Đồ án Nguyên lý chi tiết máy - Thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí

m). Theo công thức 5.12 ta có số mắt xích: - Lấy số mắt xích chẵn: xc = 128, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13): Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta giảm a một lượng bằng: = 0,003.a* = 0,003.1017 3(mm)do đó a = 1017 – 3 = 1014 (mm) - Số lần va đập của xích: Theo công thức (5.14) i = z1.n3/(15.xc) =27.225,23/(15.128) = 3,17 < [i] = 30 ( bảng 5.9) III. Kiểm nghiệm xích về độ bền: - Theo công thức (5.15): -Theo bảng 5.2, tải trọng phá hỏng Q = 56700 (N), khối lượng 1 mét xích q = 2,6 kg. Kđ = 1,7 : hệ số tải trọng động (chế độ làm việc nặng). : lực vòng trên trục. Fv = q.v2 = 2,6.2,572 = 17,17 (N) : lực căng do lực li tâm sinh ra. F0 = 9,81.kf.q.a :lực căng do nhánh xích bị động sinh ra. Với kf = 4 :hệ số phụ thuốc độ vòng f của xích va vị trí bộ truyền(bộ truyền nghiêng 1 góc < 400) => F0 = 9,81.1.2,6.1,014 = 25,86 (N). - Do đó: - Theo bảng 5.10 với n = 200 vg/ph, [s] = 8,2. vậy s > [s] : bộ truyền xích đảm bảo đủ bền. IV. Đường kính đĩa xích: - Theo công thức 5.17 và bảng 13.4 : da1 = p[0.5 + cotg(Z1)] = 25,4[0,5 + cotg(180/27) = 230 (mm). da2 = p[0.5 + cotg(Z2)] = 25,4[0,5 + cotg(180/67) =554 (mm). df1 = d1 – 2r = 218,79 – 2.0,83 = 217,13 (mm). df2 = d2 – 2r = 541,9- 2.0,83 = 540,24 (mm). Với r = 0,5025.d1 + 0,05 = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 với dl = 15,88 (mm). (xem 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) ta có: Trong đó: Kr : Hệ số xét đến ảnh hưởng số răng đĩa xích. + Kr1 = 0,42 ứng với Z1 = 27 + Kr2 = 0,22 ứng với Z2 = 67 Ft = 2027 (N) : lực vòng trên trục. Kd = 1 : hệ số phân bố không đều tải trọng cho 1 dãy. Kđ = 1,2 : hệ số tải trong động. Fvđ = 13.10-7 n3.p3.m : lực va đập trên m dãy xích. Fvđ = 13.10-7.225,23.25,4 3.1 = 4,798 (N). E = 2,1.105 Mpa : Môđun đàn hồi. A = 180 (mm2) : diện tích chiếu của bản lề (tra theo bảng 5.12). - Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 1. = 513,62 (Mpa) - Ứng suất tiếp xúc của đĩa xích 2. = 371,73 ( Mpa). -Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 210 sẽ đạt được ứng suất cho phép [] = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa 1.Tương ứng, [] (với cùng vật liệu va nhiệt luyện). V. Xác định các lực tác dụng lên trục: Theo (5.20), Fr = kx . Ft = 1,15.2027 = 2331,05 (N). Với kx = 1,15 :hệ số kể đến trọng lượng tính xích (do bộ truyền nghiêng 1 góc < 400). PHẦN III: THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC. I. Chọn vật liệu và xác định ứng suất cho phép: -Chọn vật liệu 2 cấp bánh răng như sau: Cụ thể theo bảng 6.1 chọn: Bánh nhỏ: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 241285, có = 850 MPa, = 580 MPa. Bánh lớn: Thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 192240 , có = 750 MPa, = 450 MPa. II. Xác định ứng suất cho phép: - Theo bảng 6.2 thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = 180350. : ứng suất tiếp cho phép. : ứng suất uốn cho phép. : hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. : hệ số an toàn khi tính về uốn. - Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1 = 245, độ rắn bánh lớn HB2 = 230. (MPa). (MPa). (MPa). (MPa). - Theo công thức (6.5) , do đó NHO2 = 30.2302,4 = 1,39.107. Với : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. - Theo công thức ( 6.7) ta có : + NHE = 60c( Ti / Tmax)3 .niti : Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. + Trong đó: Ti , ni , ti : lần lượt là momen xoắn, số vòng quay, tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. + NHE2 = 60c.n2/u2ti (Ti /Tmax)3 .ti /ti = 60.1..18000(13.0,7+0,83.0,3) = 9,35.107. NHE2 > NHO2 do đó KHL2 = 1. - Tương tự ta cũng có NHE1 > NHO1 do đó KHL1 = 1. Với KHL : hệ số tuổi thọ. - Như vậy theo công thức (6.1a) sơ bộ xác định được: [] = []1 = = = 509 (MPa). []2 = = = 481,8 (MPa). - Với cấp chậm sử dụng răng nghiêng, do đó theo (6.12) [] = = = 495,4 (MPa). - Với cấp nhanh sử dụng răng thẳng và tính ra NHE > NHO nên KHL = 1, do đó []’ = min([]1 ; []2) = []2 = 481,8 (MPa). - Theo công thức (6.7) : NFE = 60c(Ti/Tmax)6ni Ti Với mF = 6 vì độ rắn mặt răng ≤ 350. => NFE2 = 60.1. .18000(16.0,7 + 0,86.0,3) =9,35.107. Ta thấy NFE2 =9,35.107 > NF0 = 4.106 (đối với tất cả các loại thép thì NF0 = 4.106 : Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn), do đó KFL2 = 1. Tương tự KFL1 = 1. - Do đó theo (6.2a) với bộ truyền quay một chiều nên KFC = 1. [] = .KFC.KKL1 / SF = 441.1.1/1,75 = 252 (MPa). [] = . KFC. KFL2 / SF = 414.1.1/1,75 = 236,5 (MPa). - Ứng suất quá tải cho phép: theo (6.13) và (6.14) ta có []max = 2,8 = 2,8.450 = 1260 (MPa). []max = 0,8 = 0,8.580 = 464 (MPa). []max = 0,8 = 0,8.450 = 360 (MPa). III. Tính toán bộ truyền cấp nhanh : Bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng 1.Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Theo (6.15a) : aW1 = Ka( u2+ 1) - Trong đó : + : Hệ số; là tỷ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Theo bảng 6.6 chọn = 0,3 +Theo bảng 6.5 chọn Ka= 49,5 (đối với bánh răng thẳng) : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. = 0,5..(U2+1) = 0,5.0,3.(2,88+1) = 0,582. +Tra bảng 6.7 suy ra KH = 1,02 ( sơ đồ 7). => aW1 = 49,5(2,88+1) = 108,93 (mm). - Lấy aW1 = 108 (mm). 2. Xác định các thông số ăn khớp: - Theo (6.17) mođun: m = (0,010,02)aW1 = (0,01 0,02).110 = 1,1 2,2 (mm). Tra bảng 6.8 ta chọn mođun pháp m = 1,5 (mm). - Số răng bánh nhỏ theo công thức (6.19) Z1 = = = 37,8. Lấy Z1 = 37. - Số răng bánh lớn : Z2 = U2.Z1 = 2,88 .37 = 106,56. Lấy Z2 = 106. - Do đó : aW1 = = = 107,86 (mm). - Tỷ số truyền thực sẽ là: um = = = 2,86. Vậy không cần điều chỉnh khoảng cách giữa 2 bành răng. 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: - Theo công thức (6.33) : ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc - Theo bảng 6.5 ta có ZM = 274 (MPa)1/3. Trong đó: +ZH: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo công thức (6.34) ta có: +Theo các thông số ở bảng 6.11 ta có : αt = arctan(tanα/cosβ) = arctan(tan200/cos00) = 200. Vì hệ số dịch chuyển bằng 0 nên αt = αtW = 200. Suy ra, tanβb = cosαt.tanβ = 0 => βb = 0. => = 1,76. + : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Vì hệ số trùng khớp dọc: εβ = bWsinβ/(mπ) = 0 (sinβ = 0). => Với hệ số trùng khớp ngang: εα = [1,88-3,2(1/z1 + 1/z2)cosβ = [1,88-3,2(1/36+ 1/106) = 1,76. => + KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. KH = KHβ.KHα.KHv *KHβ = 1,02 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 *= 1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. ( bánh răng thẳng) *KHv : Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp. VH = δH.go.v. δH = 0,006 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. go = 56 : Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và 2. Theo (6.40),vận tốc vòng của bánh răng: dW1 : Đường kính vòng lăn bánh nhỏ. dW1 = 2aW/(um+1) = 2.108/(2,86+1) = 56 (mm). => Với v = 4,22 (m/s) theo bảng 6.13 dung cấp chính xác 8. Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 8 và v < 5 (m/s). => VH = 0,006.56.4,22. = 8,71. + Chiều rộng vành răng : bW = .aW = 0,3.108 = 32,4 (mm). => KHv => - Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : + Theo (6.1) : v = 4,22 (m/s) < 5 (m/s), Zv = 0,85.v0,1 = 0,85.4,220,1 = 0,98 . Lấy Zv = 1: Hệ số kể đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. + Cấp chính xác động học là 8 khi đó cần gia công đạt độ nhám: Ra = 2,5...1,25. + Do đó: ZR = 0,95, với da KxH = 1 : Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng,vì thế theo công thức 6.1 và 6.1a ta có: + Ta thấy như vậy răng đã chọn thỏa mãn độ bền tiếp xúc và ta chấp nhận khoảng cách trục aW = 108 (mm). 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: -Theo công thức (6.43) : -Theo bảng 6.7, KFβ = 1,02. -Theo bảng 6.14 với v < 5 (m/s) và cấp chính xác 8. KHα = 1 (bánh răng thẳng). -Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vòng ăn khớp khi tính về uốn KFα = 1,27. -Theo (6.47) : +Theo bảng 6.15 : =0,016, theo bảng 6.16 : = 56. =>23,24. Do đó theo (6.46) : =1+ Do đó KF = KFβ. KFα. =1,02.1,27.1,44 = 1,87. -Với hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: -Với hệ số kể đến độ nghiêng của răng: - Số răng tương đương: - Theo bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,7 ; YF2 = 3,6. - Với m = 1,5 (mm), YS = 1,08 -0,0695ln(1,5) = 1,05; YR = 1 (bánh răng quay); KxF = 1 (vì da < 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) : [] = []. YR. YS. KxF = 252.1.1,05.1 = 264,6 (MPa). Tương ứng [] = []. YR. YS. KxF = 236,5.1.1,05.1 = 248,3 (MPa). - Suy ra:+ Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động: + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động: 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải: - Theo (6.48): Hệ số quá tải: - Ứng suất tiếp xúc cực đại: - Ứng suất uốn cực đại: 6. Các thông số cơ bản của bộ truyền: - Khoảng cách trục: aW1 = 108 (mm). - Môđun: m = 1,5 (mm). - Chiều rộng vành răng: bW = 32,4(mm). - Tỷ số truyền : um = 2,86. - Góc nghiêng của răng: β = 0. - Số răng bánh răng: Z1 = 37. Z2 = 106. - Hệ số dịch chỉnh: x1 = 0. x2 = 0. Theo công thức trong bảng 6.11,tính được: - Đường kính vòng chia: d1 = 55,5. d2 = 159. - Đường kính đỉnh răng: da1 = 58,5. da2 = 162. - Đường kính đáy răng: df1 = 51,75. df2 = 155,25. IV. Tính toán bộ truyền cấp chậm: Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. Vì phân đôi cấp chậm nên 1. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: - Trong đó: + Ka = 43. + Ta có = 0,3 => Tra bảng 6.7 ta được: KH = 1,07; KF= 1,17 (ứng với sơ đồ 3). - Lấy = 96 (mm). 2. Xác định các thông số ăn khớp: - Theo (6.17) môđun: m = (0,01÷0,02). = (0,01÷0,02).110 = 0,96÷1,92 (mm). - Theo bảng 6.8Chọn môđun pháp m =1,5. - Chọn sơ bộ - Theo công thức 6.31: + Số răng bánh nhỏ: lấy Z1 = 32. + Số răng bánh lớn: Z2 = u3.Z1 = 2,22.32 = 71,04 lấy Z2 = 71. - Do đó tỷ số truyền thực là: um = Z2/Z1 = 2,22. Khi đó: 3. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: - Theo (6.33), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc. - Theo bảng 6.5, ZM = 274 (MPa)1/3. - Theo (6.35) tgβb = cosαt.tgβ với αt = αtW = arctg(tgα/cosβ) = arctg(tg20/0,805) = => tgβb = cos().tg () => βb = - Theo (6.37), εβ = bWsinβ/(πm), với bW = ψba. = 0,3.96 = 28,8. => εβ = 0,3.96.sin(36,3897)/(3,14.1,5) = 3,63. Do đó theo (6.38b): εα = (1,88 – 3,2(1/Z1 + 1/Z2)).cosβ = (1,88 – 3,2(1/32 + 1/71)).0,805 = 1,4. - Do εα > 1nên theo (6.38) - Đường kính vòng lăn bánh nhỏ: dW2 = 2aW2/(um + 1) =2.96/(2,22 + 1) = 59,63 (mm). - Vận tốc vòng của bánh răng: - Với v = 1,56 (m/s) theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác động học là 9.Theo bảng 6.14 với cấp chính xác là 9 và v < 2,5 m/s, KHα = 1,13. Tra bảng 6.15 và 6.16 ta được: g0 = 73, , - Do đó theo (6.41): - Theo công thức (6.39): - Thay các giá trị vừa tìm được vào (6.33) ta được : - Xác định ứng suất tiếp xúc cho phép: Theo (6.1) với v = 1,56 (m/s) Zv = 0,89, với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt Rz = 2,5...1,25 => ZR = 0,95. Với da KxH = 1, do đó theo (6.1) và (6.1a) : Như vậy: không đạt yêu cầu. Ta tiến hành kiểm nghiệm lại và có kết quả : aw=105 (mm) ; dw=65(mm); bw=31(mm) 4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: - Theo công thức (6.43) : + Theo bảng 6.17 ta được: KF= 1,17 (ứng với sơ đồ 3). + Theo bảng 6.14 với v KHα = 1,13 và KFα = 1,37. - Theo công thức (6.47) ta có: trong đó theo bảng 6.15, = 0,006 và theo bảng 6.16 được= 73. - Theo công thức 6.46: - Do đó KF = KFβ. KFα. = 1,17.1,37.1,06 = 1,7 - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: - Hệ số kể đến đọ nghiêng của răng: - Số răng tương đương: - Vì sử dụng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh x = 0. - Theo bảng 6.18 ta được: YF1 = 3,62; YF2 = 3,6 -Với m = 1,5 (mm), YS = 1,08 -0,0695ln(1,5) = 1,05; YR = 1 (bánh răng quay); KxF = 1 (vì da < 400 (mm)),do đó theo (6.2) và (6.2a) : [] = []. YR. YS. KxF = 252.1.1,05.1 = 264,6 (MPa). Tương ứng [] = []. YR. YS. KxF = 236,5.1.1,05.1 = 248,3 (MPa). - Suy ra: + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng chủ động (MPa). < [] = 264,4 (MPa). + Ứng suất uốn sinh ra tại chân bánh răng bị động: 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải: - Theo (6.48): Hệ số quá tải: - Ứng suất tiếp xúc cực đại: - Ứng suất uốn cực đại: 6. Các thông số cơ bản của bộ truyền: - Góc nghiêng răng: - Khoảng cách trục: aW2 = 105 (mm). - Môđun: m = 1,5 (mm) - Chiều rộng vành răng: bW = 31 (mm). - Tỷ số truyền cấp chậm: Um = 2,22 - Số răng mỗi cặp bánh răng: Z1 = 32. Z2 = 71. - Hệ số dịch chỉnh: x1 = 0. x2 = 0. Theo các công thức bảng 6.11 ta tính được: - Đường kính chia: d1 = 65 (mm). d2 = 145 (mm). - Đường kính đỉnh răng: da1 = 62 (mm). da2 = 143 (mm). - Đường kính đáy răng: df1 = 61,25 (mm). df2 = 141,25 (mm). PHẦN IV: THIẾT KẾ TRỤC I. Chọn vật liệu: - Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 tôi, thường hóa có giới hạn bền ; và giới hạn chảy - Ứng suất xoắn cho phép II. Xác định sơ bộ đường kính trục: - Theo công thức (10.9) đường kính trục thứ k với k = I,II,III : Tk : momen xoắn của trục k (Nmm) Với lấy trị số nhỏ đối với trục vào, và lấy trị số lớn đối với trục ra + Chọn = 12=> Đường kính trục I : + Chọn = 16 => Đường kính trục II : + Chọn = 20 => Đường kính trục III : - Do đó chọn đường kính sơ bộ của các trục sẽ là: d1 = 25 (mm); d2 = 30 (mm); d3 =40 (mm). III. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: - Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và các yếu tố khác. - Từ đường d có thể xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b0 theo bảng 10.2 d1 = 25 (mm) => b01 = 17 (mm). d2 = 30 (mm) => b02 = 19 (mm). d3 = 40 (mm) => b03 = 23 (mm). - Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục I. Xác định theo công thức (10.10) lm13 = (1,2…1,5)d1= (30…37,5) mm. Chọn lm13 = 35 (mm). - Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục II: lm22 = lm23 = lm24 = (1,2…1,5)d2 = (36…45) mm. Chọn lm22 = lm24 = 40 (mm). Chọn lm23 = 45(mm). - Chiều dài mayơ bánh răng trụ răng nghiêng trên trục III: lm32 = lm33 = lm34 = (1,2…1,5)d3 = (48…60) mm. Chọn lm32 = lm33 = 55 (mm). Chọn lm34 = 50 (mm). - Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi: lm12 = (1,4…2,5)d1 = (35…62,5) mm. Chọn lm12 = 50 (mm). - Theo bảng 10.3 ta chọn: Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp: K1 = 10. Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp: K2 = 10. Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: K3 = 10. Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 15 (mm). - Khoảng cách lki trên trục thứ k từ gối đỡ 0 đến chi tiết quay thứ i l12 = -lc12 = 0,5(lm12 + b01) + K3 + hn = 0,5(50 + 17) + 10 + 15 = 58,5 (mm). l22 = 0,5(lm22 + bo2) + K1 + K2 = 0,5(40 +19) + 10 + 10 = 49,5 (mm). l23 = l22 + 0,5(lm22 + lm23) + K1 = 49,5 + 0,5(40+45) + 10 = 102 (mm). l13 = l23 = 102 (mm) l24 = 2l23 – l22 = 2.102 – 49,5 =154,5 (mm). l21 = 2l23 = 2.102 = 204 (mm). l32 = l22 = 49,5 (mm). l33 = l24 = 154,5 (mm). l34 = l31 + lc34 = l31 +0,5(lm34 + b03) + K3 + hn = 204 + 0,5(50+23) + 10+15 = 265,5 (mm). - Khoảng cách giữa các khớp nối: l11 = l21 = l31 = 2l23 = 2.102 = 204 (mm). IV. Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục: - Chọn hệ trục tọa độ như hình10.3 1.Trục I: - Lực từ khớp nối tác dụng lên trục I: . - Theo phương ox. TI = 37073 (N.mm) tra bảng 16.10 (tập hai) ta có Dt = 63 (mm). => Lấy Fx12 = 300 (N). - Sơ đồ lực không gian của trục I: + Lực vòng : Ft1= = 2.37073/56= 1324 (N). => Ft1 = Fx13= Fx23 = 1324 (N). + Lực hướng tâm: Fr1 = .tanαtW = 1324.tan200 = 482 (N). => Fr1 = Fy13 = Fy23 = 482 (N). - Trong mặt phẳng Oyz ta có: - Phản lực tại các gối tựa: Xét phương trình mômen tại điểm O: Phương trình tổng lực theo phương y: - Trong mặt phẳng Oxz ta có: - Phản lực tại các gối tựa: Xét phương trình mômen tại điểm O: Phương trình tổng lực theo phương x: BIỂU ĐỒ MOMEN TRỤC I: 2. Trục II: - Sơ đồ lực không gian của trục II: - Lực vòng: Ft2= =103140/59,63= 1730 (N). - Lực hướng tâm: Fr2 = .tanαtW =972 (N). - Lực dọc trục: Fa2 = Ft2.tanβ=1730.tan(360 38’97’’)=1275(N). + Đối với bánh răng dẫn 2, 4: Fx22 = Fx24 = Ft4 = Ft2 = 1730(N). Fy22 = Fy24 = Fr4 = Fr2 = 972 (N). Fz22 = Fz24 = Fa4 = Fa2 = 1275 (N). => M22 = M24 = Fa2. = 1275.59,63/2 = 38014(N.mm) + Đối với bánh răng bị dẫn 3: Fx23 =Ft3=Ft1 =1324(N). Fy23 =Fr3=Fr1=482(N) - Trong mặt phẳng Oyz: - Phản lực tại các gối tựa: Xét phương trình mômen tại điểm O: Phương trình tổng lực theo phương Y: - Trong mặt phẳng Oxz: Xét phương trình mômen tại O: Phương trình tổng lực theo phương X: BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC II : 3. Trục III: - Sơ đồ lực không gian của trục III: - Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục: Fy34 = Fr = 2331(N). - Lực từ bánh răng bị dẫn 2,3 tác dụng lên trục: + Lực vòng: Ft3 = Ft2 = Fx32 = Fx33 = 1730 (N). + Lực hướng tâm: Fr3 = Fr2 = Fy32 = Fy33 = 972 (N). + Lực dọc trục: Fa2 = Fa3 = Fz32 = Fz33 = 1275 (N). + Mômen tại 2 bánh răng: M32 = M33 = Fz32.dW32/2 Trong đó: dW2 = Um.dW2 = 2,22.59,63 = 132 (mm). => M32 = M33 = 1275.132/2 = 84150(N.mm). - Trong mặt phẳng Oyz: - Phản lực tại các gối tựa: Xét phương trình mômen tại O:  Phương trình tổng lực trên theo phương Y: Trong mặt phẳng Oxz: - Phản lực tại các gối tựa: Xét phương trình mômen tại O: Phương trình tổng lực theo phương X: BIỂU ĐỒ MÔMEN TRỤC III: V. Tính các momen uốn tổng và momen tương đương tại các tiết diện trên chiều dài trục: 1. Momen uốn tổng tại các tiết diện j: (N.mm) . + Trục I: M12 = M11 = 0 M10 = 17550 (N.mm). M13 = 80158 (N.mm). + Trục II: M20 = M21 = 0 M22 = M24 =139758 (N.mm). M23 = 165081 (N.mm). + Trục III: M30 = M34 = 0 M32 = 111135 (N.mm). M33 = 87996 (N.mm). M31 = 168098 (N.mm). 2. Momen tương đương tại các tiết diện j: (N.mm). + Trục I: Mtđ12 = 32106 (N.mm). Mtđ10 = 36590 (N.mm). Mtđ13 = 86349 (N.mm). Mtđ11 = 0 + Trục II: Mtđ20 = Mtđ21 = 0 Mtđ22 = Mtđ24 = 146720 (N.mm). Mtđ23 = 187697 (N.mm). + Trục III: Mtđ30 = 0 Mtđ32 = 146633 (N.mm). Mtđ33 = 210580 (N.mm). Mtđ31 = 254671 (Nmm). Mtđ34 = 191313 (Nmm). 3. Đường kính trục tại các tiết diện j: (mm). + Trục I: d12 = 17,2 (mm). d10 = 17,98 (mm). d13 = 23,93 (mm). + Trục II: d22 = d24 = 28,56 (mm). d23 = 31 (mm). + Trục III: d32 = 28,55 (mm). d31 = 34,32 (mm). d33 = 32,21 (mm). d34 = 31,2 (mm). => Chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn: d10 = d11 = 20 (mm). d20 = d21 = 25 (mm). d30 = d31 = 35 (mm). d12 = 20 (mm). d22 = d24 = 30 (mm). d32 = d33 = 36 (mm). d13 = 24 (mm). d23 = 32 (mm). d34 = 32 (mm). - Đường kính các đoạn trục được đưa ra bảng sau: 0 1 2 3 4 I 20 20 20 24 - II 25 25 30 32 30 III 35 35 36 36 32 VI.Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: 1.Thép C45 tôi thường hóa có: = 600 Mpa, Theo bảng 10.7 ta được: 2. Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó = 0 (theo 10.22), . Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó (tính theo 10.23). 3. Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm: Dựa vào kết cấu và biểu đồ mômen trục, ta thấy các tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi: Trục I: tiết diện 10 lắp ổ lăn và tiết diện 13 lắp bánh răng. Trục II: tiết diện 22 và 23 lắp bánh răng. Trục III: tiết diện lắp bánh răng 32 và 33, tiết diện 31 lắp ổ lăn. 4. Chọn lắp ghép: - Các ổ lăn lắp ghép trên trục theo kiểu k6, lắp đĩa xích, nối trục, bánh răng theo kiểu k6 kết hợp lắp then. - Với - Kích thước của then (theo bảng 9.1), trị số momen cản uốn và mômen cản xoắn (theo bảng 10.6) ứng với các tiết diện trục như sau: Tiết diện Đường kính trục (mm) b x h t1 Wj (mm3) Woj (mm3) 10 20 6 x 6 3,5 642,07 1427,07 13 24 8 x 7 4 1089,81 2446,29 22 30 8 x 7 4 2288,84 4938,23 23 32 10 x 8 5 2645,83 5861,19 31 35 10 x 8 5 3564,25 7771,36 33 36 10 x 8 5 3910,76 8488,88 5. Xác định hệ số và đối với các tiết nguy hiểm theo công thức 10.25 và 10.26: ; - Các trục gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đặt Ra = 2,5…0,63 , theo bảng 10.8 hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt kx = 1,06. - Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt nên do đó hệ số tăng bên ky = 1. - Theo bảng 10.12, khi dùng dao phay ngón hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then là: - Theo bảng 10.10 ta có các thông số sau: - Theo bảng 10.11 ta tra được và do lắp căng tại các tiết diện nguy hiểm. - Kết quả tính toán được ghi ra bảng sau: Tiết diện d (mm) do do S Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng 10 20 1,91 2,06 1,73 1,64 2,12 1,79 4,51 6,53 3,71 13 24 1,91 2,06 1,73 1,64 2,12 1,79 1,68 11,19 1,66 22 30 2 2,06 1,9 1,64 2,12 1,96 2,02 14,83 2,00 23 32 2,07 2,06 1,97 1,64 2,13 1,03 1,97 16,74 1,96 31 35 2,07 2,06 1,97 1,64 2,13 2,03 3,05 5,26 2,64 33 36 2,07 2,06 1,97 1,64 2,13 2,03 2,86 5,74 2,56 * Với: - Theo công thức (10.19): Trong đó: [S] = 1,5…2,5 là hệ số an toàn cho phép : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp. - Theo công thức (10.20): : Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện J. - Theo công thức (10.21): - Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất tiếp thay đổi theo chu kỳ đối xứng. Do đó theo công thức (10.22): với Mj theo công thức (10.15) - Vì trục I quay 1 chiều, ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động. Do đó theo công thức 10.23: * Kết luận:Ta thấy các tiết diện nguy hiểm trên đều đảm bảo an toàn về độ bền mỏi trừ tiết diện 22 và 23. PHẦN V: TÍNH TOÁN THEN VÀ Ổ LĂN I. THEN. - Với các tiết diện dùng mối ghép then ta tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập σd và độ bền cắt τc. - Theo công thức (9.1) và (9.2) ta được: Với lt (0,8…0,9)lm hoặc lt=1,35d - Tính và chọn theo tính chất ta có chiều dài then được cho trong bảng 9.1 - Ta có bảng kiểm nghiệm then như sau: d (mm) lt (mm) t1 T (N.mm) (MPa) (MPa) 20 27 6 x 6 3,5 37073 54,92 22,88 24 32,4 8 x 7 4 37073 31,78 16,58 30 40,5 8 x 7 4 51570 28,3 10,61 32 43,2 10 x 8 5 103140 49,74 14,92 30 40,5 8 x 7 4 51570 28,3 10,61 32 49,5 10 x 8 5 220909 92,98 27,89 - Theo bảng 9.5 với tải trọng va đập nhẹ, dạng lắp cố định: Vậy các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt. II. Ổ LĂN. 1. Trục I: - Vì không có lực dọc trục (Fa = 0) nhưng để thuận tiện ta chọn ổ bi đỡ-chặn cho các gối đỡ 0 và 1. - Dựa vào đường kính ngõng trục d11 = 20 (mm). Tra bảng P2.7 chọn ổ bi đỡ cỡ trung có ký hiệu 304, có đường kính trong d = 20 (mm), đường kính ngoài D = 52 (mm), khả năng tải trọng động C = 14,0 (kN),khả năng tải trọng tĩnh Co = 9,17 (kN). a. Kiểm nghiệm khả năng tải động: - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0: - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 1: - Vậy ta kiểm nghiệm với ổ chịu tải trọng lớn hơn Fr = Fr1 = 786 (N). - Theo công thức (11.3) : Q = (V.X.Fr + Y.Fa).Kt.Kd Trong đó: Fr: Tải trọng hướng tâm (kN). Fa: Tải trọng dọc trục. V: Hệ số kể đến vòng nào quay. V = 1 Kt: Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ. Kt = 1 Kd: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng, theo bảng 11.3 : Kd = 1,2 X: Hệ số kể đến đặc tính tải trọng. X = 1 (vì chỉ chịu lực hướng tâm). Y: Hệ số tải trọng dọc trục. Y = 0 vì Fa = 0. => Q = (1.1.786).1.1,2 = 943 (N). - Khả năng tải trọng động theo công thức (11.1) : Với m : bậc của dường cong khi thử về ổ lăn.m = 3 ( dùng cho ổ bi). L : tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay. Q : tải trọng đông qui ước. Q = 943,044 (N). Lh : tuổi thọ của ổ tính bằng giờ. Lh = mà Lh = KHE.tΣ Theo bảng 6.4 : KHE = 0,5 (thép tôi cải thiện). tΣ = 18000. LH = 0,5.18000 = 9000 (giờ). => => Cd = 8,672 (kN) < C = 14,0 (kN). Vậy khả năng tải trọng động của ổ lăn được đảm bảo. b.Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh: - Ta có Fa = 0, theo công thức (11.19) : Qt1 = X0.Fr (X0 = 0,6 theo bảng 11.6 đối với ổ bi đỡ). => Qt1 = 0,6.0,786 = 0,4716 (kN). - Qt2 = Fr = 785,87(kN). => Q0 = max[Qt1; Qt2] = 0,786 (kN) < C0 = 9,17 (kN). Vậy khả năng tải tĩnh của ổ lăn được đảm bảo. 2. Trục II: - Để bù lại sai số về góc nghiêng của răng, đảm bảo cho các cặp răng ăn khớp ta ổ trụ ngắn đỡ kiểu 2000. - Dựa vào đường kính ngõng trục d21 = 25 (mm). Vì trục phải chịu tại trọng lớn nên dựa vào bảng P2.7 ta chọn sơ bộ ổ đỡ 1 dãy có kí hiệu 405 có: d = 25 (mm), D = 62 (mm), khả năng tải động C = 21,1 (kN), khả năng tải tĩnh C0 = 14,9 (kN). a. Kiểm nghiệm khả năng tải động: - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ 0 và 1: - Lực dọc trục Fa đã bị triệt tiêu => Fa =0 (N), X = 1, Y = 0,vòng trong quay nên V = 1, nhiệt độ < 1050 C nên Kt = 1, hộp giảm chịu tải trọng va đập nhẹ nên Kd = 1,2. - Theo công thức (11.3) . Tải trọng động quy ước: Q = (V.X.Fr + Y.Fa).Kt.Kd =1.1.2501.1.1,2 = 3001,2 (N). - Khả năng tải trọng động quy ước xác định theo công thức (11.1) : = => Cd = 19,398 (kN) < C = 21,1 (kN). Vậy khả năng tải động của ổ lăn được đảm bảo. b