Đồ án Thiết kế hệ thống dẫn động gầu tải để tải quặng kẽm với năng suất Q=30tấn/giờ

bị quá tải (lúc mở máy, hóm mỏy …) với hệ số quá tải : + Ứng suất tiếp xúc cực đại: (MPa) < Đã thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc góy giũn lớp bề mặt. + Ứng suất uốn cực đại: (MPa) Ta có: (MPa) < (MPa) (MPa) Ta có: (MPa) < (MPa) Đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng. 1.4. Tính toán cấp chậm: Đây là cấp phân đôi: Sử dụng 2 cặp bánh răng trụ răng nghiêng như nhau. Do vậy ta chỉ cần tính toán cho 1 cặp nhưng với Momen xoắn chia đôi, với các thông số chọn vật liệu ta đó tớnh chọn ở trên. 2.3.1. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền: * Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Trong đó: : Hệ số, là tỉ số giữa chiều rộng vành răng và khoảng cách trục. Tra bảng 6.6 – “Trị số ”, ta chọn: 0,3 : Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Tra bảng 6.5 - Ta chọn: : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc. Với hệ số: Tra bảng 6.7 - Ta chọn: Ta có: (mm) Lấy: (mm) * Xỏc định các thông số ăn khớp: Modun: Theo quan điểm thống nhất hoá trong thiết kế, chọn modun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm. Bằng modun ở cấp nhanh, chọn: + Số răng bánh nhỏ: Chọn trước Lấy: (răng) + Số răng bánh lớn: Lấy: (răng) Không cần dịch chỉnh răng vì (răng) Do đó tỷ số truyền thực sẽ là: * Các thông số cơ bản của bộ truyền: (Bảng 6.11) Góc profin gốc: (Theo TCVN 1065 – 71) Góc nghiêng răng: Chọn: Góc profin răng: Khoảng cách trục chia: (mm) Góc ăn khớp: Đường kính chia: (mm) (mm) Đường kính cơ sở: (mm) (mm) Đường kính lăn: (mm) (mm) Đường kính đỉnh răng: (mm) (mm) Đường kính đáy răng: (mm) (mm) Chiều rộng vành răng: 0,3.130(mm) Hệ số trùng khớp ngang: Hệ số trùng khớp dọc: Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở: Với góc profin răng là: 1.3.2. Kiểm nghiệm răng về độ bền: * Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Để đảm bảo độ bền tiếp xúc: sH=ZM.ZH.Ze. Với: : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 ta được: ZM=274 (Mpa) : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc: : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng (): : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc: : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng: : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho cỏc đụi bánh răng đồng thời ăn khớp với bánh răng nghiêng (bảng 6.14). Vận tốc vòng của bánh răng: (m/s) Với: (m/s). Tra bảng 6.13/106 – Ta chọn cấp chính xác: 9 Tra bảng 6.14, cấp chính xác 9: Tra bảng P.2.3 (phụ lục) – Hệ số tải trọng động: Hệ số tải trọng động: Vậy ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: (MPa) Ta có: (MPa) < (MPa) Thoả mãn điều kiện bền tiếp xúc. * Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép: Trong đó: : Momen xoắn trờn cỏc bỏnh chủ động (Nmm): : Modun pháp tuyến: (mm). :Đường kính vòng lăn bánh chủ động: (mm). : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. : Hệ số kể đến độ nghiêng răng. , : Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2 Với số răng tương đương: Vì ta dùng răng không dịch chỉnh nên hệ số dịch chỉnh: Tra bảng “Trị số của hệ số dạng răng”, ta được: ; : Hệ số tải trọng động khi tính về uốn: : Hệ số kể đến sự phân bố không đều trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn. Tra bảng: 6.7/98 – Chọn: Ứng với: (Tra sơ đồ 3). : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho cỏc đụi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn. Tra bảng: 6.14/107 - Ứng với: (m/s) Ta có: : Hệ số kể đến tải trọng động trong vùng ăn khớp. Tra trực tiếp từ bảng P.2.3 phụ lục ta được: Hệ số tải trọng động khi tính về uốn: Vậy: + Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh chủ động: (MPa) Ta có: (MPa) < (MPa) Thoả mãn. + Ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh bị động: (MPa) Ta có: (MPa) < (MPa) Thoả mãn điều kiện bền uốn. * Kiểm nghiệm răng về quá tải: Khi làm việc, bánh răng có thể bị quá tải (lúc mở máy, hóm mỏy …) với hệ số quá tải : + Ứng suất tiếp xúc cực đại: (MPa) (MPa) < (MPa) Đã thoả mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc góy giũn lớp bề mặt. + Ứng suất uốn cực đại: (MPa) Ta có: (MPa) < (MPa) (MPa) Ta có: (MPa) < (MPa) Đã thoả mãn điều kiện phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng. Các thông số Bộ truyền cấp nhanh 1 cặp bánh răng trụ răng thẳng Bộ truyền cấp chậm 2 cặp bánh răng trụ răng nghiêng Khoảng cách trục Modun Chiều rộng vành răng Tỷ số truyền Góc nghiêng răng Số răng các bánh răng Đường kính chia Đường kính vòng lăn Đường kính đỉnh răng Đường kính cơ sở Đường kính đáy răng Góc profin gốc Góc profin răng Góc ăn khớp Sơ đồ kết cấu chạm trục 1.5. Kiểm tra điều kiện bôi trơn – chạm trục: 1.4.1. Kiểm tra các điều kiện chạm trục: Định sơ bộ điều kiện các trục: (mm) (mm) (mm) Ta có: (mm) > mm (mm) > mm Vậy điều kiện chạm trục đảm bảo. 1.4.2. Kiểm tra điều kiện bôi trơn: Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc. Gọi X là khoảng cách từ các mức dầu đến tâm trục. * Chiều sõu ngâm dầu tối thiểu: (mm) : Chiều cao răng: (mm) (: Modun pháp tuyến) + Với bánh răng 2: (mm) mm < 10 mm Chọn: mm (mm) + Với bánh răng 4: (mm) Chọn: (mm) (mm) * Chiều sõu ngâm dầu tối đa: + Với bánh răng 2: (m/s) > 1,5 (m/s) (mm) = 20 (mm) (mm) + Với bánh răng 4: (m/s) < 1,5 (m/s) (mm) (mm) * Chọn mức dầu chung cho cả hộp: min(86 mm, 86mm) = 86 mm max(76 mm, 72mm) = 76 mm (mm) > 5 (mm) Vậy điều kiện bôi trơn được thoả mãn. 1.4.3. Kiểm tra sai số vận tốc: Kiểm tra sai số vận tốc theo công thức: Trong đó: : Số vòng quay của trục công tác. (v/ph) : Số vòng quay của động cơ đã chọn: (v/ph) (v/ph) Đảm bảo sai số vận tốc. Phần IV: THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT GỐI ĐỠ 1. Thiết kế trục: 1.1. Chọn vật liệu: Trục chỉ chịu tải trọng trung bình nên ta dùng vật liệu trục là Thép 45. Thép 45 có độ rắn HB MPa MPa Ứng suất xoắn cho phép: = 12 20 (MPa) 1.2. Xác định sơ bộ đường kính trục: Đường kính trục được xác định theo momen xoắn: (mm) ( ) Trong đó: : Momen xoắn trên trục (N.mm) : Ứng suất xoắn cho phép của vật liệu trục. Ta có: (mm) Chọn: (mm) (mm) Chọn: (mm) (mm) Chọn: (mm) =28,5 Ở đây lắp bánh đai lên đầu vào của trục, do đó không cần quan tâm đến đường kính trục động cơ điện. 1.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: Dựa vào bảng 10.2 ( TT.Hệ thống dẫn động cơ khí - Tập 1) theo điều kiện trục sơ bộ ta chọn chiều rộng ổ lăn. (mm) 30 40 50 (mm) 19 23 27 Dựa theo đường kính trục ta có: + Chiều dài may ơ bánh đai: (mm) Chọn: mm + Chiều dài may ơ bánh răng trụ: (mm) Chọn: mm (mm) Chọn: mm mm Chọn: mm + Chiều dài may ơ nửa khớp nối (đối với nối trục vòng đàn hồi): Chọn: mm + Các kích thước liên quan khác tra bảng (10.3 – Tính toán hệ thống dẫn động cơ khí – Tập 1). + Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: (mm) Chọn: mm + Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp: (mm) Chọn: mm + Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: (mm) Chọn: mm + Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: (mm) Chọn: mm + Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay: (Với hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp phân đôi). a. Trục II: (mm) (mm) (mm) (mm) b. Trục III: (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) c. Trục I: (mm) (mm) (mm) 1.4. Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục: 1.4.1. Bộ truyền cấp nhanh: + Lực vòng: (N) + Lực hướng tâm: (N) + Lực từ bộ truyền đai tác dụng lên trục: : Lực căng ban đầu. (N) (N) 1.4.1. Bộ truyền cấp chậm: Vì là bộ truyền phân đôi nên ta có: (N.mm) (N) (N) (N) Nhận xét: Từ chiều của lực vũng lờn xớch tải ta suy ra chiều quay của các trục và chiều quay của động cơ. (Hình vẽ) Việc chọn chiều nghiêng hợp lý của các cặp bánh răng cấp chậm là các cặp bánh răng trên cùng một trục có lực dọc trục triệt tiêu nhau. 1.5. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục: 1.5.1. Trục I: (N) (N) (N) (mm) (mm) (mm) a. Xác định phản lực tại các gối: Chọn hệ trục toạ độ xoy (hình vẽ): ox: Phương ngang. oy: Phương đứng. oz: Phương dọc trục. + Xột các lực theo phương x: (N) (N) + Xét theo phương y: (N) (N) + Momen xoắn Mz: (N.mm) b. Xác định đường kính các đoạn trục: + Tại O (Trục lắp bánh đai): ; ; (N.mm) + Đường kính trục tại tiết diện O (Lắp bánh đai): (mm) Trong đó: : Ứng suất cho phép. Tra bảng 10.5 ta có: (MPa) Do lắp bánh đai có rãnh then nên đường kính trục lấy tăng lên 4% (mm) Tra tiêu chuẩn. Chọn: (mm) + Tại tiết diện A và C cùng lắp ổ lăn. Tính tại A: (N.mm); ; (N.mm) (N.mm) (mm) Do tại A lắp ổ lăn. Chọn đường kính trục theo tiêu chuẩn: (mm); (mm) + Tại tiết diện B (Lắp bánh răng): (N.mm) (mm) Tại B lắp bánh răng có rãnh then nên đường kính trục lấy tăng 4% (mm) Tra tiêu chuẩn. Chọn: (mm) 1.5.2. Trục II: Ta có: (N); (N) (N) (N) (N) (mm); (mm); (mm); (mm) (mm) (mm) (mm) a. Tính phản lực tại các gối: Chọn hệ trục toạ độ oxyz như hình vẽ: + Xột các lực theo phương y: (N) (N) + Xột các lực theo phương X: (N) (N) 40 35 b. Xác định đường kính các đoạn trục: Tại B và D lắp bánh răng như nhau Cùng đường kính trục. + Xét tại B: (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) (mm) Do có rãnh then để lắp với bánh răng nên đường kính trục lấy tăng 4% (mm) Tra dãy tiêu chuẩn chọn: Db=Dc=35 (mm) + Đường kính trục tại C: (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) (mm) Do có rãnh then để lắp với bánh răng nên đường kính trục lấy tăng 4% (mm) Tra dãy tiêu chuẩn, đường kính trục tại C là: Dc= 40(mm) + Đường kính trục tại A và E: Hai tiết diện lắp ổ lăn. Tra dãy tiêu chuẩn cho tiết diện lắp ổ lăn, ta chọn: (mm) 1.5.3. Trục III: * Lực từ khớp nối tác dụng lên trục: Với: : Momen xoắn trên trục 3. : Đường kính vòng tròn qua tâm chốt. Dùng nối lực vòng đàn hồi. Tra bảng 16.10 (Sách: TTHDĐ Cơ khí – Tập 2) ta có: (mm) (N) (Phương: theo phương x. Chiều phù hợp với lực vũng trờn bánh răng). (N); (N) (N); (N) (N); (N) (mm); (mm) (mm); (mm); (mm) (N.mm) a. Tính phản lực tại các gối: Chọn hệ trục toạ độ như hình vẽ. + Xột các lực theo phương y: (N) (N) + Xột các lực theo phương x: (N) (N) (N) b. Tính và vẽ biểu đồ: : (N.mm) (N.mm) (N.mm) (N.mm) : (N.mm) (N.mm) (N.mm) : (N.mm) (N.mm) c. Xác định đường kính các đoạn trục: Đường kính trục tại tiết diện B và C: + Tại B: (N.mm) (mm) + Tại C: (N.mm) (mm) Vì lắp bánh răng có rãnh then nên ta lấy trục tăng 4% 7% (mm) Vì tại B và C lắp 2 bánh răng bằng nhau (mm) Tại tiết diện D: (N.mm) (N.mm) (N.mm) (mm) Tại A và D cùng lắp ổ lăn trên 1 trục: Tra dãy tiêu chuẩn, chọn: (mm) 1.6. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Khi xác định điều kiện trục ta chưa xét đến một số ảnh hưởng của độ bền mỏi trục như đặc tính thay đổi chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt … Vì vậy ta cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố trên. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau: Trong đó: : Hệ số an toàn cho phép: , : Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xột riờng ứng suất tiếp tại tiết diện j. Với: và : Là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Với thép cacbon có thể lấy gần đúng: (MPa) (MPa) ; ; ; : Là 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: Với: : Momen cản uốn của tiết diện trục tính theo công thức. Với trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: : Momen cản xoắn của tiết diện trục tính theo công thức. (Tra bảng 10.6) : Hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7. và : Là hệ số được xác định: Trong đó: : Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhám bề mặt đã cho trong bảng 108 - Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1. : Hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng 109 – Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1. Phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. Ta không dùng phương pháp tăng bền do đó lấy: và : Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, trị số cho trong bảng 10.10 - Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1. và : Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất. Tại các bề mặt, trục có độ dôi, có thể tra trực tiếp tỷ số: và trong bảng 10.11 - Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1. Còn khi trục có rãnh then chân răng, tra trong bảng 10.12 - Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1. Cuối cùng là ảnh hưởng lỗ ngang và tại chân ren , trục vít tra trong bảng 10.13 - Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1. 1.6.1. Kiểm nghiệm cho trục I: Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ momen tương ứng, ta thấy tiết diện tại B là nguy hiểm nhất. Cần kiểm tra: Các thông số then bằng tra bảng 9.10 - Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1: (mm); (mm) () (Với trục có 1 rãnh then – Bảng 10.6) () (N.mm) (MPa) (MPa) + Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn theo bảng 10.13 (TTTKHDĐCK - T1) đối với góc lượn của trục có giới hạn bền: (MPa) có: ; + Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi tra theo bảng 10.10 với vật liệu trục là thép Cacbon, (mm) ; Tra bảng 10.11 với kiểu lắp : ; Tra bảng 10.8 được trị số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt: Tra bảng 10.9 với: (MPa) được trị số của hệ số tăng bền: Vậy: Tra bảng 10.7 với vật liệu: (MPa) ta được: ; Vậy: + Hệ số an toàn: Vậy độ bền mỏi trục I được thoả mãn. 1.6.2. Kiểm nghiệm cho trục II: Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ Momen: Tiết diện tại C (tiết diện lắp bánh răng) là tiết diện nguy hiểm nhất do tập trung ứng suất. Ta cần kiểm tra độ bền mỏi cho trục II tại tiết diện C: (mm) Tra bảng 9.1a (Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1) ta được kích thước then: Chiều rộng: mm Chiều sâu rãnh then trên trục: mm + Tính và : () () (N.mm) (MPa) (MPa) Vì tại tiết diện lắp ghép bánh răng với trục đồng thời có hai yếu tố gây ra tập trung ứng suất đó là lắp có độ dôi và rãnh then, do đó ta cần lập tỷ số: và để so sánh lấy phía trị lớn hơn hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn tra theo bảng 10.12 (Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1) đối với rãnh then của trục có: (MPa); ; (Cắt bằng dao phay đĩa) + Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Tra bảng 10.10 với vật liệu trục là thép Cacbon, ; Lập tỷ số: và Trị số của và đối với bề mặt trục lắp có độ dôi. Tra bảng 10.11: ; Vậy trị số để tính bền trục: ; Vậy: + Hệ số an toàn: Vậy độ bền mỏi trục II được thoả mãn. 1.6.3. Kiểm nghiệm cho trục III: Tiết diện nguy hiểm nhất tại C (Lắp bánh răng 33): (mm) Tra bảng 9.1a (Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1) ta được kích thước rãnh then: Chiều rộng: mm Chiều sâu rãnh then trên trục: mm + Tính momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện C trên trục III : () () (N.mm) (MPa) (MPa) Vì tại tiết diện này có hai yếu tố gây ra tập trung ứng suất đó là lắp có độ dôi và rãnh then. + Hệ số tập trung ứng suất khi uốn và xoắn tra theo bảng 10.12 (Sách TTTKHDĐ Cơ khí – Tập 1) đối với rãnh then của trục có: (MPa); ; + Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Tra bảng 10.10 với vật liệu trục là thép Cacbon, ; Lập tỷ số: và Trị số của và đối với bề mặt trục lắp có độ dôi. Tra bảng 10.11: ; Chọn trị số để tính bền trục: ; Vậy: Hệ số an toàn: Vậy trục III đảm bảo độ bền mỏi. 1.7. Tính kiểm nghiệm trục về độ cứng: Kích thước trục được xác định theo độ bền không phải bao giờ cũng đảm bảo đủ độ cứng cần thiết cho quá trình làm việc bình thường của các bộ truyền và các ổ, cũng như độ chính xác cơ cấu. Vì vậy cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng. Ta phân biệt độ cứng uốn và độ cứng xoắn liên quan đến biến dạng uốn và xoắn của trục. 1.7.1. Tính độ cứng uốn: Khi độ vừng quỏ lớn sẽ làm cho bánh răng ăn khớp bị nghiêng đi, làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, còn khi góc xoay quá lớn sẽ làm kẹt các con lăn trong các ổ. Vậy điều kiện đảm bảo độ cứng uốn là: : Độ võng cho phép: (mm) : Góc xoay cho phép (hoặc góc nghiêng đường đàn hồi của trục): (đối với ổ bi đỡ) Độ võng và góc xoay được xác định bằng phương pháp cản sức bền vật liệu. Trường hợp đơn giản có thể coi trục như một dầm có tiết diện không đổi đặt lên 2 gối đỡ A và E. Ta kiểm nghiệm cho trục II vị trí lắp bánh 3. + Tính độ võng : Đặt một lực đơn vị theo phương y ta vẽ được biểu đồ momen: Tính chuyển vị tại vị trí lắp bánh răng: + Chuyển vị theo phương : Trong đó: : Momen quán tính: (N.mm) : Modun đàn hồi: (N/mm) () (mm) () () (mm) () (mm) Vậy: (mm) + Chuyển vị theo phương y: () (mm) () () (mm) () () (mm) Vậy: (mm) Chuyển vị tại vị trí lắp bánh răng: (mm) Với trục có công dụng chung: Vậy: Thoả mãn điều kiện về độ cứng uốn. 1.7.2. Tớnh gúc xoay: Tại gối E ta đặt một momen đưn vị: theo phương ta được biểu đồ momen , + Góc xoay tại gối E: + Góc xoay theo phương x: : Momen quán tính: (N.mm) : Modun đàn hồi: (N/) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) (mm) Vậy góc xoay theo phương : Dấu “ - ” chứng tỏ góc xoay ngược lại. + Góc xoay theo phương y: Ta có: đó tính ở phần chuyển vị. Ta đi xác định. (mm); (mm); (mm); (mm) (mm) (mm) Góc xoay theo phương : Góc xoay tại gối E: (Đối với ổ bi đỡ) Thoả mãn điều kiện về góc xoay cho phép. 1.7.3. Tính độ cứng xoắn: Độ cứng xoắn có ý nghĩa cực kỳ quan trọng đối với các cơ cấu phân độ, máy phay răng, vì chuyển vị của góc làm giảm độ chính xác chế tạo. Đối với trục liền bánh răng chuyển vị góc làm tăng sự phân bố không đều tải trọng trên chuyển động vành răng. Vì vậy cần hạn chế biến dạng xoắn (góc xoắn) theo công thức: Trong đó: : Momen xoắn trên trục II: (N.mm) : Momen quán tính độc cực: () : Modun đàn hồi trượt: (MPa) : Chiều dài đoạn trục chịu momen xoắn đang tính: (mm) Hệ số k: Với: (Có một rãnh then). mm (Chiều sâu rãnh then trên trục). Góc xoắn trên trục II: Vậy thoả mãn điều kiện độ cứng xoắn. 2. Tính chọn ổ lăn: 2.1. Tính chọn ổ lăn cho trục I: Ta có: (N) (N) (N) Tổng hợp lực tác dụng lên mỗi ổ là: (N) (N) 2.1.1. Chọn ổ lăn: Do chỉ chịu lực hướng tâm ta dùng ổ bi đỡ 1 dãy cỡ trung. Tra bảng P2.7 với đường kính: d=25 mm. Ta chọn: Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) Đường kính bi C (KN) Co (KN) 305 25 62 17 2,0 11,51 17,6 11,60 2.1.2. Tính khả năng tải động của ổ: (Kiểm nghiệm ổ trục tại điểm A vì ) + Khả năng tải động của ổ được tính theo công thức: Trong đó: : Tải trọng quy ước. : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay. : Bậc của đường cong lăn đối với ổ bi: Gọi là tuổi thọ của ổ tính bằng giờ thì: Đối với ổ lăn trong hộp giảm tốc: (giờ) Chọn: (giờ) (triệu giờ) + Xác định tải trọng động quy ước: Với: (N) = 1,719 (KN) : Hệ số tải trọng hướng tâm. : Hệ số tải trọng dọc trục. Với ổ bi đỡ 1 dãy: ; Vòng trong quay Nhiệt độ < Hộp giảm tốc công suất nhỏ Vậy tải trọng động quy ước: (KN) 2.2. Tính chọn ổ lăn cho trục II: a. Chọn loại ổ: Ta biết rằng thành phần lực dọc trục tác dụng lên trục trung gian của hộp giảm tốc: Mặt khác ổ lắp trên trục trung gian là ổ tuỳ động cho phép trục có khả năng di chuyển theo phương dọc trục được, trục này chịu tải lớn hơn trục I. Để bù lại sai số về góc nghiêng của răng đảm bảo cho hai cặp bánh răng vào khớp. Do đó ta dùng ổ đũa trụ ngắn đỡ kiểu 2000 cho gối đỡ 0 và 1 làm ổ tuỳ động. Sơ đồ lực tác dụng vào ổ lăn: Như đó tớnh ta có: (N) (N) (N) (N) (N) b. Chọn kích thước ổ: Theo điều kiện ngõng trục: (mm) Theo bảng “Ổ bi đũa” – Bảng . Ta chọn ổ cỡ trung hẹp mang ký hiệu 2306. Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) Chiều dài con lăn C (KN) Co (KN) 2306 30 72 19 10 30,2 20,6 c. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc: + Phản lực tổng trên hai ổ: (N) + Lực dọc trục: (N) Þ Khả năng tải động được tính theo công thức: : Bậc đường cong mỏi : : Tuổi thọ. (triệu vòng) : Tải trọng động quy ước (KW) (giờ) (triệu vòng) : Hệ số tải trọng hướng tâm: : Hệ số tải trọng dọc trục: Hộp giảm tốc công suất nhỏ Þ Vòng trong quay Nhiệt độ Þ Tải trọng động quy ước: (N) (KN) Þ Khả năng tải động của ổ lăn: (KN) < C = 30,2 (KN) Þ Thoả mãn khả năng tải động. d. Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ: (KN) Với: Xo: Hệ số tải trọng hướng tâm. Yo: Hệ số tải trọng dọc trục. Tra bảng 11.6 ta chọn: .cotga (KN) Þ Khả năng tải tĩnh của ổ: max (KN) Þ Vậy khả năng tải tĩnh của ổ được thoả mãn. 2.3. Tính chọn ổ lăn cho trục III: Với tải trọng nhỏ và chỉ chịu lực hướng tâm do tổng lực dọc trục bằng 0 nên ta dùng ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡ 0 và 1. Với: (N) (N) (N) (N) Với kết cấu trục như hình vẽ. Đường kính ngõng trục: (mm). Theo bảng “Ổ bi đỡ 1 dóy”, ta chọn ổ cỡ nhẹ 209 có: Đường kính ngõng trục: (mm) Đường kính ngoài: (mm) Bề rộng: (mm) Khả năng tải động: (KN) Khả năng tải tĩnh: (KN) Phản lực tổng trên 2 ổ: (N) (N) Tính tại vị trí ổ A: (N) Lực dọc trục: . Vòng trong quay Nhiệt độ < . Hộp giảm tốc công suất nhỏ Þ Tải trọng động quy ước: (N) (KN) + Khả năng tải động: : Bậc đường cong mỏi (với ổ đỡ 1 dãy) (triệu vòng) Þ Khả năng tải động: (KN) < (KN) Þ Vậy ổ đảm bảo khả năng tải động. + Kiểm tra khả năng tải tĩnh của ổ: (KN) Với ổ bi đỡ 1 dãy. Tra bảng 10.6 ta có: ; (KN) (KN) Þ Vậy ổ đỡ đảm bảo khả năng tải tĩnh. Þ Ta có ổ đỡ đã chọn: Ký hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) r (mm) Đường kính bi C (KN) Co (KN) 209 45 85 19 2,0 12,7 25,7 18,10 3. Tính chọn then: Bộ truyền momen xoắn từ trục đến các chi tiết lắp trên trục hoặc ngược lại ta dùng then bằng đầu tròn. Gia công rãnh then trên trục ta dùng dao phay ngón. 3.1. Tính chọn then trên trục I: Then tại tiết diện O lắp bánh đai: (mm) Tra bảng 9.1a, với (mm) ta chọn then cú cỏc thông số sau: Chiều rộng then: (mm) Chiều cao then: (mm) Chiều sâu rãnh then trên trục: (mm) Chiều sâu rãnh then trên lỗ: (mm) Chiều dài then: (mm) Chọn: (mm) Vậy chiều dài làm việc của then là: (mm) + Kiểm nghiệm bền dập cho then: Trong đó: : Momen xoắn trên trục I: (N.mm) : Ứng suất cho phép. Theo bảng 9.5: (MPa) (MPa) + Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt cho then: Trong đó: (N.mm) : Ứng suất cắt cho phép: (MPa) (Đối với thép 45 chịu tải tĩnh) (MPa) £ [t]c Þ Vậy độ bền then đã chọn thoả mãn điều kiện bền. 3.2. Tính chọn then trên trục II: Then lắp tại tiết diện B, D lắp 2 bánh răng nghiêng giống nhau: (mm) Tra bảng 9.1a. Chọn then có thông số sau: Chiều rộng then: (mm) Chiều cao then: (mm) Chiều sâu rãnh then trên trục: (mm) Chiều sâu rãnh then trên lỗ: (mm) Chiều dài làm việc của then: : Chiều dài then: (mm) Þ Chọn: (mm) Þ Vậy: (mm) + Kiểm nghiệm điều kiện bền dập cho then: T: Momen xoắn trên trục II: (N.mm) (MPa) (MPa) (MPa) Vậy điều kiện bền dập thỏa mãn. + Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt cho then: (MPa) (MPa) Þ Vậy độ bền then đảm bảo điều kiện làm việc. 3.3. Tính chọn then trên trục III: Có then tại tiết diện B và C lắp cặp bánh răng cấp chậm với: (mm) Then tại tiết diện E, tiết diện lắp nửa khớp nối với: (mm) a. Tại tiết diện lắp bánh răng: (mm) Tra bảng 9.1a ta chọn then cú cỏc thông số sau: Chiều rộng then: (mm) Chiều cao then: (mm) Chiều sâu rãnh then trên trục: (mm) Chiều sâu rãnh then trên lỗ: (mm) Chiều dài làm việc của then: : Chiều dài then: (mm) Þ Chọn: (mm) Þ Vậy: (mm) + Kiểm nghiệm điều kiện bền dập cho then: T: Momen xoắn trên trục III: (N.mm) (MPa) (MPa) (MPa) + Kiểm nghiệm điều kiện bền cắt cho then: (MPa) (MPa) Þ Vậy độ bền then thoả mãn. b. Tại tiết diện lắp nửa khớp nối: (mm) Chọn then cú cỏc thông số sau: Chiều rộng then: (mm) Chiều cao then: (mm) Chiều sâu rãnh then trên trục: (mm) Chiều sâu rãnh then trên lỗ: (mm) Chiều dài làm việc của then: : Chiều dài then: (mm) Þ Chọn: (mm) Þ Vậy: (mm) + Kiểm nghiệm điều kiện b