 = 1,27 +, Ye :hệ số trùng khớp của răng ; Với ea = 1,74 ị Ye = 1/ea = 1/1,74 = 0,57 +, Yb = 1 +,Tra bảng 6.18 ,ta có: YF3= 3,4 (với Z3 =30 , x1 =- 0,5 ) YF4= 3,52 (với Z4 =108 , x2 =- 0,55 ) ị ứng suất uốn : sF3 = 2.104769.1,27. 0,57.1. 3,4 / (55. 75. 3) = 50 MPa; sF4 = sF3 . YF4 / YF3 = 50. 3,52/3,4 = 51,8 MPa; sF3 < [sF3] = 252 MPa, sF4< [sF4] = 236,5 MPa; Vậy độ bền uốn được thoả mãn 6, kiểm nghiệm răng về quá tải : Hệ số quá tải : Kqt =Tmax/T = 1,6 sHmax = sH. MPa < [sH] max =1260 Mpa Theo (6.49) : sF1max = sF1.Kqt = 50. 1,6 = 80 MPa < [sF1] max= 464 Mpa sF2max = sF2.Kqt = 51,8. 1,6 = 82,9 MPa < [sF2] max =360 Mpa Kết luận : Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn. 6.Các thông số và kích thước của bộ truyền : Khoảng các trục aw2 = 170 mm Mô đun pháp m = 2,5 mm Chiều rộng vành răng bw = 55 mm Tỷ số truyền um = 3,6 Góc nghiêng của răng b =0 Góc ăn khớp : atw =17o 32’20’’ Số răng bánh răng z3 = 30 , z4 = 108 răng Hệ số dịch chỉnh x3 = - 0,5 ; x4= - 0,55 Theo các công thức trong bảng 6.11 ta tính được : Đường kính vòng chia d3 = 75 mm , d4 = 270 mm Đường kính đinh răng da3 =77,7 mm , da4 = 272,5 mm Đường kính đáy răng df3 =71,25 mm , df4 = 261 mm ă Kiểm tra điều kiện bôi trơn của hộp giảm tốc: 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. da4 =272,5 mm; dae2 = 236,25 mm ị c = = 1,15 Vậy bộ truyền thoả mãn điều kiện bôi trơn ă Kiểm tra điều kiện kết cấu của hộp giảm tốc: ta có : aw= ++ trong đó d3 là đường kính trục III; là khe hở giữa bánh răng côn lớn và trục III chọn = 15 khi đó d3= = = 39 mm =170 – 236,25/2- 39/2 = 32,375 mm Vậy hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện kết cấu. II. tính bộ truyền xích : Vì trục 3 kéo 2 xích như nhau nên chỉ tính toán cho một xích Các thông số ban đầu : P’= Kw ux = 3 n3 =94,2 vg/ph 1.Chọn loại xích : Vì tải trọng nhỏ , vận tốc thấp nên ta chọn xích ống con lăn .xích ống con lăn có độ bền cao hơn xích ống và chế tạo không phức tạp như xích răng. Do đó được dùng phổ biến . 2.Xác định các thông số của xích và bộ truyền : +, Theo bảng 5.4 tttk hdđ cơ khí tập 1 ,với ux =3, chọn số răng đĩa nhỏ : ị Chọn Z1 = 25 +, Do đó số răng đĩa lớn là : Z2 = ux.Z1 = 3. 25 = 75 < Zmax =120(thoả mãn điều kiện xích ăn khớp đúng) +, Theo công thức( 5.3 ) công suất tính toán : Pt=P’.k.kn. .kz Trong đó : P’: là công suất cần truyền qua bộ truyền xích kz : là hệ số số răng , với Z1=25 đ kz= 25/Z1 = 1 kn : Hệ số số vòng quay, số vòng quay của đĩa cơ sở, chọn :n01=50vg/ph đ kn=n01/n1=50/94,2 = 0,53 _Theo công thức (5.3) và bảng 5.6: k = kđ.k0.ka.kđc.kb.kc : tích các hệ số thành phần Trong đó: k0 : hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước bộ truyền ; k0=1 (đường nối tâm các đĩa xích làm với phương nằm ngang một góc < 60o) ka: hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích ;ka =1( chọn a = 40p) kđ: hệ số tải trọng động kđ = 1,35( tải trọng va đập vừa ) kđc: hệ số kể đến việc điều chỉnh lực căng xích ; kđc =1 ( điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích) kc : hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền ; kc = 1,25 ( làm việc 2 ca) kbt =1,3 (có bụi bôi trơn II ) ị k = 1. 1. 1. 1,3. 1,35. 1,25 = 2,194 Như vậy : Pt = 1,79. 2,194. 1. 0,53 = 2,08 kW Theo bảng 5.5 tttk hdđ cơ khí tập 1 ,với n01=50 vg/ph , chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p = 25,4 mm;dc= 7,95 mm; B = 22,61 mm thoả mản điều kiện bền mòn: Pt < [P] = 3,2 kW đồng thời theo bảng 5.8 ,thoả mãn điêù kiện bước xích: p < pmax _Khoảng các trục sơ bộ : a = 40.p = 40.25,4 = 1016 mm Theo công thức 5.12 số mắt xích : X= Lấy số mắt xích chẵn : Xc = 132 Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13: a* = a* = 0,25. 25,41021 mm Để xích không chịu lực căng quá lớn giảm khoảng cách trục đi một lượng : Da = 0,003a = 0,003. 1021 ằ 3 mm Vậy lấy: a = 1018 mm _Số lần va đập của xích theo công thức (5.14): i = < imax=30 (bảng 5.9) 3,Tính kiểm nghiệm xích về độ bền Kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn do (chịu tải trọng lớn khi mở máy và thường chịu tải trọng va đập) Theo công thức (5.15) : S = [S] Trong đó: Theo bảng 5.2 tttk hdđ cơ khí tập 1, ta có: Q = 56,7 kN ; q1 = 2,6 kg ; Hệ số tải trọng động: kđ = 1,7 do Tmm = 1,6.T1; Ft : lực vòng ; v = = 1 m/s Ft =1000P’/v = 1000.1,79/1 = 1790 N Fv :lực căng do lực li tâm gây ra Fv = q.v2= 2,6. 12 = 2,6 N F0 :lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra : F0 = 9,81.kf .q.a = 9,81.6.2,6. 1,018 = 156 N (hệ số độ võng: kf = 6 do bộ truyền nằm ngang) Do đó: S = = ị S >[S] = 8,2 (theo bảng 5.10) Vậy bộ truyền xích làm việc đủ bền 4, Đường kính đĩa xích : Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 ; đường kính vòng chia : d1 = mm d2 = mm đường kính đĩa xích: da1 = p.[0,5 + cotg(p/Z1)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(p/25)] = 213,76 mm da2 = p.[0,5 + cotg(p/Z2)] = 25,4.[ 0,5 + cotg(p/75)] = 618,72 mm df1 = d1- 2r = 202,65 –2. 8,0297 = 184,6 mm df2 = 606,55 – 2.8,0297 = 590,5 mm (với r = 0,5025dl + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,0297 mm và dl =15,88 mm (bảng 5.2) các kích thước còn lại tính theo bảng 13.4) +, Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích: theo công thức(5.18) : H1= 0,47 trong đó: [sH ]_ ứng suất tiếp xúc cho phép. Chọn vật liệu là thép 45 , tôi cải thiện; ta được :[sH]=600 Mpa Lực va đập : Fvd = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.94,2.25,43.1 = 2 Hệ số tải trọng động : Kđ = 1,7 (bảng5.6) Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích : Kr = 0,42 ( vì Z1 =25 ) Diện tích bản lề : A = 180 mm2 (tra bảng 5.12 với xích con lăn một dãy ) Môđun đàn hồi : E = 2,1.105 Mpa =440,3 Mpa sH1 < [sH] : vậy đảm bảo độ bền tiếp xúc . Tương tự cho răng đĩa 2 với cùng vật liệu và nhiệt luyện 5, Lực tác dụng lên trục : theo công thức (5.20): Fr = kx.Ft =1,15.1790 = 2058,5 N (kx= 1,15 - do bộ truyền nằm ngang ); các thông số bộ truyền xích : Khoảng cách : a=1018 mm ; Bước xích : p = 25,4 mm Số răng : Z1=25 ; Z2 = 75 răng ; Số mắt xích : Xc=132 III. thiết kế trục Chọn khớp nối Do mômen xoắn nhỏ : T1=25702 Nmm và cần bù sai lệch trục : chọn loại nối trục vòng đàn hồi (có khả năng bù sai lệch, giảm va đập, chấn động, cấu tạo đơn giản) +, Tại trục I có mômen xoắn : Tt = k.T1= 1,3. 25702 33,4 Nm tra bảng 16.1, tttk hdđ cơ khí tập 1 : hệ số chế độ làm việc_k =1,2…1,5 ; chọn k = 1,3 +, Trục vào của hộp giảm tốc có đường kính : d = (0,81,2).dđc =(0,81,2).32 = 25,6 38,4 mm chọn đường kính chỗ nối trục vào của hộp giảm tốc : d = 28 mm Tra bảng 16.10a và 16.10b,dựa vào mômen xoắn T1 và đường kính d ta được : Kích thước của nối trục vòng đàn hồi : T = 63 (N.m) d = 28 (mm) D = 100 (mm) dm = 50 (mm) L = 124 (mm) l = 60 (mm) d1 = 48 (mm) Do = 71 (mm) Z = 6 nmax = 5700 B= 4 B1 = 28 l1 = 21(mm) D3 = 20 (mm) l2 = 20(mm) Bảng 16.10b kích thước cơ bản của vòng đàn hồi T = 63 (N.m) dc = 10 (mm) d1 = M8 D2 =15 (mm) l = 42 (mm) l1 = 20 (mm) l2 = 10 (mm) l3 = 15 (mm) h = 1,5 Kiểm tra độ bền của vòng đàn hồi : +Điều kiện về sức bền dập của vòng đàn hồi : với : dc=10 ; l3 =15 ; Do=71 ; z = 6 ; k= 1,3 = N/mm2< [] =(2…4) N/mm2 Vậy vòng đàn hồi thỏa mãn sức bền dập +Điều kiện sức bền của chốt : l0= l1+l2/2=20+10/2 = 25 mm ; suy ra = N/mm2 =(6080)N/mm2 Vậy chốt đủ điều kiện làm việc; 2. Thiết kế trục Số liệu cho trước: Số vòng quay n1= 1425 v/ph Tỷ số truyền unh= 4,2 , uch= 3,6 Chọn vật liệu chế tạo bằng thép 45, tôi có sb= 850Mpa , ứng suất xoắn cho phép [t]= 12...20 Mpa 2.1. Sơ đồ đặt lực như hình vẽ : Lực tác dụng lên hệ dẫn động: Ft1= Ft2=1043,7 N Ft2’= Ft3 = 2832,3 N Fr1= Fa2=369,5 N Fr’2= Fr3 = 895 N Fa1= Fr2 =88 N Fk :là tải trọng phụ tác dụng nên trục do nối trục đàn hồi gây ra, Fk =(0,2 . . 0,3).Ft ; Với Ft = 2.T1/D0=2. 25702/71 = 724 N ịFk = (0,2 . . 0,3).724 = 144,8 . . 217,2 N do có va chạm vừa ,lấy Fk= 200 N ; Fr: lực tác dụng nên trục của đĩa xích : Fr= 2058,5 N 2.2. Xác định sơ bộ đường kính trục. Theo công thức 10.9 tính sơ bộ đường kính trục thứ k : (mm) +, Đường kính trục vào : d1= (0,8 . . 1,2).dđ\c =(0,8 . . 1,2). 32 = 25,6 . . 38,4 mm chọn d1=28 mm, tra bảng 10.2 , ta có chiều chiều rộng ổ lăn b0 = 19 mm. +, Đường kính trục II: => (mm) chọn d2 =35 mm, tra bảng 10.2 , ta có chiều chiều rộng ổ lăn b0 = 21 mm. +, Đường kính trục III : => (mm) Chọn d3 = 40 mm, tra bảng 10.2, ta được chiều rộng ổ lăn b0 = 23 mm. 2.3 .Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Chọn :Khoảng cách mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp : K1 = 12 (mm) Khoảng cách mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp K2 = 10(mm) Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến lắp ổ : K3 = 15 (mm) Chiều cao lắp ổ và đầu bu lông : hn = 15 (mm). Chiều dài mayơ đĩa xích , bánh răng ,nối trục : Chiều dài may ơ khớp nối lm12 = 60 (mm). Chiều dài may ơ bánh côn nhỏ lm13 = (1,2…1,4).d1= 40 (mm). Chiều dài may ơ bánh côn lớn lm22 = (1,2…1,4).d2= 50 (mm). Chiều dài may ơ bánh răng trụ nhỏ lm23 = (1,2…1,5).d2= 55 (mm). Chiều dài may ơ bánh răng trụ lớn lm33 = (1,2…1,5).d3= 60 (mm) a, khoảng cách điểm đặt lực ở trục I: l11 = (2,5…3).d1 =(2,5 . . 3).28 =70 . . 84 mm, chọn l11=80 mm ; l12 = 0,5.(lm12 +b0) + hn+ k3 = 0,5.(62 +19) +15 +15 = 70 mm l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 +0,5.(b0 - b13 cosd1 ) =80 +12 +10+ 40 +0,5(19 –35.cos13023’33’’)=134,5 mm ; chọn l13=135 mm; (với:b13=35 mm_chiều rộng vành răng trục nhỏ;d1=13023’33’’). l’13 =l13 – l11=135 –80 =55 mm_chiều dài công xôn của bánh răng côn nhỏ; b, khoảng cách điểm đặt lực ở trục trung gian II: l21 = lm22 +lm23+ b0 + 3k1 + 2k2 = 187,5 mm; chọn :l21=190 mm l22 = 0,5(lm22 + b0 ) + k1 +k2 =0,5(50+21)+12+10=57 mm, chọn:l22= 60 mm. l23 = l22 + 0,5( lm22 + b13.cosd2) + k1 = 103 mm, chọn : l23 =105 mm; (với:b13=35 mm;d2=76036’23’’) c, khoảng cách điểm đặt lực ở trục ra III : Theo kết cấu hộp giảm tốc: l31 = l21= 190 mm l31 = l34= 0,5.(lm33+b0) + k3+hn = 71,5 mm l32 = l12= 70 mm Sơ đồ (sơ bộ) khoảng cách của hộp giảm tốc: 2.4. Tính trên trục : a .Trục I : lực tác dụng nên trục: Fk=200 N Fr1=369,5 N Fa1=88 N Ft1=1043,7 N MFa1=Fa1.dw1/2 =88. 49,25/2 = 2167 Nmm +, xét trong mặt phẳng zoy : ịThay số ta có : Giải hệ : Rz11 = 596,5 N ; Rz10 = 227 N +, xét trong mặt phẳng xoy : Thay số vào ta có : Giải hệ này ta được : Rx11 = 1362,7 N , Rx10 = 119 N +, Dùng phương pháp vạn năng ta có : Mômen uốn theo oz: z = 0 Moz1= 0 z = l12+l11=150 mm Moz1= l11.Roz=18160 Nmm. z = l11+l12+l’13 = 205 mm Moz1 =MFa1=2167 Nmm. Mômen uốn theo ox: z = 0 Mox1= 0 z = l12=70 mm Mox1= l12.Fk= 14000 Nmm. z = l11+l12=150 mm Mox1= 39520 Nmm. z =l12+l13=205 mm Mox1= 0 . Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm(qua ổ lăn 2): (tra bảng10.5 tttk hdđ cơ khí tập 1, với d=28 mm ta có[a]=67 Mpa). Xuất phát từ yêu cầu độ bền , lắp ghép ,công nghệ và kết cấu,ta chọn các đường kính đoạn trục như sau: Đường kính ngõng trục chỗ lắp với ổ lăn d10 = d11= 30 mm Đường kính của đoạn trục giữa hai ổ lăn d = 35 mm Để phù hợp với đường kính trục động cơ ta lấy đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng d13 = 28 m ăChọn then và tínhkiểm nghiệm mối ghép then trục 1 : Với đường kính trục lắp then d = 28 mm ,ta chọn then bằng và tra bảng 9.1a có các kíchthước như sau : b = 8 mm , h = 7 mm t1 =4 mm , Chiều dài then tại tiết diện d3(chứa bánh răng côn nhỏ) : lt1 =(0,8 . . 0,9).lm12 =(0,8 . . 0,9).40=32 . . 36 mm, chọn lt1=32 mm. +, Kiểm nghiệm độ bền dập và độ bền cắt của then : Theo (9.1) : MPa Theo ( 9.2) : MPa Với: tải trọng va đập vừa , dạng lắp cố định , tra bảng 9.5 ta có ứng suất dập và ứng suất cắt cho phép của then : [s] = 50 MPa [t] = 20 . . 30 MPa Như vậy : s <[s] và t < [t] ịKết luận : mối ghép then thoả mãn cả điều kiện dập và điều kiện cắt ,do đó then làm việc đủ bền . b. Trục trung gian II : Lực tác dụng nên trục : Fr2= 88 N F’t2=2832,2 N Fa2=369,5 N F’r2=895 N Ft2=1043,7 N MFa2=Fa2.dw/2 = 369,5.206,85/2= 38215,5 Nmm +, xét trong mặt phẳng zoy: thay số ta được: Giảihệ này ta được :Ry21 = 770,7 N , Ry20 = 351 N +, xét trong mặt phẳng xoy : Thay số ta có : Giải hệ ta được : Rx21 = 1437,7 N , Rx20 = 351 N. +, Dùng phương pháp vạn năng ta có: Mômen uốn theo oy : Z=0 Moy= 0 Z= l21- l23=85 mm Moy=2432,1 Nmm Z= l21- l22= 130 mm Moy= 53700 Nmm Mômen uốn theo ox : Z= 0 Mox= 0 Z= l21-l23=85 mm Mox= 23517 Nmm Z= l21-l22=130 mm Mox=86278,5 Nmm Z=l21 Mox= 0 Tính đường kính trục tại một số tiết diện nguy hiểm : d1= = mm (tra bảng 10.5 ,có: [s] = 67 MPa) d2= = mm xuất phát từ yêu cầu về công nghệ lắp ghép ta chọn đường kính các đoạn trục như sau : đường kính trục ổ lăn chọn tiêu chuẩn (ngõng trục): d1=30 mm đường kính trục của bánh răng: d2= 40 mm ă Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Kết cấu trục thiết kế được phải thoả mãn điều kiện: (1) Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 2,5... 3. ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp tại tiết diện, được tính theo công thức sau đây: ; (*) trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng chọn vật liệu là thép 45 nên: s-1= 0,436.sb=0,436.850=370,6 Mpa t-1 = 0,58.s-1= 0,58.370,6 =215 Mpa sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện đang xét. Hệ số ảnh hưởng của ứng suất trung bình,tra bảng 10.7 : ys = 0,1 ; yt = 0,05 Trục không được tăng bền do đó b = 1 Trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng ,do đó : sm = 0 , sa = smax = W: mô men cản uốn ,giá trị tính theo công thức trong bảng 10.6 , với trục có một rãnh then: W = ứng suất xoắn được coi như thay đổi theo chu kỳ mạch động ( khi trục quay 1 chiều ): ta = tm = tmax/2 = T2/2.W02 W0 : mô men cản xoắn , giá trị tính theo công thức trong bảng 10.6 W02 = Tra bảng 9.1a tttk hdđ cơ khí tập 1,ta có kích thước then : b = 12 mm ;h = 8 ; t1 = 5 Kiểm nghiệm trục tại hai tiết diện nguy hiểm 2-2 và 3-3 trục bị yếu do rãnh then , ta kiểm nghiệm tại hai tiết diện đó : +,ứng suất uốn : sa1 = Mu1/Wu1 mô men cản uốn : Tại tiết diện nguy hiểm 2: do có cùng đường kính trục và kích thước rãnh then nên : ị +,ứng suất tiếp : ta = tm /2=T2/2W0 mômen cản xoắn: ịta1=ta2=104796/2.11647,6 = 4,5 N/mm2 +, Kadj=(ks/es+kx-1)/ky; Ktdj=(kt/et+kx-1)/ky; Với: kx_là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, tra bảng10.8(tại tiết diện nguy hiểm cầnđạt độ nhẵn bề mặt Ra=2,5 . . 0,63 mm),ta đượckx=1,1 các ổ lăn lắp trên trục theo k6, kết hợp then không tăng bền bề mặt,tra bảng10.9 ta có: ky=1 tra bảng10.12 khi gia công trục có sb = 850 MPa, rãnh then được cắt bằng dao phay ngón , tra bảng 10.12 ta được : kt = 1,96 , ks = 2,07 Hệ số kích thước với d = 40 mm , vật liệu trục là thép cácbon ,lắp có độ dôi , tra bảng 10.10 : es = 0,85 , et = 0,78 ị ks/es=2,07/ 0,85 =2,435 kt/et=1,96/ 0,78= 2,51 tra bảng 10.11,ta có : ị ks/es=2,535 kt/et=1,92 vậy chọn : ị ks/es=2,535 kt/et=2,51 ị Ksdj=(2,535+1,1-1)/1,0 = 2,645 Ktdj=(2,51+1,1-1)/1,0 = 2,62 Thay các giá trị tìm được vào (*) ta được : , ịs1= , ịs2= Vì hệ số an toàn [s]= 2,5 . . 3, do đó : s > [s] ,đảm bảo độ bền mỏi và không cần kiểm tra độ cứng của trục. ăKiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là: . Trong đó : s =Mmax/(0,1.d3) = 101625,1/(0,1.403) = 15,8 MPa. t = Tmax/(0,2.d3) = 104796/(0,2.403) = 8,2 MPa. [s] = 0,8.sch = 0,8.580 = 464 MPa; Thay số ta được: Trục thoả mãn độ bền tĩnh. ăChọn then và nghiệm then Với đường kính trục lắp then d = 40 mm ,ta chọn then bằng ,có các kích thước như sau : b = 12 mm , h = 8 mm , t1 =5 mm , Chiều dài then tại tiết diện d1(lắp) : lt1 =(0,8 . . 0,9) .lm22 =(0,8 . . 0,9).50 =40 . . 45 mm, lấy : lt1= 40 mm Chiều dài then tại tiết diện d2 : lt2 = (0,8 . . 0,9) .lm23 =(0,8 . . 0,9) .55 = 44 . . 49,5 mm Lấy lt2=45 mm. Kiểm nghiệm độ bền dập của then : Theo (9.1) : MPa MPa Với tải trọng va đập vừa, dạng lắp cố định ,tra bảng 9.5 ta có ứng suất dập cho phép của then : [s] = 50 MPa ị vậy sd < [s] đối với cả hai then. Kiểm nghiệm độ bền cắt của then : Theo ( 9.2) : MPa MPa Với tải trọng va đập vừa: [t] = 20 . . 30 MPa Như vậy : t < [t] đối với cả hai then. Kết luận : mối ghép then thoả mãn cả điều kiện dập và điều kiện cắt ,do đó then làm việc đủ bền . c. Trục ra của hộp giảm tốc(trục III). Lực tác dụng nên trục: Ft3=2832,3 N Fr3=895 N Lực do bộ truyền xích gây ra :Fr=2058 Xét trong mặt phẳng zoy : Thay số vào ta có : Giải hệ này ta được Roy = 539 N R1y = 2422,7 N Xét trong mặt phẳng xoz : Thay số vào ta có : Giải hệ nầy ta được R0x = 1679,6 N , R1x = 1152,7 N +, Dùng phương pháp vạn năng ta có : Mômen uốn theo oy : Z=0 Moy= 0 Z=l31=71,5 mm Moy=135861 Nmm Z=l31+l32=141,5 mm Moy=98705 Nmm Z=l31+l33=261,5 mm Moy=135853,4 Nmm Mômen uốn theo ox : Z= l31=71,5 mm Mox= 0 Z=l31+l32=141,5 mm Mox=117572 Nmm. Tại thiết diện z=l31 : Tại thiết diện z=l31+l32 : tính đường kính trục tại hai thiết diện này : Xuất phát từ yêu cầu về độ bền công nghệ và kết cấu,chọn : (Đường kính các đoạn trục lấy theo đường kính trục sơ bộ) Đường kính trục chỗ lắp bánh răng : d3 = 50 mm Đường kính ngõng trục chỗ lắp với ổ lăn d0 = 45 mm Đường kính trục chỗ lắp đĩa xích d32 = 38 mm ă. Chọn then và tính mối ghép then Với then lắp trên đoạn trục lắp bánh răng : d3 = 50 mm , ta chọn then bằng ,có các kích thước như sau : b = 14 mm , h =9 mm , t1 =5,5 mm , Với then lắp trên đoạn trục lắp đĩa xích đường kính trục d32 = 50 mm , Dựa vào bảng9.1a tttk hdđ cơ khí tập 1 , ta chọn then bằng ,có các kích thước như sau : b = 12 mm , h = 8 mm , t1 = 5 mm , Chiều dài then tại tiết diện lắp bánh răng : lt1 = (0,8..0,9) .lm33 = 50 mm Chiều dài then tại tiết diện lắp đĩa xích : lt2 = 0,8.lm32 = 0,8.60 = 48 mm Với tải trọng va đập vừa, dạng lắp cố định , tra bảng 9.5 tttk hdđ cơ khí tập 1 , ta có ứng suất dập cho phép của then : [s] = 50 MPa Kiểm nghiệm độ bền dập của then : Theo (9.1) ,ta có ứng suất dập của then lắp trên trục đĩa xích: MPa Vậy : s > [sd] ị bố trí hai then đối xứng (cách nhau 1800). Khi đó ứng suất dập của một then là s’d= 0,75 .s = 0,75 .56 = 42 Mpa < [sd] ,thoả mãn. Theo (9.1) ,ta có ứng suất dập của then lắp trên trục lắp bánh răng : MPa như vậy sd < [s] ,thoả mãn b) Kiểm nghiệm độ bền cắt của then : Theo ( 9.2) : MPa MPa Với tải trọng va đập vừa : [t] = 20 . . 30 MPa Như vậy : t < [t] đối với cả hai then. Kết luận : mối ghép then thoả mãn cả điều kiện dập và điều kiện cắt ,do đó then làm việc đủ bền . IV.chọn và tính toán ổ lăn 1.Chọn và tính ổ lăn cho trục 1: a.chon loại ổ: Tải trọng hướng tâm ở hai ổ : Fr0 = N Fr1 = N Tải trọng dọc trục Fa1=88 N Do yêu cầu độ cứng cao