Đồ án Môn chi tiết máy

a) c. Xác định sơ bộ khoảng cách trục. aw1 = Ka (u + 1) T3: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động của cấp nhanh, (N.mm) T1 = 8511,96 (N.mm) Ka : hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng .Theo bảng 6.5 ta chọn Ka=43 Yba : hệ số chiều rộng bánh răng, Yba = bw/aw , theo bảng 6.6 ta chọn Yba = 0,4 => ybd = 0,53yba(u +1) = 0,53 . 0,4 (5,93 + 1) = 1,47 KHβ : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng . Tra theo ybd ứng với bảng 6.7 , sơ đồ 3 ta có : KHB = 1,24 [sH] : ứng suất tiếp xúc cho phép, [sH]=418,2 (MPa) Thay các giá trị trên vào công thức tính sơ bộ khoảng cách trục : aw1 = 43 .(6,42 + 1). (mm) Chọn aw1 = 90 (mm) d. Các thông số ăn khớp. Mô đun pháp m = ( 0,01 á 0,02 ) aw1 = 0,9á 1,8(mm) Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 1,5 (mm) Chọn sơ bộ góc nghiêng của răng: b = 30 o => cosb = 0,866 => số răng bánh nhỏ (bánh 1) : Ta lấy Z1 = 15 (răng) => số răng bánh lớn (bánh 2) : Z2 = u.Z1 = 5,93.15 = 89 (răng) ta lấy Z2 = 89 (răng) Do vậy tỷ số truyền thực : um = Z2 / Z1 = 89/ 15 = 5,93 Tính lại b : cosb = m(Z1 + Z2) / 2aw1 = 1,5.(15 + 89)/ 2. 90 = 0,866 => b= Như vậy, ta có các thông số về bánh răng : Đường kính vòng chia : d1 = dw1 = m . Z1/ cosb = 1,5.15 / 0,866ằ 25,98(mm) d2 = dw2 = m . Z2/ cosb = 1,5 .89 / 0,866 ằ 154,16 (mm) Chiều rộng vành răng bw = ya . aw = 0,4 .90 = 36 (mm) e. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Để bánh răng đảm bảo về độ bền tiếp xúc thì ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc sH phải thoả mãn điều kiện sau : sH [sH] sH = ZM ZH Ze Trong đó : ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng của cơ tính vật liệu bánh răng tra bảng 6.5 ta có ZM = 274 () ZH : Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = b : góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở : tg b = cost . tg => b = arctg(cost . tg) t : góc prôfin răng : t = arctg(tg/ cos) Bánh răng nghiêng không dịch chỉnh nên góc ăn khớp tw = t : góc prôfin gốc, theo TCVN 1065-71 lấy = 20o => tw = t = arctg(tg20/ 0,866) = => b = arctg(cos22,797 . tg30,033) = => ZH = =1,57 Ze : Hệ số xét đến sự trùng khớp răng eb : hệ số trùng khớp dọc : eb = bwsin/(m) với bw =. aw = 0,4 . 90 = 36 (mm) => eb = = 3,822 eb > 1 => Zε được xác định bằng hệ thức Zε = , với là hệ số trùng khớp ngang: => Zε = = 0,842 KH : Hệ số tải trọng KH = KHα .KHβ . KHv Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : dw1 = 25,98 (mm) => vận tốc vòng v1 = (m/s) tra bảng 6.13, với v < 4 (m/s) ta chọn cấp chính xác 9 KHβ : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7 ta được KHβ = 1,24 KHα : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Tra bảng 6.14 => KHα = 1,13 KHv : hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KHv = Với vH = Trong đó : dH : trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 ta có : dH =0,002 go : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, tra bảng 6.16 ta có go= 73 => =>KHv= = 1,03 => KH = KHβ .KHα . KHv = 1,24 . 1,13 . 1,03 = 1,443 Từ các thông số trên ta tính được : = 393,7 (MPa) Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH Với v = 1,25 (m/s) < 5 (m/s) ị lấy ZV = 1. Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 … 1,25 (mm). Do đó ZR = 0,95, với da< 700 (mm) ị KxH = 1 ị [sH] = 418,2 . 1 . 0,95 . 1 = 397,29 (MPa). Như vậy sH [sH], răng thoả mãn độ bền tiếp xúc. f. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Để răng đảm bảo độ bền uốn thì răng phải thoả mãn yêu cầu sF [sF] sF1 = 2.T1.KFYeYbYF1/( bwdw1.m) sF2 = sF1YF2/YF1 Trong đó : T1 : mômen xoắn trên bánh chủ động, T1 = 8511,96 (N.mm) m : môđul pháp, m = 1,5 (mm) bw : chiều rộng vành răng, bw = 36 (mm) dw1 : đường kính vòng lăn bánh chủ động, dw1 = 25,98 (mm) Yα = 1/εα : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , Yα = 1/εα = 0,71 Yβ : hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Yβ = 1- β0/140 = 1- 30,003/140 = 0,786 YF1 , YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2, phụ thuộc vào số răng tương đương Ztđ1và Ztđ2: Ztđ1 = Z1/cos3b = 15/(0,866)3 = 23 Ztđ2 = Z2/cos3b = 89/(0,866)3 = 137 Tra bảng 6.18, ta có YF1= 4 ; YF2= 3,60 KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFb.KFa.KFv KFb = 1,5 (tra bảng 6.7) KFa = 1,37 (tra bảng 6.14 với v < 2,5 m/s, cấp chính xác 9) với go= 73 (bảng 6.16, cấp chính xác 9) dF =0,006 (bảng 6.15, dạng răng nghiêng) => => => KF = KFb . KFa . KFv = 1,5 . 1,37 . 1,0569 = 2,17 Thay các thông số trên vào công thức tính ứng suất uốn ta được : sF1 = 2 . 8511,96.2,17.0,71.0,786.4 / (36.25,98. 1,5) = 58,78 (MPa) sF2 = sF1 . YF2 / YF1 = 58,78 . 3,6 / 4 = 52,9 (MPa) Ta thấy điều kiện về độ bền uốn của bánh răng được thoả mãn : sF1 < [sF1] =226,29 (MPa), sF2< [sF2] = 214,97 (Mpa) Như vậy bánh răng đảm bảo về độ bền uốn . g. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,4 sHmax = sH . (Mpa) < [sH]max sF1max = sF1. Kqt = 58,78. 1,4 = 82,3 (Mpa) sF2 max = sF2. Kqt = 52,9. 1,4 = 74,06 (Mpa) Như vậy sFmax < [sF]max ; sHmax < [sH]max , răng đảm bảo điều kiện quá tải. Kết luận : Bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn. 2. Tính toán bộ truyền cấp chậm. a. Xác định sơ bộ khoảng cách trục. aw2 = Ka (u + 1) T2: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động của cấp chậm , (N.mm) T2 = 48899,61 (N.mm) Ka: hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng.Theo bảng 6.5 ta chọn Ka=49,5 Yba : hệ số chiều rộng bánh răng, Yba = bw/aw , theo bảng 6.6 ta chọn Yba = 0,4 => ybd = 0,53yba(u +1) = 0,53 . 0,4 (4,93 + 1) = 1,26 KHB : hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng . Tra theo ybd ứng với bảng 6.7 , sơ đồ 7 ta có : KHβ = 1,04 [sH] : ứng suất tiếp xúc cho phép, [sH]= 397,29(MPa) ( Vì cấp chậm dùng bánh răng thẳng nên khi tính ra NHE đều lớn hơn NHO nên KHL = 1 do đó lấy [sH]= = 397,29 Mpa, đã tính ở cấp nhanh ) Thay các giá trị trên vào công thức tính sơ bộ khoảng cách trục : aw2 = 49,5 .(4,93 + 1) 160,5(mm) Chọn aw2 = 160 (mm) b. Các thông số ăn khớp. Mô đun pháp m = ( 0,01 á 0,02 ) aw2 = 1,6 á 3,2 (mm) Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 2,5 (mm) => số răng bánh nhỏ (bánh 3) : Ta lấy z1 = 22 (răng) => số răng bánh lớn (bánh 2) : z2 = u.z1 = 4,93.22 = 108 (răng) ta lấy z2 = 108 (răng) Do vậy tỷ số truyền thực : um = z2 / z1 = 108/ 22 = 4,91 Do đó aw2 = m.(z1 +z2)/ 2 = 162,5 (mm) Lấy aw2=165(mm) Như vậy, cần phải dịch chỉnh tăng aw2 : Hệ số dịch chỉnh tâm : theo 6.22 y= aw2 /m - 0,5. (z1+ z2) = 1 theo 6.23 ky=1000.y/zt =1000.1/(22 +108)= 7,69 theo bảng 6.10 ta tra được kx=0,445 theo (6. 24) Δy=kx.zt/1000 = 0,05785 theo (6 .25) tổng hệ số dịch chỉnh xt=y+ Δy=1,05785 theo (6 .26) hệ số dịch chỉnh bánh 1 x1= 0,5. (xt- (z2- z1).y/zt) = 0,2 hệ số dịch chỉnh bánh 2 x2=xt - x1=0,204 - 0,04 = 0,85785 theo (6 .27) góc ăn khớp : cosαtw = zt .m. cosα /(2.aw2) =(108+22).2,5.cos(2) /(2.165)=0,925 αtw =22,330 d1= dw1=2.aw2/(um+1)=2.165/(4,91+1) =55,84(mm) d2 = dw2 = um . dw1 = 274,17 (mm) Chiều rộng vành răng bw2 = yba . aw2 = 0,4 .165 = 66 (mm) c. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Để bánh răng đảm bảo về độ bền tiếp xúc thì ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc sH phải thoả mãn điều kiện sau : sH [sH] sH = ZM ZH Ze Trong đó : ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng của cơ tính vật liệu bánh răng tra bảng 6.5 ta có ZM = 274 () ZH : Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = :ZH = =1,687 Bánh răng thẳng theo (6.36a) Ze : Hệ số xét đến sự trùng khớp răng Zε = = 0,93 theo (6.40) => vận tốc vòng v2 = (m/s) tra bảng 6.13, với v < 4 (m/s) ta chọn cấp chính xác 9 Với vH = Trong đó : dH : trị số của các hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, tra bảng 6.15 răng thẳng ta có : dH =0,006 go : hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, tra bảng 6.16 ta có go= 73 => KH : Hệ số tải trọng KH = KHβ .KHα . KHv KHv = KHv = =1,06 KHv : hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp KHβ :bảng 6. 7 KHβ =1,04 KHα : hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. KHα = 1,13 => KH = KHβ .KHα KHv = 1,04 . 1,13 . 1,06 = 1,25 Từ các thông số trên ta tính được : = 363,5 (MPa) Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH Với v = 0,453 (m/s) < 5 (m/s) ị lấy ZV = 1. Cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 10 … 40 (mm). Do đó ZR = 0,9, với da< 700 (mm) ị KxH = 1 [sH] = 409,1 . 0,9.1. 1 = 368,19 (MPa). Ta thấy sH < [sH] Như vậy bánh răng thoả mãn độ bền tiếp xúc. e. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Để răng đảm bảo độ bền uốn thì răng phải thoả mãn yêu cầu sF [sF] sF1 = 2.T2.KFYeYbYF1/( bwdw1.m) sF2 = sF1YF2/YF1 Trong đó : T2 : mômen xoắn trên bánh chủ động, T2 = 48899,61 (N.mm) m : môđul pháp, m = 2,5 (mm) bw : chiều rộng vành răng, bw = 66 (mm) dw1 : đường kính vòng lăn bánh chủ động, dw1 = 55,84 (mm) Yε = 1/εα: hệ số kể đến sự trùng khớp của răng , Yε = 1/ 1,705 = 0,587 Yβ : hệ số kể đến độ nghiêng của răng, Yβ = 1- β0/140 = 1 KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFb.KFa.KFv KFb = 1,04 (tra bảng 6.7) KFa = 1,37 (tra bảng 6.14 với v < 2,5 m/s, cấp chính xác 9) với go= 73 (bảng 6.16, cấp chính xác 9) dF =0,016 (bảng 6.15, dạng răng thẳng) => => => KF = KFb . KFa . KFv = 1,04 . 1,37 . 1,08 = 1,54 Từ bảng 6.18 ta tra được YF1 = 4, YF2 = 3,6 Thay các thông số trên vào công thức tính ứng suất uốn ta được : sF1= 2 . 48899,61 .1,54. 0,587.4/ (66.55,84.2,5) = 38,4 (MPa) Ta thấy điều kiện về độ bền uốn của bánh răng được thoả mãn : sF1 < [sF1] = 214,97 (Lấy [sF1] =[sF2] = 214,97 Mpa tính ở bộ truyền bánh răng nghiêng ) sF2 = 38,4.3,6/4 = 34,56 Mpa < [sF2] Như vậy bánh răng đảm bảo về độ bền uốn . f. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,4 sHmax = sH . (Mpa) < [sH]max = 952 Mpa sFmax = sF1. Kqt = 38,4. 1,4 = 53,76 (Mpa) < [sF]max Như vậy sFmax < [sF]max ; sHmax < [sH]max , răng đảm bảo điều kiện quá tải. Kết luận : Bộ truyền cấp chậm làm việc an toàn. 3. Các thông số của bộ truyền . Bộ truyền cấp nhanh: - Khoảng cách trục: aw1 = 90 (mm). Môđul : m = 1,5 (mm) Chiều rộng vành răng: bw = 36/2 = 18 (mm) Tỉ số truyền : u = 5,93. Góc nghiêng của răng : b = 30,003o Số răng của bánh răng : z1 = 15 , z2 = 89. Đường kính vòng chia : d1 = 25,98 (mm) , d2 = 154,16 (mm). Đường kính đỉnh răng : da1 = 28,98 (mm) , da2 = 157,16 (mm) Đường kính đáy răng : df1 = 22,23 (mm) , df2 = 150,41 (mm) Bộ truyền cấp chậm: Khoảng cách trục: aw2 = 165 (mm) Môđul : m = 2,5 (mm) Chiều rộng vành răng : bw = 66 (mm) Tỉ số truyền : u = 4,91 Góc nghiêng của răng : b = 0o Số răng của bánh răng : z3 = 22 , z4 = 108 . Đường kính chia : d3 = 55,84 (mm) , d4 = 274,17 (mm). Đường kính đỉnh răng : da3 = 60,84 (mm) , da4 = 279,17 (mm) Đường kính đáy răng : df3 = 49,59 (mm) , df4 = 272,92 (mm) Phần III. tính toán thiết kế trục I. Chọn khớp nối. Loại nối trục đàn hồi . Tại trục III có mômem xoắn TIII = 234273,91 (N.mm) Tra bảng 16.1 theo momen xoắn tính toán : Tt = k . T với k - hệ số chế độ làm việc, phụ thuộc vào loại máy công tác Hệ dẫn đọng băng tải => k = 1,3 => Tt = 1,3 . 234,274 = 304,6 (Nm) Bảng 16 - 10a có kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi Do = 105 (mm) Z = 6 B = 5 l1 = 30(mm) Bảng 16.10b kích thước cơ bản của vòng đàn hồi l1 =34 (mm) dc=14 (mm) l2 = 15 (mm) l0=l1+l2/2=34+15/2 =41,5(mm) l3 = 28 (mm) Kiểm nghiệm điều kiện bền khớp nối trục đàn hồi nối trục sd=2.k.T/(z.Do..l3) [sd] =[2 ~4] (MPa) Vòng đàn hồi su=k.T.lo / (0,1..D0.z) [su] =[60 ~ 80 ] (MPa) => nối trục : sd=2.1,3.234273,91 / (6.105.14.28) = 2,4 (MPa) => vòng đàn hồi : su=1,3.234273,91.41,5 / (0,1.143.105.6) =73,1 (MPa) Vậy khớp nối thoả mãn điều kiện bền II. Thiết kế trục. Số liệu cho trước: T1= 8511,96(Nmm) Số vòng quay n1= 920 (v/ph) Tỷ số truyền u = 5,93 Chiều rộng vành răng bw = 36 (mm) Góc nghiêng của cặp bánh răng b =30,0030 Chọn vật liệu chế tạo bằng thép C45, thường hoá đạt sb= 600 (MPa), sch=340(MPa) [t] =12…20 (Mpa) 1. Xác định sơ bộ đường kính trục. Theo ct 10.9, đường kính trục thứ k với k =1...3 : (mm) Trục I : Với TI = 8511,96 (N.mm) ; [t1] =16 (MPa) => (mm) chọn d1=20 (mm) Trục II : Với TII = 48899,61 (N.mm); [t2]=16 (MPa) => (mm) chọn d2=25 (mm) Trục III : Với TIII = 234273,91 (N.mm) ; [t3] = 16 (MPa) => (mm) chọn d3=45 (mm) Dựa vào bảng (10. 2) b0: chiều rộng ổ lăn ; chọn b0=17; 2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Bảng10 . 3 chọn : Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = 12 (mm) Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp : k2 = 10 (mm) Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 (mm) Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : hn = 17 (mm). Chiều dài mayơ đĩa xích , bánh răng, nối trục : lđx = lm12 = (1,2 … 1,5)d1 =20 (mm). lm22 = 30 (mm). lm23 = 35 (mm). lm33 = (1,2… 1,5)d3 = 60 (mm) Khoảng cách l trên các trục : Trục II: : (mm). (mm) l24 = 2 l23 - l22= 2.90 - 45,5 = 134,5 (mm) l21 =2.l23=2.90=180(mm) Trục III : (mm) l31 = l21 = 180 (mm) (mm) Trục I: (mm) (mm) các kích thước còn lại theo trục II 3. Xác định trị số và chiều của các lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục. Các thành phần lực trong thiết kế được biểu diễn như hình vẽ (trang sau) Trong phần tính toán bộ truyền đai ta đã tính lực tác dụng của đai lên trục 1 : Fx= 2690,31 (N) Lực tác dụng của khớp nối : Fk = 2Tt / D0 = 2 . 1,3.8511,96 /47 = 470,87 (N) Vậy Fr = (0,2~ 0,3) .Ft = (94,17 ~141,3) N Chọn Fr=100(N) Lực tác dụng khi ăn khớp trong các bộ truyền được chia làm ba thành phần: Ft : Lực vòng ; Fr : Lực hướng tâm ; Fa : Lực dọc trục Trong đó: Ft1 = (N) = Ft 2 Fr1 = (N) = Fr 2 (N) = Fa2 Ft3 = (N) = Ft4 Fr3 = (N) = Fr4 ; Fa3 = Fa4 =0 (N) ; Các phản lực của ổ đỡ : Trục I : => => Mz=1952,786.43,08 / 2 =42063,01(Nmm) Trục II : => => Mz=Fx22.r2=1952,786.137,856= 269203,266 (N) Trục III : => => Mz=Fx33.r=10403,77.187,628=1952041,159 (Nmm) 4) Tính chính xác trục Mômen uốn tổng Mj và mômen tương đương Mtđj tại các tiết diện j trên chiều dài trục i : Theo ct 10.15 tính mômen uốn tổng tại tiết diện j trên trục i : T heo ct 10.16 tính mômen tương đương tại tiết diện j trên trục i : thay vào ta được : (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm). (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) Tính chính xác các đoạn trục : Trục I được chế tạo bằng thép 45, thường hoá đạt σb = 600 (MPa), tra bảng 10.5 => [σI] = 63 [MPa] : => (mm) chuẩn d10=18(mm) chi tiết tiết diện lắp ở ổ lăn (mm) chuẩn d12=22(mm) (mm) chuẩn d14=22(mm) chuẩn d11=18(mm) chi tiết tiết diện lắp ở ổ lăn Trục II được chế tạo bằng thép 45, thường hoá đạt σb = 600 (MPa), tra bảng 10.5 => [ σII] = 50 [MPa] : chuẩn d20=20(mm) chi tiết tiết diện lắp ở ổ lăn chuẩn d21=20(mm) => (mm) chuẩn d22=25(mm) chuẩn d23=30(mm) (mm) chuẩn d24=25(mm) Trục III chế tạo bằng thép 45 thường hoá đạt σb = 600 (MPa) ,tra bảng 10.5 ta có [σIII] = 48 (MPa) chuẩn d33=45(mm) chuẩn d31=50(mm) chi tiết lắp ở ổ lăn chuẩn d31=45(mm) Như vậy, xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép, công nghệ kết hợp với việc chọn theo tiêu chuẩn các đoạn trục yêu cầu chọn theo tiêu chuẩn, ta chọn đường kính các đoạn trục như sau : d1ngõng =18 (mm) ; d12 =22 (mm) ; d14 = 22 (mm) ; d11 = 18 (mm) d2ngõng = 20 (mm) ; d22 = 25 (mm) ; d23 = 30 (mm) ; d24 = 25 (mm) ; d21 = 20 (mm) d3ngõng = 45 (mm) ; d30 = 45 (mm) ; d31 =50 (mm) 5. Chọn then và kiểm nghiệm độ bền của then cho các vị trí có lắp then. Bảng (9 .1 a) & dtrụcI = 30 (mm) chọn then bằng : b x h : 8 x 7 , t1 = 4 dtrụcII= 48 & d= 60 (mm) chọn then bằng b x h : 14 x 9 , t1 = 5,5 & b x h : 18 x 11, t1=7 dtrụcIII= 70 & d= 80 (mm) chọn then bằng b x h : 20 x 12 , t1 = 7,5 & b x h : 22 x 14, t1=9 Ta chọn then cho các vị trí và kiểm nghiệm then theo công thức sau : Độ bền dập : với lt = ( 0,8 ữ 0,9 )lm Trục I : lm12=50 (mm) => lt=40 (mm) Trục II : lm2 =60(mm) => lt=50 (mm) Trục III: lm3 =210(mm) => lt=200 (mm) Theo bảng 9.5 với tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp then cố định => [sd] =100 (MPa) . vậy trucI=2.84126/ (28.40.(7-4))=50,075 (MPa) < 100 (MPa) Tương tự ta tính được : trucII = 70,5 < 100 (Mpa) trucIII = 55,17 < 100 (Mpa) Ta có : Trong đó Thay vào công thức trên ta có trên ba trục đều thoả mãn Vậy các mối ghép then trên đều đảm bảo độ bền đập và độ bền cắt . 6. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Trục II cần được kiểm nghiệm a. Vật liệu chế tạo trục : thép 45 thường hoá có sb = 600 (MPa) Kết cấu trục II đảm bảo độ bền mỏi cần phải thoả mãn điều kiện sau : Trong đó : [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5 ữ 2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5 ữ 3. sj – hệ số an toàn tính toán tại tiết diện j ssj , stj - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j : ; với s-1, t-1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng s-1 = 0,436. σb = 0,436 . 600 = 261,6 (Mpa) t-1 = 0,58.s-1 = 0,58 . 261,6 = 151,728 (MPa) saj, taj, smj, tmj - biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j. Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó : σbmj = 0 ; σaj = σmaxj = Mj / Wj Trục quay một chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động : σmj = σaj = 0,5σmaxj = Tj / 2W0j ổ được lắp có độ dôi với trục H7/ k6 , bánh răng được lắp với trục bằng then kết hợp với lắp chặt H7 / k6 chọn then trục II: tiết diện II b x h : 14 x 9 , t1 = 5,5 tiết diện III b x h :18 x11 , t1=7 Mômen chống uốn và mômen chống xoắn tại các tiết diện j của trục : (trục có 1 rãnh then) = (Nmm) = (Nmm) (Nmm) ; (Nmm) ψσ , ψτ – hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, tra bảng (10.7) => ψσ = 0,05 ; ψτ = 0 Kσdj , Kτdj – hệ số xác định theo công thức : Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt. Bảng 10.8, các đoạn trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 …0,63 (mm), do đó Kx = 1,06 Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt và cơ tính vật liệu. Bảng 10.9, không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó Ky =1 es , et - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Bảng 10.10 => es = 0,81 ; et = 0,76 Ks , Kt - hệ số tập trung ứng thực tế khi uốn và khi xoắn, phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất : Trục lắp với bánh răng, ổ và đĩa xích bằng phương pháp lắp có độ dôi nên có thể tra bảng 10.11 tỷ số Ks/esvà Kt/et : Ks/es= 2,06 ; Kt/et= = 1,64 Tại vị trí lắp bánh răng trên trục có rãnh then nên theo bảng 10.12 khi dùng dao phay ngón gia công rãnh then, ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu sb = 600 (MPa) là Ks=1,76 và Kt = 1,54. => xác định được tỷ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên tiết diện này : Ks/es= 1,76 / 0,81 = 2,1728 Kt/et= 1548 / 0,76 = 2,0263 Do trên trục chỗ lắp bánh răng có cả hai nguyên nhân gây ra ứng suất nên ta chọn tỷ số lớn Ks/es = 2,1728 và Kt/et = 2,0263 để tính toán . => => Thay các giá trị vừa tính được ở trên vào công thức tính hệ số an toàn : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st : => Hệ số an toàn s : Ta thấy sj > [s] = 1,5 -2,5, như vậy trục II đảm bảo yêu cầu về độ bền mỏi. 7. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Do hệ số an toàn tại các tiết diện của trục III khá lớn nên ta không cần kiểm tra trục về độ bền tĩnh. Phần Iv. chọn ổ lăn cho hộp giảm tốc 1.Trục 1 Vì chỉ có lực hướng tâm,ổ I là ổ tuỳ động ta dùng ổ đũa trụ ngắn đỡ có ngấn chặn trên vòng trong cho các gối đỡ 0 và 1. Đường kính ngõng trục d =30 mm . Tra bảng (P.2.8) phụ lục chọn loại ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ trung hẹp kí hiệu ổ là 2306 & 102306 . Có các thông số : d =30mm,D =72mm,B=19mm,r =r1= 2,0mm Con lăn : đường kính 10 ,chiều dài =10 Khả năng tải động C =30,2 (KN), khả năng tải tĩnh C0=20,6(KN ) Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ tiến hành cho ổ : Ta có phản lực tổng trên hai ổ là Ftổng10= = 2100,65 N Ftổng11= =2314,28 N Vậy ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho ổ chịu tại lớn hơn với Ftổng11= 2314,28 N Theo công thức (11.3) với Fa= 0 , tải trọng quy ước : Q = X.V.Fr1.kt.kđ= 1.1.2314,28.1.1= 2314,28 N Trong đó, đối với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X=1 ; V=1 (vòng trong quay) kt= 1 ( nhiệt độ t< 1000) ; kđ= 1 ( tải trọng tĩnh) Theo công thức (11.1), khả năng tải động: Cd= QE. Trong đó với ổ đũa m =10/ 3; L= 60.n.Lh/ 106=60.969.15000/106 = 872,1 triệu vòng =>QE=2314,28.=2233,97 N Cd=2233,97. = 17,04 kN < C= 30,2 kN Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ ; Theo (11.19) với Fa=0, Q0= X0.Fr tra bảng 11.6 ta có X0 < 1 Q0 < 2314,28 N Theo (11.19) Q=Frổng= 2314,28 N vậy Q0= 2,31482 kN < C0= 20,60 kN Như vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. Vì Cd< C nhiều Chọn lại ổ lăn như sau ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ nhẹ kiểu 2000 kí hiệu ổ là 2206 & 102206 . Có các thông số : d =30mm,D =62mm,B=16mm,r =r1= 1,0mm Con lăn : đường kính 10 ,chiều dài =10 Khả năng tải động C =17,3 (KN), khả năng tải tĩnh C0=11,4(KN) 2. Tính trục 2. Phản lực tổng tác dụng lên trục : Ft20= = Ft21= 7233,494 N Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải Fr= 7233,494 N Vì Fa=0 do đó chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung kí hiệu ổ là 309 Phụ Lục P.2.7: d= 45 ; D = 100 mm ; B = 25 mm ; r = 2,5 mm ;C= 37,8 kN ; C0= 26,70 kN Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ : Theo công thức (11.3) với Fa= 0 , tải trọng quy ước : Q = X.V.Fr1.kt.kđ= 1.1.7233,494.1.1= 7233,494 N Trong đó, đối với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X=1 ; V=1 (vòng trong quay) kt= 1 ( nhiệt độ t< 1000) ; kđ= 1 ( tải trọng tĩnh) Theo công thức (11.1), khả năng tải động: Cd= QE. Trong đó với ổ bi m =3; L= 60.n.Lh/ 106=60.150,93.15000/106=135,837triệuvòng =>QE=7233,494. =6979,66 N Cd=6979,66. = 35,88 kN < C= 37,8 kN Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ ; Theo (11.19) với Fa=0, Q0= X0.Fr tra bảng 11.6 ta có X0 =0,6 =>Q0= 4340,1 N Theo (11.19) Q=Frổng= 7,2335 N vậy Q0= 4,3401 kN < C0= 20,60 kN Như vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. 3.Tính trục 3 . Phản lực tổng tác dụng lên trục trong khi tính trục : Ft30= =7843,255 N Ft31== 3190,385 N Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với Fr= Ft30= 7843,255 N Theo bảng P.2.7 chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ đặc biệt nhẹ, vừa kí hiệu ổ là 115 d= 75 ; D = 115 mm ; B = 20 mm ; r = 2,0 mm ; C= 30,4 kN ; C0= 24,6 kN Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ : Theo công thức (11.3) với Fa= 0 , tải trọng quy ước : Q = X.V.Fr1.kt.kđ= 1.1.7843,255.1.1= 7843,255 N Trong đó, đối với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X=1 ; V=1(vòng trong quay) kt= 1 ( nhiệt độ t< 1000) ; kđ= 1 ( tải trọng tĩnh) Theo công thức (11.1), khả năng tải động: Cd= QE. Trong đó với ổ bi m =3; L= 60.n.Lh/ 106=60.40,36.15000/106=36,324 triệuvòng =>QE=7843,255. =7568,019 N Cd=7568,019. = 25,06 kN < C= 30,40 kN Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ ; Theo (11.19) với Fa=0, Q0= X0.Fr tra bảng 11.6 ta có X0 =0,6 =>Q0= 4705,95 N Theo (11.19) Q=Frổng= 7,843,255 N vậy Q0= 4,3401 kN < C0= 24,60 kN Như vậy khả năng tải tĩnh của ổ được đảm bảo. Phần V. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc, bôI trơn và điều chỉnh ăn Khớp. 1. Tính kết cấu của vỏ hộp: Chỉ tiêu của vỏ hộp giảm tốc là độ cứng cao và khối lượng nhỏ. Chọn vật liệu để đúc hộp giảm tốc là gang xám có kí hiệu GX 15-32. Chọn bề mặt ghép nắp và thân đi qua tâm trục . Các kích thước cơ bản được trình bày ở trang sau. 2. Bôi trơn trong hộp giảm tốc: Vbôi trơn ngâm dầu lấy chiều sâu ngâm dầu của bánh răng khoảng 1/4 bán kính của bánh răng lớn => hd = 187,63/ 4= 47 (mm) Dầu bôi trơn hộp giảm tốc : Chọn loại dầu là dầu công nghiệp 45. Bôi trơn ổ lăn băng mỡ 3. Lắp bánh răng lên trục và điều chỉnh sự ăn khớp: Để lắp bánh răng lên trục ta dùng mối ghép then và chọn kiểu lắp là H7/k6 vì nó chịu tải vừa và va đập nhẹ Để điều chỉnh sự ăn khớp của hộp giảm tốc bánh răng trụ ta chọn chiều rộng