Đồ án Thiết kế hệ thống trộn liệu

p xúc nhưng không thoả mãn về giảm chi phí do thừa bền do đó ta cần giảm bề rộng vành răng của bộ truyền cấp nhanh Gọi y’ba là bề rộng vành răng khi đã giảm bề rộng .Ta có : y’ba = []2*yba = []2*67,5=44,2 mm ta chọn y’ba =45 mm khi đó ta kiểm tra lại ứng suất của bộ truyền cấp nhanh: sH = Mpa khi đó o/o<4o/othoả mãn . Vởy bộ truyền cấp nhanh được kiểm nghiệm về ứng suất tiếp xúc. 4- Kiểm nghiệm răng nhanh về độ bền uốn. Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng sF phải nhỏ thua giá trị ứng suất uấn cho phép [sF] hay: sF Ê [sF]. Do ị sF2 = sF1 . YF2 / YF1 Trong đó : T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động. Các hệ số được tính như đối với bộ truyền câp chậm. Do Theo Bảng 6.18 (Trang 109-Tâp1: Tính toán ...). Còn Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị dF = 0,016. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị go = 73. Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) . Với Ybd = 0,59 ta có KFb=1,079 Do đây là bánh răng thẳng lên KFa =1. ị KF = KFb.KFa KFv = 1,079*2,36*1 = 2,54 Vậy ta có: (MPa). ị sF2 = sF1 . YF2 / YF1 = 165,34*3,6/3,82= 155,8 (MPa). Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được khi làm việc xác định như sau. [sF1]= [sF1].YS .YxF.YR và [sF2]= [sF2].YS .YxF. YR. Với m = 3 mm ị YS = 1,08 – 0,0695.Ln(3) ằ 1. Còn YR = 1 và KxF = 1 ị [sF1] = [sF1].1.1.1 = 185MPa. ị [sF2] = [sF2].1.1.1 = 169,7MPa. Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì : 5. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Để bộ truyền khi quá tải (xảy khi mở máy hoặc hãm máy... Lúc đó momen xoắn tăng đột ngột) không bị biến dạng dư, gẫy dòn lớp bề mặt của răng hoặc biến dạng dư, phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng thì ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax và ứng suất uốn cực đại sF1max luôn luôn phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max. * Ta có ứng suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max được xác định như sau: . Vậy suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max của mỗi bánh răng xác định như sau: * Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau: (*) Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,5. Thay số vào công thức (*) ta có: Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn. * Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh : - Khoảng cách trục: aw = 270 mm. - Môđun bánh răng: m = 3 mm. - Chiều rộng bánh răng: b1 = 45 mm - Số răng bánh răng: Z1 = 38 và Z1 = 142 răng. - Đường kính chia : d1 = m. Z1 = 3.38 = 114 mm; d2 = m.Z2 = 3.142 = 426 mm; -Đường kính đỉnh răng: bánh nhỏ: da1=120 mm bánh lớn : da2= 429 mm - Đường kính đáy răng : df1 = d1 - (2,5-2.x1).m = 55,848 mm. df2 = d2 - (2,5-2.x2).m = 309,172 mm - Góc prôfin răng gốc: a = 200. - hệ số dịch chỉnh : x = 0 IV – thiết kế bộ truyền ngoài (bộ truyền đai) : 1 -chọn loại đai va tiết diện đai: Chọn loại đai trong bộ truyền đai là đai thang thường . Theo tiêu chuẩn Gost 12841-80;2-80-3-80 ,và hình (4.1) trang 59 ta chọn loại đai là đai b .Với các thông số của đai dưới đây: Loại đai: thang thường Kí hiệu : b Kích thước tiết diện: bt = 14 mm b = 17 mm h = 10,5 mm yo = 4 diện tích tiết diện : 138 mm đường kính đai nhỏ : 200 mm chiều dàI đai : 3000 mm 2– Xác định các thông số của bộ truyền : a-đường kính đai nhỏ: theo bảng 4.13 ta đã chọn được đường kính bánh đai nhỏ; d 1 = 200 mm từ đó xác định được vận tốc đai theo công thức : đường kính bánh đai lớn : d2=d1*u(1-e) , với u là tỉ số truyền cua bộ truyền đai ,u= 4 e = 0,1..0,2 chọn e = 0,15 khi đó d2= 200* 4 /(1-0,15) = 812,2 mm theo đúng tiêu chuẩn bảng (4.21) ta chọn đường kính banh ssai lớn: d2 = 800 mm b-khoảng cach trục a trị số a được tính thoả mãn về điều kiện sau : h + 0,55(d1+d2)<= â<= 2(d1+d2) 10,5 + 0,55(200+800) <= a <= (200+800) 560,5<= a <= 2000 chọn a = 1000 mm chiều dài đai l xác định theo công thức : l = 2a + p(d1+ d2)/2 + 1/4a( d2-d1)2 =2 .1000+p.(200+800) + 1/4.1000(800-200)2 = 3660,79 mm theo tiêu chuẩn bảng 4.13 ta chọn l = 3750 mm khi đó khoảng cách trục chính xác sẽ là : a = ;với vậy a = chọn khoảng cách trục a = 1089 mm c- góc ôm a1 trên bánh đai nhỏ xác định theo công thức : a1 = 180o-(d2-d1).57o/a= 180o-(800-200).57/1089=148,6o. 3- xác định số đai Số đai được xác định theo công thức : Z=p1.kđ/([po].ca.c1.cu.cz) Trong đó : - p1 công suất trên trục bánh công tác chủ động p1= pđc.nđc = 7,5.0,875=6,56(kw) kđ hệ số tảI động .Theo bảng (4.7) ta có kđ=1 ca: hệ số kể tới ảnh hưởng của góc ôm a1 ca= 1-0,0025(180-148,6) = 0,9215 c1= hệ số kể tới ảnh hưởng của chiều dàI đai theo bảng (4.16) c1= 1,015 cu = hệ số kể đến ảnh hưởng của tỉ số truyền ;cu = 1,14 cz = hệ số kể đén sự phân bố không đồng đèu về tảI trọng cho cac dây đai .Tính qua z’=p1/[po] với [po]tra theo bảng 4.19 [po]= 5,1 do đó z’= p1/[po]=6,56/5,1=1,28vậy cz=0,947 vậy số đai trong bộ truyền đai : z= 7,5.1/(5,1.0,92.1,105.1,14.0,94)=1,42 chọn số đai là z=1 *-chiều rộng bánh đai B = (z-1)t+2.e t=19 ê=1,25 theo bảng 4.21 vậy B = (1-1).15 + 2.12,5= 25 mm *-đường kính ngoàI của đai da= d +2.ho hp=4,2 (tra bảng 4.21) vậy đường kính bánh đai lớn : da1=800+2.4,2=808,4 mm bánh đai nhỏ : da2=200+2.4,2 = 208,4 mm 4-Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục Lực căng trên đai được xác định theo công thức sau : Fo=780.p1.kđ/ ca.v.z+ Fv Trong đó Fv:lực căng do lực li tâm sinh ra . Fv=qm.v2 ( với qm: khối lượng 1m chiều dàI đai .Theo bảng 4.22 qm = 0,1178 kg/m) Vậy Fv = 0,178(15,2)2 = 41,125 (N) Do đó Fo= 780.6,56.1/(15,2.0,9215.1)+41,125 = 406,43N Lực tác dụng lên trục : Fr = 2.Fo.z.sin(a1/2) = 2.406,43.1.sin(148,6/2)=782,53(N) Phầniii: tính toán trục I) Chọn vật liệu Đối với các trục dùng trong hộp giảm tốc ta chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 tôI cảI thiện có =750Mpa sch= 450Mpa và ứng suất xoắn cho phép []=1220Mpa. II) Tính thiết kế trục : Tính thiết kế trục nhằm xác đinh đường kính và chiều dàI các đoạn trục đáp ứng yêy cầu về độ bền, kết cấu lắp ghép và công nghệ .Tính trục và thiết kế trục ta tiến hành theo các bước sau . 1-Xác định tảI trọng tác dụng lên trục: lực tác dụng từ bộ truyền bánh bánh răng rụ . khi ăn khớp các bộ truyền sẽ tác dụng các lực -lực vòng Ft : + đối vơI cấp nhanh Ft1 Ft1 =Ft2 = 2443,3 N + đối với cấp chậm: Ft3 Ft4= Ft3 = 8867,6 N -Lực hướng tâm: + đối với cấp nhanh Fr1 = Ft1.tgatw = 2443,3.tg20o = 889,3 N Fr2 = Fr1 = 889,3 N + đối với cấp chậm: Fr3 = Ft3.tgatw = 8867,6.tg20o= 3227,5 N Fr4 = Fr3 = 3227,5 N -Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng , lực doc trục Fa = 0 ; -*,Phương chiều của các lực được xác định sơ bộ như hình vẽ : 2) Xác định sơ bộ kích thước đường kính trục: Theo công thức 10.9 ta có : di = . Với Trục I : T1 = 139147,8Nmm. Trục II : T2 = 505010,3Nmm. Trục III: T3 = 1832865,4Nmm. Chọn []1 =15Mpa ta có : d1 => chọn d1= 40 mm Chọn []2= 20 Mpa ta có : d2= > chọn d2= 55 mm Chọn []3 = 20 Mpa ta co : d3 => chọn d3= 80 mm 3) Xác định khoang cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: các kích thước được biểu diễn trên hình sau : *- Với trục I: chiều dàI mayo bánh đai và bánh răng trụ : lm1= (1,2…1,5)d1 = (1,2..1,5) . 40 = (48..60) mm; chọn lm1 =50 mm; *- Với trục II : chiều dàI mayo bánh răng trụ lắp trên trục : lm2= (1,2…1,5)d2 = (1,2..1,5) . 50 = (60..75) mm; chọn lm2 =70 mm; *-Với trục III: chiều dàI mayo bánh răng trụ lắp trên trục : lm3= (1,2…1,5)d3 = (1,2..1,5) . 80 = (96..120) mm; chọn lm3 =110 mm; Chọn khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp giảm tốc hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay là : k1 =10 mm Chọn khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp : k2 =8 mm Chọn khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đén nắp ổ k3 = 15 mm Chiều cao nắp ổ và bu lông hn = 16 mm a-Tính các khoảng cách của trục I : khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện nắp bánh đai : l12= - lc12 với lc12 khoảng cấch công xôn trên trục I lc12 = 0,5.(lm12 + bo1) + k3 + hn ;lm12 =50 mm; Vậy lc12 = 0,5.(50 + 23) + 15 + 16 = 67,5 mm -khoảng cách từ goói đỡ O đến bánh răng 1 l13 = = 0,5.(lm13 + bo) + k1 + k2 ; với lm13 = 50 mm Vậy l13 = 0,5.(50 + 23) + 10 + 8 = 54,5 mm; Khoảng cách từ gối đỡ O đến gối đỡ 1 : l11 = 2.l13= 2.54,5 =109 mm b-Tính các khoảng cách của trục II : khoảng cách từ gối đỡ O đến tiếtdiện nắp bánh răng 2 trên trục II : lc22 = 0,5.(lm22 + bo) + k1 + k2 ;lm22 =70 mm; Vậy l22 = 0,5.(50 + 29) + 10 + 8 = 57,5 mm -khoảng cách từ ổ lăn đến tiết diện lắp bánh răng 3 trên trục II : l23 = l11 + l23 + k1 + bo l32 : khoảng cách từ gối đỡ O lắp trên trục III đến tiết diện lắp bánh răng 4 trên trục III Ta có : l32= 0,5.(lm32 + bo) + k1 + k2 ;lm32 =110 mm; bo = 41 mm; Vậy l32= 0,5.(110 + 41) + 10 + 8 =93,5 mm Do đó l23 = 109 +93,5 +10+29= 241,5 mm Khoảng cách giữa 2 gối đỡ ổ lăn lắp trên trục II L21 = l23 + l32 = 241,5 + 93,5 = 335 mmm c-Tính các khoảng cách của trục III : khoảng cách từ gối đỡ O lắp trên trục III đến tiếtdiện nắp bánh răng 4 trên trục III : l32 =93,5 mm Khoảng cách giữa hai gối đỡ lắp trên trục III: L31 = 2.l32 = 2.93,5 = 187 mm -khoảng cách từ gối đỡ ổ lăn ổ lăn đến nối trục đàn hồi : l33 = lc33 + l31 Với lc33 : khoảng công xôn trên trục III lc33 = 0,5.(lm33 + bo) + k3 + hn lm33 chiều dàI nối trục đàn hồi lm33 = ( 1,4..2.5)d =(1.4…2,5).85 = ( 119…212,5 ) mm chọn lm33 = 150 mm; Do đó lc22 = 0,5.(150 + 41) + 15 + 16 = 126,5 mm Vậy l33 =187 + 126,5 = 313,5 mm Do đó l23 = 109 +93,5 +10+29= 241,5 mm Khoảng cách giữa 2 gối đỡ ổ lăn lắp trên trục II L21 = l23 + l32 = 241,5 + 93,5 = 335 mmm 4) Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục: a-Trục I: */ Tính lực tác dụng len các trục và xácđịnh biểu đồ mô men tácdụn lên trục I: Theo đầu bàI lực tác dụng từ bánh đai lên trục I hướng theo phương Y Trị số Fy12 = 782,53 N Lực từ bánh răng tác dụng lên trục : Do bộ truyền bánh răng thẳng răng trụ nên tác dung lên trục chỉ là lực hướng tâm và lực vòng Ft= t trị số các lực là : Fx13 = 2443,3 N Fy13 = -889,3 N -Phản lực Fly và Flx trên các gối đỡ : giả sử các phản lực trên các gối đỡ co chiều nhủ hình vẽ . Tại gối đỡ trục I : Fly = -1/l11(Fy13.l13) = -1/109(-889,3.54,5) = 444,65 N Tại gối đỡ O ta có : Flyo = -( Fly11 + Fy22) = (444,65 + 782,53 ) + 889,3 = -337,88 N Thành phần phản lực trên zo x: Flx1 = Flx10 = 1/2Fx13 = 2443,3/2 = 1221,65 N Fly21 = -1/l21. ( Fy22 .l22 + Fy23 .l23) Fly21 = -1/l21. ( Fy22 .l22 + Fy23 .l23) Sơ đồ đặt lực và biểu đồ mô men của trục I */ xác định đường kính trục I: +Tại tiết diện 1-1 trên trục I ta có : Mt= == 0(Nmm) Mtđ === 43884 Nmm. Vậy đường kính trục tại tiết diện 1-1 trên trục I là: d1-1 = [] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục , tra bảng 10.5 với trục có đường kính d<30 mm ,chọn vật liệu là thép 45 có b850 Mpa ta có []=61 MPa. Vậy d1-1= = 19mm, đẻ phù hợp với tiêu chuẩn lấy d1-1= 20mm + Xét tại tiết diện lắp ổ lăn Mt-o= == 85295,77 Nmm. Mtđ= == 95922,8 Nmm Vậy đường kính trục tại tiết diện lắp ổ lăn do-o== = 25,05mm lấy theo tiêu chuẩn do-o=25mm + xác định đường kính tại tiết diện lắp bánh răng 1: Mt= = = 205078,5(Nmm) Mtđ === 209721,6Nmm. Vậy đường kính trục tại tiết diện 1-1 trên trục I là: d1-1 === 32,5 mm lấy theo tiêu chuẩn chọn d1-1 = 35mm . ta có sơ đồ trục như sau : */ tính then trên trục 1 : ta thống nhất chon then trên các tiết diện dùng trên trục I là then bằng _Tính mối ghép then : điều kiện bền dập và bền cắt : Ta có: sd = 2.T/[d.lt(h- t1)] Ê [sd] Còn tc = 2.T/(d.ltb) Ê [tc] ; Trong đó các đại lượng được xác định như sau: - sd,tc làứng suất dập và ứng suất cắt tính toán (MPa). - d là đường kính trục lặp then (mm). - T là mômen xoắn trên trục có lắp then (N.mm). - lt = (0,8 á 0,9)lm. Với ll, lm là chiều dài then và chiều dài mayơ (mm). - b, h là chiều rộng và chiều cao của then (mm). [sd] là ứng suất dập cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập vừa [sd] = 100MPa ; - [tc ] ứng suất cắt ứng suất cắt cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập nhẹ [tc] = 20 á 30 MPa ; -theo bảng 9.1a ta chọn then tại tiết diện lắp bánh đai ứng với đường kính trục d = 25 mm co các kích thước : b = 6 mm ; t1 = 3,5 mm ; h = 6 mm ; từ lm = 50 ị lt = (0,8 . . 0,9)lm = 40 . . 45 ; lấy lt = 45 mm với TI = 139147,8 Nmm d = 25 mm ị sd = 2.139147,8/[20.45.(6-3,5)] = 123, 6 Mpa> [sd] = 100 Mpa do đó để đảm bảo độ bền ta lắp thêm một then cach nhau 180o .Khi đó ứng suất trên mỗi then la: sd = 0,75.139147,8 /(20.45.(6-3,5)) = 46,4 Mpa. ị tc = 0,75.139147,8[20.45.6] = 19,32 Mpa<[tc] = 20 á 30 MPa ; Thoả mãn độ bền + Tính then trên tiết diện lắp bánh răng 1 : tại tiết diện này ứng với đường kính trục d= 35mm ta chọn then có các kích thước như sau : b = 10 mm ; h = 8 mm ; t1 = 5 mm; vói lm = 50 mm ị lt = 40…45 mm ta chọn lt = 45 mm; khi đó : sd= 2.139147,8 /35. 45 .( 8- 5) = 58 Mpa ị tc = 2.139147,8 / 35.45.10 =17,6 Mpa thoả mãn độ bền . */ Tính kiểm ngiệm trục : - về độ bền mỏi : *) Do khi làm thêm rãnh lắp để lắp then ở trên trục sẽ làm cho tiến diện thay đổi dẫn đến phát sinh hiện tượng tập trung ứng suất làm cho trục kém bền. Vậy ta phải tiến hành kiểm nghiệm lai xem trục có còn làm tốt hay không. Cụ thể tại tiết diện trục lắp bánh răng thẳng chủ động 1 có đường kính 35 mm có xẻ rãnh để lắp thên bằng l´b´h = 45´10´8 có t1 =5 ta có. Khi đó ứng suất uốn và xoắn phát sinh tai tiết diện này là: Còn tại tiết diện trục lắp ổ lăn với đường kính trục d = 25 mm . Mô men uốn :WB = 3,14.d3/32 = 3,14..253/32 = 1533,9 Mpa Mô men xoắn : WoB = 3,14.d3/16 = 3,14. 253/16 = 3066,4 Mpa Khi đó ứng suât uốn và xoắn phát sinh tai tiết diện này là: Vậy tại tiết diện A trên trục I vẫn là tiết diện nguy hiểm nhất. Cho nên ta phải kiểm nghiệm tại đây xem hệ số an toàn có đảm bảo điều kiện làm việc dài lâu hay không. Để bảo đảm độ bên lâu cho trục. kết cấu ttrục đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điêù kiện sau: S[S]. lấy [s] =2 Trong đó S,Slà hệ số an toàn chỉ xét riêng ưs pháp và ưs tiếp tại tiết diện i. S= S= Lấy =0,436*=0,436*850 =365,5MPa. =0,58*=0,58*365,5 =212MPa , Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng =0 , với Wi = 3566,4 mm3 =57,5MPa. Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động với Woi= =3,2 Mpa :hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Tra bảng 10.7 : =0,05 , =0 k,k: được xác định theo 10.25; 10.26 k=( k k=( k tra bảng 10.8 ,10.9 ta được kx = 1,12 ,ky =1,6 tra bảng 10.10 ,10.11 ta được ks = 2,07 ; k t = 1,965 tra theo bảng 10.12 ; k=( k= 2,07/0,87+1,12 – 1 = 1,56 k=( k= 1,965/0,79 + 1,12 – 1 = 1,63 S===4,07 S= =40,6 Vậy Si = = 4,05 > [S] ( thoả mãn ). i : là tại tiết diện 1-1 Về độ bền tĩnh: Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là: . Trong đó : s =Mmax/(0,1.d3) = 139147,8/(0,1*353) = 32,45 MPa. t = Tmax/(0,2.d3) = 50673/(0,2*353) = 5,9 MPa. [s] = 0,8 sch = 0,8.340 = 272 MPa; Thay số ta được: Vậy trục thoả mãn độ bền tĩnh. b-Trị số và chiều của các lực tác dụng lên trục II: Thành Phần phản lực trên (z o y) Tại ổ trục 1 : Fly21 = -1/l21. ( Fy22 .l22 + Fy23 .l23) ;Với Fy22 = 3227,5 N ; l22= 57,5 mm ; Fy23 = 889,3 N l23 =241,5 mm; l21 =335 mm Do đó Fly21 = -1/335. ( 3227,5 .57,5 + 889,3 .241,5) = -1195,06 N Tại gối đỡ O ta có : Fly20 = -(Fy22 + Fy23 ) + Fly21 = - ( 3227,5 + 889,3) + 1195,3 = - 2921,7 N Thành phần phản lực trên (z o x) : Tại gối đỡ ổ trục 1 ta có : Fly21 .l21 + Fx23 .l23 +Fx22.l22 = 0 ; Vậy Flx21 = -1/l21.( Fx23 .l23 +Fx22.l2) ; Với Fx23 = 2443,3 N ; l23 = 241,5 mm; Fx22 = 8867,6 N ; l22 = 57,5 mm ; Flx21 = -1/335( 2443,3.241,5+8867,6.57,5) = 3283,4 N Flx20 = Flx21 – Fx22 – Fx23 = 3283,4 – 8867,6 – 2443,3 = - 8027,5 N -Lực tác dụng tổng hợp lên các gối đỡ của các ổ trên trục II : + trên gối đỡ 1 : Flt20 = + trên gối đỡ 1 : Ft21 = Tacósơđồđặtlựcvàbiểuđồm ` */ xác định đường kính trục II: +Tại tiết diện lắp ổ lăn trên trục II ta có : M= = 0(Nmm) Mtđ === 888434,6 Nmm. Vậy đường kính trục tại tiết diện 2-0 trên trục II là: d2-0 = [] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục , tra bảng 10.5 với trục có đường kính d=60 mm chọn vật liệu là thép 45 có b850 Mpa ta có []=54,5 MPa. Vậy d2-0= = 54,6mm, đẻ phù hợp với tiêu chuẩn lấy d2-0= 55mm + Xét tại tiết diện lắp bánh răng 2 : M2-2= == 502609,6 Nmm. Mtđ= == 1041028,9 Nmm Vậy đường kính trục tại tiết diện lắp bánh răng 3 : do-o== = 57,6mm lấy theo tiêu chuẩn do-o=60mm + xác định đường kính tại tiết diện lắp bánh răng3: M2-3= = = 243110,2(Nmm) Mtđ === 512086,5Nmm. Vậy đường kính trục tại tiết diện trục là: d2-3 === 45,46 mm lấy theo tiêu chuẩn chọn d23 = 48mm . Tại tiết diện lắp ổ lăn o do không có yêu cầu về tảI nên ta chọn đường kính trục d20 = 40mm ta có sơ đồ trục như sau : Chưa Vẽ */ tính then trên trục II : ta thống nhất chon then trên các tiết diện dùng trên trục II là then bằng _Tính mối ghép then : điều kiện bền dập và bền cắt : Ta có: sd = 2.T/[d.lt(h- t1)] Ê [sd] Còn tc = 2.T/(d.ltb) Ê [tc] ; [sd] là ứng suất dập cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập vừa [sd] = 100MPa ; - [tc ] ứng suất cắt ứng suất cắt cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập nhẹ [tc] = 20 á 30 MPa ; -theo bảng 9.1a ta chọn then tại tiết diện lắp bánh răng ứng với đường kính trục d = 48 mm co các kích thước : b = 6 mm ; t1 = 3,5 mm ; h = 6 mm ; từ lm2 = 70 .Ta thấy bánh răng 2 có bề rộng vành răng là bw = 30 mm .Cho nên ta chọn lm2 = 35mm cũng đủ thoả mãn và phù hợp với kết cấu . vậy lt = (0,8 . . 0,9)lm = 28 . . 31,5 ; lấy lt = 30 mm. Ta chọn then có các số liệu sau : b= 14mm ; h= 9mm ; t1=5,5mm; với TI = 505010,3 Nmm d = 48 mm ị sd = 2.505010,3/[30.48.(9-5,5)] = 196,3 Mpa> [sd] = 100 Mpa do đó để đảm bảo độ bền ta lắp thêm một then cach nhau 180o .Khi đó ứng suất trên mỗi then la: sd = 0,75.505010,3 /(20.45.(9-5,5)) = 75 Mpa. ị tc = 0,75.505010,3[30.48.14] = 18,7 Mpa<[tc] = 20 á 30 MPa ; Thoả mãn độ bền + Tính then trên tiết diện lắp bánh răng 3 : tại tiết diện này ứng với đường kính trục d= 60mm .Ta có bw =108mm mà lm2= 70mm nên đẻ phù hợp ta chọn lm2 = 110 mm . ta chọn then có các kích thước như sau : b = 18 mm ; h = 11 mm ; t1 = 7 mm; vói lm = 110 mm ị lt = 88…99 mm ta chọn lt = 90mm; khi đó : sd= 2.505010,3 /110.60.4. 45 .= 38,96Mpa ị tc = 2.505010,3 / 110.60.18 = 8,7 Mpa thoả mãn độ bền . */ Tính kiểm ngiệm trục : về độ bền mỏi : Tại tiết diện lắp bánh răng 2 có d= 48 mm Wo = Khi đó ứng suất uốn và xoắn phát sinh tai tiết diện này là: Còn tại tiết diện lắp bánh răng 3 . Wo = hi đó ứng suât uốn và xoắn phát sinh tai tiết diện này là: Vậy tại tiết diện lắp bánh răng 2 trên trục II là tiết diện nguy hiểm nhất. Cho nên ta phải kiểm nghiệm tại đây . Ta có : S[S]. lấy [s] =2,5 Trong đó S,Slà hệ số an toàn chỉ xét riêng ưs pháp và ưs tiếp tại tiết diện i. S= S= Lấy =0,436*=0,436*850 =365,5MPa. =0,58*=0,58*365,5 =212MPa , Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng =0 , với Wi = 3566,4 mm3 =29MPa. Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động Tra bảng 10.7 : =0,1, =0,05 k,k: được xác định theo 10.25; 10.26 k=( k; k=( k tra bảng 10.8 ,10.9 ta được kx = 1,12 ,ky =1,7 tra bảng 10.10 ,10.11 ta được ks = 2,07 ; k t = 1,965 tra theo bảng 10.12 ; k=( k= 2,07/0,79+1,12 – 1 = 1,6 k=( k= 1,965/0,75 + 1,12 – 1 = 1,6 S===7,8 S= = 10,2 Vậy Si = = 6,19 > [S] ( thoả mãn ). Về độ bền tĩnh: Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là: . Trong đó : s =Mmax/(0,1.d3) = 505010,3/(0,1*603) = 23,4 MPa. t = Tmax/(0,2.d3) = 1025876/(0,2*603) = 23,7 MPa. [s] = 0,8 sch = 0,8.340 = 272 MPa; Thay số ta được: Vậy trục thoả mãn độ bền tĩnh. Kết cấu trục II: Chưa vẽ : c- Trị số và chiều của các lực tác dụng lên trục III: Theo phương y : Fly31= - l32/l31.Fy32 Với Fy32 = Fy22 = 3227,5 N ; l32 = 93,5 mm ; l31 = 187 mm; Fly31 = - 93,5/187 . 3227,5 = - 1613,75 N ; + Tại gối đỡ trục o : Fly30 = Fy32 + Fly31 = - 1613,75 – 3227,5 = -4841,25 N Theo phương x : Tại gối đỡ ổ trục 1 ,ta có : Fx31.l31 + Fx33.l33 – Fx32.l32 = 0 Fx31 = Với Fx32 = 8867,6 N ; l32 = 93,5 mm ; l31 = 187 mm ; Fx33 : lực tác dụng của khớp nối đàn hồi . Fx33 = ( 0,2..0,3) .2 .T3/Dt = (0,2..0,3).2 .1832865,4 /120 = -7636,9 N Dt : đường kính vòng đàn hồi của nối trục đàn hồi .Tra bảng (16.10 Fx31 = -xét gối đỡ tại ổ O : Flx30 + Flx31 + Fx33 - Fx32 = 0 ; Flx30 = - Flx31 - Fx33 + Fx32 = - 7138,5 N Phản lực tổng hợp tác dụng lên 2 gối đỡ : Ft30 = Ft31 = Ta có biểu đồ mô men lực tác dung leen trục III: ` */ xác định đường kính trục III: +Tại tiết diện lắp gối đõ ổlăn o trên trục III ta có : M= = 0(Nmm) Mtđ === 1808728,8 Nmm. Vậy đường kính trục tại tiết diện 3-0 trên trục III là: D3-0 = [] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục , tra bảng 10.5 chọn vật liệu là thép 45 có b850 Mpa ta có []=52 MPa. Vậy d3-0= = 64,7mm, đẻ phù hợp với tiêu chuẩn lấy d2-0= 65mm + Xét tại tiết diện lắp bánh răng 4 : M3-2= == 302098 Nmm. Mtđ= == 1840756,6Nmm Vậy đường kính trục tại tiết diện lắp bánh răng 4 do-o== = 70,7 mm lấy theo tiêu chuẩn do-o=80mm + xác định đường kính tại tiết diện lắp ổ lăn 1 : M-3= = = 966067,85(Nmm) M31 === 966067,85Nmm. Vậy đường kính trục tại tiết diện trục là: d31 === 57 mm lấy theo tiêu chuẩn chọn d23 = 60mm . ta có sơ đồ trục như sau : */ tính then trên trục III : ta thống nhất chon then trên các tiết diện dùng trên trục IIIlà then bằng _Tính mối ghép then : điều kiện bền dập và bền cắt : Ta có: sd = 2.T/[d.lt(h- t1)] Ê [sd] Còn tc = 2.T/(d.ltb) Ê [tc] ; [sd] là ứng suất dập cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập vừa [sd] = 100MPa ; - [tc ] ứng suất cắt ứng suất cắt cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập nhẹ [tc] = 20 á 30 MPa ; -theo bảng 9.1a ta chọn then tại tiết diện lắp bánh răng ứng với đường kính trục d = 80 mm co các kích thước : b = 22 mm ; t1 = 14 mm ; h = 9 mm ; từ lm2 = 110 . lt = (0,8 . . 0,9)lm = 88…99 *(mm); lấy lt = 95 mm. Ta chọn then có các số liệu sau : b= 14mm ; h= 9mm ; t1=5,5mm; với TI = 1832865,4 Nmm d = 90 mm ị sd = 2.1840756,6/[80.95.5] = 96,88Pma<sd] = 100 Mpa tc = 2.1840756,6/80.95.22=22< [tc] = 20 á 30 MPa ; Thoả mãn độ bền */ Tính kiểm ngiệm trục : về độ bền mỏi : Tại tiết diện lắp bánh răng 4ó d= 80mm Wo = Khi đó ứng suất uốn và xoắn phát sinh tai tiết diện này là: Còn tại tiết diện lắpổ lăn 1: W=pd3/32=50265,48 mm3 Wo= pd3/16 =100530,9 mm3 hi đó ứng suât uốn và xoắn phát sinh tai tiết diện này là: Vậy tại tiết diện lắp bánh răng 4 trên trục III là tiết diện nguy hiểm nhất. Cho nên ta phải kiểm nghiệm tại đây . Ta có : S[S]. lấy [s] =2,5 Trong đó S,Slà hệ số an toàn chỉ xét riêng ưs pháp và ưs tiếp tại tiết diện i. S= S= Lấy =0,436*=0,436*850 =365,5MPa. =0,58*=0,58*365,5 =212MPa , Đối với trục quay ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng =0 , với Wi = 3566,4 mm3 =41,8MPa. Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động Tra bảng 10.7 : =0,1, =0,05 k,k: được xác định theo 10.25; 10.26 k=( k; k=( k tra bảng 10.8 ,10.9 ta được kx = 1,12 ,ky =1,7 tra bảng 10.10 ,10.11 ta được ks = 2,07 ; k t = 1,965 tra theo bảng 10.12 ; k=( k= 2,07/0,73+1,12 – 1 = 1,74 k=( k= 1,965/0,71 + 1,12 – 1 = 1,79 S===5,02 S= = 13,8 Vậy Si = = 4,7 > [S] ( thoả mãn ). Về độ bền tĩnh: Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là: . Trong đó : s =Mmax/(0,1.d3) = 1840756,6/(0,1*803) = 35,95 MPa. t = Tmax/(0,2.d3) = 1840756,6/(0,2*803) = 15,9 MPa. [s] = 0,8 sch = 0,8.340 = 272 MPa; Thay số ta được: Vậy trục thoả mãn độ bền tĩnh. Kết cấu trục II: Chưa vẽ : IiI- Tính toán ổ lăn I ) .Đối với trục III Trong phần tính toán trục ta đã xác định đường kính ngõng trục d = 70mm . Với tảitrọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm ,dùng ổ bi đỡ 1 dãy cho các gối đỡ 0 1.Chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ trung 414 bảng p2.7 phụ lục có đường kính d =70mm, đường kính ngoài D= 150mm, khả năng tải động c = 8,17kN, khả năng tải tĩnh c0 =64,5kN. Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ. Vì trên đầu ra của trục có lắp nối trục đàn hồi nên cần chọn chiều của Fx33 để tăng phản lực ngược chiều chọn khi tính trục trên các ổ .với chiều đã + Ta có phản lực trong mặt phảng x0z như hình vẽ dưới : Phương trình cân bằng lực và mô men : Flx31=-(Fx33.l32 + Fx33.l33)/l31 = 7636,9N Fx30 = - (Fx32+Fx33 – Flx31) = 732,3 N Vậy tổng lực trên 2 ổ là: Flx30 = Flx31 = Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn (ổ 1 ) với Fr = Rổ 0=19161,2 N. Theo công thức 11.3 với Fa = 0 Tải trọng quy ước : Q = X*V*Fr*kt*kđ Trong đó đối với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X=1 , V =1 ( vòng trong quay ) kt =