Đồ án Thiết kế Hộp giảm tốc

I Tính toán hệ dẫn động 1.1 Chọn động cơ 1.1.1 Xác định công suất cần thiết của động cơ Công thức xác định Pct =
=
=4,03 Kw Hiệu suất hệ dẫn động: η=∏ ηimi Theo sơ đồ đề bài cho:
η=∏ ηimi = ηxích. ηo.lm. ηbrk. ηk m: số cặp ổ lăn,m=4 k: số cặp bánh răng,k=2 Tra bảng 2.3 được các hiệu suất: hiệu suất ổ lăn được che kín: ηo.l=0,99 hiệu suất truyền của một cặp bánh răng được che kín: ηbr=0,97 hiệu suất nối trục đàn hồi: ηk=0,98 hiệu suất xích để hở: ηxích = 0,92 Vậy hiệu suất của toàn bộ hệ thống: η = ηxích. ηo.l4. ηbr3. ηk=0,92.0,994.0,972.0,98=0,81 Công suất tương đương của động cơ: Ptd=
=
=4,98 Kw 1.1.2 Xác định tốc độ đồng bộ của động cơ Chọn sơ bộ tỷ số truyền của toàn bộ hệ thống là Usb. Theo bảng 2.4 ( trang 21 ), truyền động bánh răng trụ hộp giảm tốc hai cấp. Bộ truyền ngoài bằng xích. Usb=Usbh.Usbx=12.3=36 số vòng quay của trục xích tải: nlv=
=
=34,67 vg/ph Trong đó: V: vận tốc xích tải Z: số răng đĩa xích P: bước xích tải Số vòng quay sơ bộ của động cơ: Usbdc=nlv.Usb=34,67.36=1248,12 vg/ph Chọn động cơ: Ptđ ≤ Pdc ; ndc ≈ nsbdc ;
≤
; Ta có: Ptđ = 4,98 Kw; nsbdc= 1248,12 vg/ph;
=1,4 Theo bảng phụ lục P1.3 ta chọn đông cơ là: 4A112M4Y3 Có các thông số: Pdc=5,5 Kw; ndc=1425 vg/ph;
=2,0 1.2 Phân phối tỷ số truyền. tỷ số truyền chung: uc=
=
=41,10 chọn ux=3,125 suy ra: uhộp=
=12 ta có: uh=u1.u2 trong đó: u1 : tỷ số truyền cấp nhanh u2 : tỷ số truyền cấp chậm Mặt khác ta lại có: u1=(1,2÷1,3).u2 chọn u1=4 u2=3 Tính lại uxích : ux=
=
=3,43 1.3 Xác định số vòng quay trên các trục Pct=4,03 kw PIII =
=

=4,42 kw PII =
=
=4,60 kw PI=
=
=4,79 kw Pdc=
=
=4,94 kw; 1.3.1 Số vòng quay trên các trục. ndc=1425 vg/ph nI = ndc =1425 nII =
=
= 365,25 vg/ph nIII =
=
= 118,75 vg/ph nlv =
=
= 34,67 vg/ph 1.3.2 Mômen trên các trục động cơ ( I,II,III) của hệ dẫn động. Tdc=9,55.106.
=9,55.106.
=33106 Nmm T1= 9,55.106.
= 9,55.106.
=32101 Nmm T2 =9,55.106.
= 9,55.106.
=123312 Nmm T3= 9,55.106.
=9,55.106.
=355461 Nmm Tct=9,55.106.
=9,55.106.
=1110680 Nmm 1.4 Bảng kết quả tính: Trục Thông số   I  II  III  trục công tác   U  Khớp nối  u1 =4  u2=3  ux=3,43   P (Kw)  4,94  4,79  4,60  4,42  4,03   n (vg/ph)  1425  1425  356,25  118,75  34,67   T (Nmm)  33106  32101  123312  355461  1110080   II Thiết kế bộ truyền xích 2.1 Các thông số đầu vào: Công suất trục chủ động  4,42 Kw   Số vòng quay đầu vào  118,75 vòng/phút   Tỷ số truyền  3,43   Góc nối tâm bộ truyền  00   Số ca làm việc  2   Đặc tính làm việc  Va đập nhẹ   Tải mở máy  Tmm= 1,4T1   2.2 Chọn loại xích Do tải trọng nhỏ, số vòng quay thấp
chọn xích con lăn. 2.3 Xác định thông số bộ truyền Theo bảng 5.4 với u=3,43. Chọn số răng đĩa xích nhỏ: Zx1=25 Số răng đĩa xích lớn Zx2=Zx1.ux=25.3,43=85,75< 120=Zmax. Theo công thức 5.3 công suất tính toán: Pt=p.k.kz.kn kz=25/Z1=1 kn =no/n1=50/118,75=0,42 Theo công thức 5.4: k=ko.ka.kdc.kd.kc.kbt=1.1.1.1,2.1,25.1,3=1,95 Trong đó: ko=1, đường tâm của đĩa xích nằm ngang ka=1, chọn a=40p kdc=1, điều chỉnh bằng 1 trong các đĩa xích kd=1,2 va đập nhẹ kc=1,25 bộ truyền làm việc 2 ca kbt=1,3 môi trường làm việc có bụi, ở chế độ bôi trơn II Do đó: pt=4,42.1,95.1.0,42=3,62 Kw Theo bảng 5.5 với n01= 50 vòng/ phút, chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích: p=31,75 mm. thoả mãn điều kiện bền mòn pt< [p]=5,03 Kw Khoảng cách trục:a=40p=40.31,75=1270 mm Theo công thức 5.12 số mắt xích: x=
+ 0,5.(z1+z2) +
= = 80 + 0,5.(25+86) +
= 80 + 55,5 + 2,36 = 137,86 Lấy số mắt xích là 138 Tính lại khoảng cách trục theo công thức 5.13 a=0,25.p.{xc-0,5.(z1+z2)+
} =0,25.31,75.{138-0,5.(25+86)+
} =1272,31 mm Để xích không quá căng, giảm a một lượng Δa=0,003.a=3,82 mm do đó: a=1268,50 Số lần va đập của xích theo công thức 5.14 i=

=
=1,43 < [i] = 20 ( thoả mãn ) Kiểm nghiệm xích về độ bền: Theo 5.15 hệ số an toàn của xích S= Q/( kd.Ft+F0+Fv) Theo bảng 5.2 tải trọng phá huỷ ứng với p=31,75 là Q=88500 N, khối lượng của 1m xích là q=3,8 kg. chọn kd=1,2 do Tmm=1,4T1 v=
=
=1,57 m/s Ft= q.v2 = 3,8.1,572 = 9,36 N F0= 9,81.kf.q.a=9,81.6.3,8,1,27=284 N Trong đó kf =6 ứng với bộ truyền nằm ngang S=
=24 Theo bảng 5.10
[s]=8,5. Kết luận: đảm bảo bền cho xích. 2.5 Đường kính đĩa xích Theo công thức 5.17 & bảng 13.4 d1=p/sin(
/z1)=31,75/sin(3,14/25)=253,45 mm d2=p/sinh(
/z2)=31,75/sin(3,14/86)=869,78 mm da1=p.[0,5+cotg(
/z1)]=31,75.[0,5+cotg(3,14/25)] =267,33 mm da2= p.[0,5+cotg(
/z2)]= 31,75.[0,5+cotg(3,14/86)] =885,07 mm r=0,5025.d1+0,05=0,5025.19,05+0,05=9,622 mm ( theo bảng 5.2 có d1=19,05 mm ) df1=d1-2r=253,45-2.9,62=234,21 mm df2=d2-2r=869,78-2.9,62=850,54 mm Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức: бH1=0,47.
=457,9 Mpa Fvd=13.10-7.n1.p3.m=13.10-7.118,75.31,753.1=4,94 Kr=0,42 E=2,1.105 Mpa A=262 mm2 theo bảng 5.12 kd=1, xích 1 dãy Vậy ta dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sẽ đạt được ứng suất cho phép [бH]=600 Mpa đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho đĩa 1. 2.6 Lực tác dụng lên trục Theo công thức 5.20: Fr=kx.Ft=1,15.2815=3237 N với kx=1,15 do bộ truyền nằm ngang, hoặc bé hơn 400 2.7 Bảng kết quả tính: Các thông số  Đĩa xích 1  Đĩa xích 2   Số răng Z  25  86   Đường kính vòng chia d(mm)  253,45  869,78   Đường kính vòng đỉnh răng da (mm)  267,33  885,07   Đường kính vòng đáy răng df (mm)  234,21  850,54   Bước xích p (mm)  31,75   Số mắt xích  138   Khoảng cách trục (mm)  1268,50   Hệ số an toàn S  24   Lực vòng Ft (N)  2815   Lực tác dụng lên trục (N)  3237   III Tính bộ truyền bánh răng trong hộp giảm tốc Các thông số: PI (kw)  4,79  n1 ( vg/ph)  1425   PII (kw)  4,60  n2 (vg/ph)  356,25   TI (Nmm)  32101  u1  4   TII (Nmm)  123312  u2  3   Thời gian phục vụ: lh=14000 giờ   A. Phần tính toán chung. Do không có yêu cầu gì đặc biệt và theo quan điểm thống nhất hoá trong các khâu thiết kế nên ở đây ta chọn vật liệu 2 cấp bánh răng là như nhau. 3.1 Chọn vật liệu. Bánh nhỏ: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241÷285 có бb1=850 Mpa; бch1= 580 Mpa. Chọn HB1= 245 (HB). Bánh lớn: thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn MB 192…240 có бb2=780 Mpa; бch2=450 Mpa. Chọn HB2=230 (HB). 3.2 Xác định ứng suất cho phép. [бH]=( б0Hlim/ SH).ZR.ZV.KxH.KHL chọn sơ bộ: ZR.ZV.KxH=1 → [бH]= б0Hlim.KHL/ SH SH: hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc; SH=1,1 б0Hlim: ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với chu kỳ cơ sở б0Hlim= 2.HB+ 70 suy ra:б0Hlim1= 2.245+70=560 Mpa б0Hlim2=2.230+70=530 Mpa б0Flim1=1,8.245=441 Mpa б0Flim2=1,8.230=414 Mpa KHL=
với mH=6 mH: Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc. NHO: Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc: NHO=30.H2,4HB HHB: Độ rắn Brinen. NHo1=30.2452,4 = 1,6.107 NHo2 =30.2302,4 =1,4.107 NHE: Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương: NHE= 60.


c: Số lần ăn khớp trong một vòng quay Ti;ni;ti: Lần lượt là mômen xoắn, số vòng quay và tổng số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét. NHE=60.


NHE2=60.1.
.14000.(13.4/8+0,63.3/8)=16,2.107 > NH02=1,4.107 Do đó kHL2=1 Suy ra: NHE1 > NH01 nên kHL1=1. Như vậy theo 6.1a sơ bộ xác định được: [бH]= s0Hlim.KHL/бH
[бH]1=
=509 Mpa [бH]2=
=482 Mpa Với bộ truyền cấp nhanh và cấp chậm bánh trụ răng thẳng : [бH]=482 Mpa Theo 6.7 NFei=60.c.
NFE2= 60.1.
.14000.(16.4/8+0,66.3/8)=5,2.107. Vì NFE2=5,2.107 > NF0=4.106 nên KFL2=1 Suy ra NFE1 > NF0 do đó KFL1=1 Từ đó theo 6.2a với bộ truyền quay 1 chiều KFC=1 ta có: [бF]= s0Flim.KFC.KFL/бF [бF1]= 441.1.1/1,75=252 Mpa [бF2]= 414.1.1/1,75= 237 Mpa, ứng suất quá tải cho phép: theo 6.13 và 6.14 ta có: [бH]max= 2,8.бch2=2,8.450=1260 Mpa [бF1]max = 0,8. бch1=0,8.580=464 Mpa [бF2]max= 0,8. бch2=0,8.450=360 Mpa B. Thiết kế các bộ truyền Tính bộ truyền cấp nhanh (bánh răng thẳng): 3.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục: aw1=ka.(u1+1)
T1 : Mômen xoắn trên trục động cơ, T1=32101 Nmm ka : Hệ số phụ thuộc vào loại răng, ka=49,5 (răng thẳng) Hệ số
=bw/aw; chọn theo dãy tiêu chuẩn có
=0,3

=0,53.
(u1+1)=0,53.0,3.(4+1)=0,795 Do đó theo bảng 6.7 ứng với sơ đồ 3, KHβ=1,12 [бH]=482 Mpa Thay số vào ta được khoảng cách trục sơ bộ: aw1=49,5.(4+1)
=125,04 mm 3.4 Xác định các thông số ăn khớp Môđun m: m = (0,01÷0,02). aw1=(0,01÷0,02).125,04=1,25÷2,5 Chọn m=2 mm Số răng của bánh răng nhỏ tính sơ bộ: z1=
=
=25,01 Lấy z1=25, Số răng của bánh lớn: z2=u1.z1=4.25=100 z2=100 tổng số răng của cả hai bánh: zt=z1+z2=25+100=125 tỷ số truyền thực tế là 4, sai số tỷ số truyền = 0. Khoảng cách trục được tính lại: aw=m.zt/2=2.125/2=125 mm Khi z1 =25 <30 nhưng không yêu cầu đảm bảo khoảng cách trục mà muốn dịch chỉnh để cải thiện chất lượng ăn khớp, dùng dịch chỉnh góc với: x1=x2=0,5 ; x1+x2=1 ; kx=
=
=8 tra bảng 6.10b, ky=0,41
hệ số giảm đỉnh răng :
Δy=
=
=0,05 khoảng cách trục: aw1=(
+ xt - Δy).m = (
+1-0,05).2=126,9 mm Theo 6.27 góc ăn khớp: Cos atw=
=
=0,9396
atw=200 3.5 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền Yêu cầu cần được đảm bảo: бH=ZM.ZH.Zε.
≤ [бH] ZM: Hệ số xét đến cơ tính vật liệu ZM= 274 Mpa1/3 ZH: Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng?kH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc bw: chiều rộng của vành răng , bw1=
. aw1=0,3.125=37,5 mm dw: đươờng kính vòng lăn của bánh răng nhỏ (bánh chủ động). dw=2. aw/(um+1)=2.125/(4+1)=50 mm T1=32101 Nmm Góc prôfin răng ăn khớp: ZH=
=
=1,764 εa=[1,88-3,2(1/z1+1/z2)] =[1,88-3,2(1/25+1/100)]=1,72 Như vậy hệ số kể đến ảnh hưởng của trùng khớp răng zε2=
=
=0,872 vận tốc vòng: v=
=
=3,73 m/s theo bảng 6.14 chọn cấp chính xác 8. Do đó theo bảng 6.16 trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng g0=56 Theo bảng 6.14 chọn cấp chính xác 8 Do đó theo bảng 6.16 trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng g0=56 Theo bảng 6.15 δH=0,006 VH= δH.g0.v.
=0,006.56.
=7,01 Do đó theo 6.14 ta có hệ số ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp: KHV=1+
=1+
=1,183 kH= kHβ.kHa.kHv=1,12.1.1,183=1,32 thay các giá trị: бH=274.1,764.0,872.
=448 Mpa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:[бH]=[бH].ZR.ZV.ZxH. với v=3,73 m/s
ZV=1 ( vì v < 5 m/s ), cấp chính xác động học là 8, chọn ,mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là RZ=10÷40 μm. Do đó RZ=0,90. với da<700 mm
KxH=1
:[бH]=[бH].ZR.ZV.ZxH=448.0,9.1.1=403 Mpa Như vậy бH<[бH] bánh răng đủ bền tiếp xúc. 3.6 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo 6.43 бF=2.T1.KF.Yε.YF1/(bw.dw3.m) Xác định các thông số: Theo bảng 6.7 KHβ=1,24 KHa=1 Tra bảng 6.16 g0=56 Theo công thức 6.65[1] ta có
;
Với :
, ta có :
tra bảng 6.21[1] với bánh răng côn lắp trên ổ đũa (tương đương sơ đồ I) và HB < 350 ta được :
;
Tra bảng 6.15[1] và 6.16[1] ta có
;
, theo công thức 6.68a[1] thì :
Theo công thức 6.68[1] ta có :
Vậy hệ số tải trọng khi tính về độ bền uốn, theo công thức 6.67[1] :
Ta có :
;
Tra bảng 6.18[1] được :
;
Vậy ứng suất uốn của cặp bánh răng :

Vậy :
;
nên đảm bảo về độ bền uốn. 3.7 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải Theo công thức 6.48[1] với
thì :
Theo công thức 6.49[1] ta có :

Tính toán bộ truyền cấp chậm ( bánh răng trụ răng thẳng) 3.8 Xác định khoảng cách trục sơ bộ: aw2=ka.(u2+1)
T2 : Mômen xoắn trên trục động cơ, T2=123312 Nmm ka : Hệ số phụ thuộc vào loại răng, ka=49,5 (răng thẳng) Hệ số
=bw/aw; chọn theo dãy tiêu chuẩn có
=0,4

=0,53.
(u1+1)=0,53.0,4.(3+1)=0,848 Do đó theo bảng 6.7 ứng với sơ đồ 5, KHβ=1,05 u2=3 [бH]=482 Mpa Thay số vào ta được khoảng cách trục sơ bộ: aw2=49,5.(3+1)
=153,33 mm lấy aw2=155 mm 3.9 Xác định các thông số ăn khớp Môđun m: m = (0,01÷0,02). aw1=(0,01÷0,02).153,33=1,5÷3,0 Chọn m=2,5 mm Số răng của bánh răng nhỏ tính sơ bộ: z1=
=
=30,66 Lấy z3=31, Số răng của bánh lớn: z4=u1.z3=3.31=93 Z4=100 tổng số răng của cả hai bánh: zt=z3+z4=31+93=124 tỷ số truyền thực tế là 3, sai số tỷ số truyền = 0. Khoảng cách trục được tính lại: aw2=m.zt/2=2,5.124/2=155 mm Khi z1 =31 >30 không cần dịch chỉnh Theo 6.27 góc ăn khớp: Cos atw=
=
=0,9396
atw=200 3.10 Kiểm nghiệm bánh răng về độ bền Yêu cầu cần được đảm bảo: бH=ZM.ZH.Zε.
≤ [бH] ZM: Hệ số xét đến cơ tính vật liệu ZM= 274 Mpa1/3 ZH: Hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng?kH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc bw: chiều rộng của vành răng , bw1=
. aw1=0,3.125=37,5 mm dw: đươờng kính vòng lăn của bánh răng nhỏ (bánh chủ động). dw=2. aw/(um+1)=2.125/(4+1)=50 mm T1=32101 Nmm Góc prôfin răng ăn khớp: ZH=
=
=1,764 εa=[1,88-3,2(1/z1+1/z2)] =[1,88-3,2(1/25+1/100)]=1,72 Như vậy hệ số kể đến ảnh hưởng của trùng khớp răng zε2=
=
=0,872 vận tốc vòng: v=
=
=3,73 m/s theo bảng 6.14 chọn cấp chính xác 8. Do đó theo bảng 6.16 trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng g0=56 Theo bảng 6.14 chọn cấp chính xác 8 Do đó theo bảng 6.16 trị số của hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng g0=56 Theo bảng 6.15 δH=0,006 VH= δH.g0.v.
=0,006.56.
=7,01 Do đó theo 6.14 ta có hệ số ảnh hưởng của tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp: KHV=1+
=1+
=1,183 kH= kHβ.kHa.kHv=1,12.1.1,183=1,32 thay các giá trị: бH=274.1,764.0,872.
=448 Mpa Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:[бH]=[бH].ZR.ZV.ZxH. với v=3,73 m/s
ZV=1 ( vì v < 5 m/s ), cấp chính xác động học là 8, chọn ,mức chính xác tiếp xúc là 8. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là RZ=10÷40 μm. Do đó RZ=0,90. với da<700 mm
KxH=1
:[бH]=[бH].ZR.ZV.ZxH=448.0,9.1.1=403 Mpa Như vậy бH<[бH] bánh răng đủ bền tiếp xúc. 3.11 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : Theo công thức 6.65[1] ta có
;
Với :
, ta có :
tra bảng 6.21[1] với bánh răng côn lắp trên ổ đũa (tương đương sơ đồ I) và HB < 350 ta được :
;
Tra bảng 6.15[1] và 6.16[1] ta có
;
, theo công thức 6.68a[1] thì :
Theo công thức 6.68[1] ta có :
Vậy hệ số tải trọng khi tính về độ bền uốn, theo công thức 6.67[1] :
Ta có :
;
Tra bảng 6.18[1] được :
;
Vậy ứng suất uốn của cặp bánh răng :

Vậy :
;
nên đảm bảo về độ bền uốn. 3.12 Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải Theo công thức 6.48[1] với
thì :
Theo công thức 6.49[1] ta có :

Bảng thông số chính của bộ truyền Các thông số cơ bản  bộ truyền cấp nhanh  bộ truyền cấp chậm    Bánh nhỏ  Bánh lớn  Bánh nhỏ  Bánh lớn   Môđun m (mm)  2  2  2,5  2,5   Số răng z  25  100  31  93   Hệ số chiều rộng vành răng Ψba  0,3  0,3  0,4  0,4   Chiều rộng vành răng bw (mm)  37,5  37,5  62  62   Đường kính chia d(mm)  50  200  77,5  232,5   Đường kính lăn dw(mm)  50  200  77,5  232,5   Đường kính đỉnh răng da(mm)  56  206  82,5  237,5   Đường kính đáy răng df  47  197  71,25  226,25   Đường kính cơ sở db(mm)  46,98  187,94  72,82  218,48   Góc nghiêng răng β (độ)  0  0  0  0   Góc ăn khớp atw (độ)  20  20  20  20   Hệ số dịch chỉnh x  0,5  0,5  0  0   Khoảng cách trục  125  155   Phần IV Tính toán và thiết kế trục 4.1 Thông số khớp nối trục đàn hồi Khớp nối trục đàn hòi truyền công suất từ trục đông cơ đến trục vào của hộp giảm tốc. Do khớp nối truyền công suất tương đương khá lớn nên ta chọn nối trục đàn hồi có bộ phận đàn hồi bằng kim loại. Theo 16.1 Mômen xoắn tính toán Tt=k.T=1,4.33,10=46,34 Nmm Trong đó: k: hệ số chế độ làm việc, k=1,2÷1,5 đối với hệ dẫn động xích tải, chọn k=1,4 T=33106 Nmm=33,10 Nm (mômen xoắn trên trục động cơ) Do đó theo bảng 16.10a, có các kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi: T(mm)  63  l (mm)  50  B(mm)  4   d(mm)  20  d1(mm)  36  B1(mm)  28   D(mm)  100  D0(mm)  71  l1(mm)  21   dm(mm)  36  Z  6  D3(mm)  20   L(mm)  104  nmax(vg/ph)  5700  l2(mm)  20   Theo bảng 16.10b kích thước cơ bản của vòng đàn hồi: T(mm)  60  D2(mm)  15  l2(mm)  10   dc(mm)  10  l(mm)  42  l3(mm)  15   d1(mm)  M8  l1(mm)  20  h (mm)  1.5   A Phần tính toán chung 4.2 Chọn vật liệu Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45, có δb=800 Mpa, ứng suất xoắn cho phép [τ]= 15÷30 Mpa chọn [τ] =17 Mpa. 4.3 Xác định sơ bộ đường kính trục Theo công thức 10.9 đường kính trục thứ k, k=1÷3 dk=
T2=123312 Nmm
d2=
=33,10 mm chọn sơ bộ d2=35 mm T3=355461 Nmm
d3=
=47,10 Nmm chọn sơ bộ d3=45 mm Đối với trục I do phải nối với trục đông cơ bằng nối trục đàn hồi nên phải thoả mãn điều kiện dv=(0,8÷1,2) ddc=25,6÷38,4 mm Trong đó tra bảng P1.7 ứng với động cơ 4A112M4Y3 có ddc=32 mm do đó ta chọn d1=30 mm;d2=40 mm; d3=50 mm Theo bảng 10.2 có chiều rộng ổ lăn: Trục  dk (mm)  b0 (mm)   I  30  19   II  40  23   III  50  27   4.4 Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ trục và điểm đặt lực Chọn k1=8 mm, k2=10 mm, k3=10 mm, hn=15mm Các kí hiệu: k: số thứ tự các trục trên hộp giảm tốc. i: số thứ tự của chi tiết trên trục đó lắp các chi tiết có tham gia tỷ số truyền lki: khoảng cách từ gối đỡ O đến chi tiết thứ i, trên trục k lmki: chiều dài mayơ nửa khớp nối, đối với hệ thống ta thiết kế là nối trục vòng đàn hồi nên: lm12=(1,4÷2,5).d1=42÷75mm chọn lm12=45 mm chiều dày mayơ đĩa xích lm33= (1,2÷1,5).d3=60÷75 mm chọn lm33=70 chiều dày mayơ bánh răng trụ: lm1=(1,2÷1,5).d1=36÷45 mm lấy lm1=40 mm lm2=(1,2÷1,5).d2=48÷60 mm lấy lm22=lm24=50 mm lm23=55 mm lm3=(1,2÷1,5).d3=60÷75 mm lấy lm32=65 mm bki= chiều rộng của bánh răng thứ i trên trục k b13=b23=37,5 mm b22=b24= 62 mm lcki= chiều dày côngxôn (khoảng chìa) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ. lcki=0,5.(lmki+b0)+k3+hn lc12= 0,5(45+19)+10+15=57 mm lc33=0,5.(70+27)+10+15=73,5 mm Truc II:
l22=0,5 (lm22+b0)+k1+k2=0,5(50+23)+8+10=54,5 mm l23=l22+0,5(lm22+lm23)+k1=54,5+0,5(50+55)+8=115 mm l21=lm22+lm23+3k1+2k2+b0=50+55+3.8+2.10+23=172 mm Trục III:
 l32=l23=115 m l31=l21=172 mm l33=l31+lc33=172+73,5=245,5 mm Trục I
 l13=l22=54,5mm l12=lc12=57mm l11=l21=172 mm 4.5 Xác định trị số và chiều tác dụng của các lực lên trục: Theo các số tính toán được: Fx33=3237 N lực tác dụng của khớp nối trục đàn hồi: Fx12=(0,2÷0,3).Fr Fr=
=2.
=932 N
Fx12=(0,2÷0,3) Fr=186÷279,6 N chọn Fx12=250 N Do bánh răng trụ, răng thẳng nên lực tác dụng khi ăn khớp gồm 2 thành phần : Fx: lực vòng Fy: lực dọc trục Fx13=
=
=1284 N Fy13=- Fx13.tgatw=-1284.0,364=-467 N Trục II: Fx22=-Fx13=-1284 N Fy22=-Fy13=467 N Fx23=
=2.123312/62=3978 N Fy23=-Fx23.tgatw=-3978.0,364=-1448 N Trục III:Fx32=-Fx2=-3978 N Fy32=-Fy23=1448 N B Tính toán các trục: Trục I 4.6 Xác định đường kính trục. 4.6.1 Tính phản lực.
My10= Fx12. l12-Fx13.l13+Flx11.l11=0 Flx11= (Fx12. l12-Fx13.l13) / l11=148 N Flx10= -( Fx12+Fx13+ Flx11)= 319 N
Mx10= Fy13.l13+Fly11.l11=0 => Fly11=-Fy13.l13/l11=324 N => Fly10=-( Fy12 +Fy13+Fy11)= 1210 N 4.6.2 Tính Mômen: 4.6.3 Mômen uốn tổng tại các tiết diện & mômen tương ứng Mtd12=
=
=27800 Nmm Mtd10 =
=
=31239 Nmm Mtd13=
=
=57968 Nmm Đường kính tại các chi tiết tương ứng: d12=
=
=16,40 mm d10=
=
=17,05 mm d13=
=
=20,95 mm Khi đó theo dãy tiêu chuẩn công nghệ ta chọn các thông số đường kính trục tại các tiết diện tương ứng là: d12=26 mm d10=30 mm=d11 d13=35 mm Biểu đồ mômen: Chọn then: Để lắp răng và nửa khớp nối trục 1 dùng then bằng truyền mômen xoắn. Chọn then theo bảng 9.1a Tiết diện  Đường kính trục  Kích thước then  Chiều sâu rãnh then  Bán kính góc lượn của rãnh     b  h  t1  t2  nhỏ nhất  lớn nhất   12  26  8  7  4  2,8  0,16  0,25   13  30  10  8  5  3,3  0,25  0,4   Trục II 4.7 Xác định các đường kính trục 4.7.1 Tính phản lực
My20= Fx22. l22-Fx23.l13+Flx11.l11=820 N Flx21= (Fx22. l22-Fx23.l23) / l11=116 N Flx20= -( Fx22+Fx23+ Flx21)=
Mx20= Fy23.l23+Fly21.l21=0 => Fly21=-Fy23.l23/l21=3067 N => Fly20=-( Fy22 +Fy23+Fy21)= 2195 N 4.7.2 Tính mômen 4.7.3 Mômen uống tổng tại các tiết diện và mômen tương ứng Mtd22=
=
=161316Nmm Mtd23=
=
=212137Nmm Đường kính trục tại các chi tiết tương ứng: d22=
=
=29,47 mm d23=
=
=32,29 Theo tiêu chuẩn và điều kiện của dãy công nghệ, chọn các thông số đưòng kính trục tại các chi tiết tương ứng : d20=d21=25mm d22=30 mm d23=35 mm Chọn then: để lắp các bánh răng lên trục 2, dùng then bằng truyền mômen xoắn. chọn then theo bảng 9.1a Tiểt diện  Đường kính trục  Kích thước rãnh then  Chiều sâu rãnh then  Bán kính góc lượn của rãnh     b  h  t1  t2  nhỏ nhất  lớn nhất   22  30  12  8  5  3,3  0,25  0,4   23  35  12  8  5  3,3  0,25  0,4   Trục III 4.8 Xác định các đường kính trục 4.8.1 Tính phản lực
My30= Fx32. l32-Fx23.l33+Flx31.l31=0 Flx31= (Fx32. l32-Fx33.l33) / l31=7280 N Flx30= -( Fx32+Fx33+ Flx31)= 65 N
Mx30= Fy23.l23+Fly31.l31=0 => Fly31=-Fy33.l33/l31= 968 N => Fly30=-( Fy32 +Fy33+Fy31)= 480 N 4.8.2 Tính mômen 4.8.3 Mômen uống tổng tại các tiết diện và mômen tương ứng Mtd32=
=
= =
= 333427 Nmm M33=T32=355461 M31=
=
=389062 Nmm Đường kính trục tại các chi tiết tương ứng: d32=
=
=37,55 mm d31=
=
=39,5 mm d33=
=
=38,35 mm Theo tiêu chuẩn và điều kiện dãy công nghệ ta chọn: d30=d31=40 mm d32=45 mm d33=38 mm Chọn then: Để lắp bánh răng, đĩa xích lên trục 3 dùng then bằng truyền mômen xoăn. Chọn then theo bảng 9.1a Tiểt diện  Đường kính trục  Kích thước rãnh then  Chiều sâu rãnh then  Bán kính góc lượn của rãnh     b  h  t1  t2  nhỏ nhất  lớn nhất   32  45  14  9  5,5  3,8  0,25  0,4   33  38  12  8  5  3,3  0,25  0,4   IV Kiểm nghiệm trục Trong quá trình tính kiểm nghiệm về độ bền của trục, do không có yêu cầu gì đặc biệt nên chỉ tính kiểm nghiệm cho trục thứ 3 vì là trục có chịu mômen xoắn lớn nhất. Còn các trục còn lại lấy kết quả từ bảng tra: 4.9 Đặc tính vật liệu của thép: бb=800 Mpa, б-1=0,436. бb=0,436.800=349 Mpa τ-1=0,58. б-1=0,58.349=202 Mpa Theo bảng 10.7 có: Ψδ=0,1 ; Ψτ=0,05 4.10 Kiểm nghiệm độ bền của then. độ bền dập công thức 9.1 бd=

[бd] độ bền cắt theo công thức 9.2 τc=

[τc] Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Các trục trong hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo thời chu kì đối xứng do đó: бmj= 0; бaj= бmaxj= Mj/Wj Tại tiết diện 2: M32=333427 Nmm W2=
-
=
-
=7611 mm3 бa2= бmax2= 333427/7611= 33,81 Nmm2 Tại tiết diện 1: M31=237919 Nmm W1=
=
=6283 Nmm3 бa1= бmax1=237919/6283 =37,867 Nmm2 Tại tiết diện 3: M33 =0 ( бa3= бmax3=0 Trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động. Do đó: τmj= τaj= τmax/2 =Tj/ (2.W0j) Tại tiết diện 2: T2=355461 Nmm; W02=
-
=
-
=16557 Nmm τm2= 355461/(2.16557)=10,73 Nmm2 Tại tiết diện 1: T2=355461 Nmm; W01=
=
=12566 Nmm τm1= 355461/(2.12566)=14,14 Nmm2 Tại tiết diện 3:T2=355461 Nmm; W02=
-
=
-
=9914 Nmm2 τm3= 355461/(2.9914)=17,92 Nmm2 Bảng kết tính: Thiết diện  бaj  τmj   32  33,81  14,14   31  37,867  10,37   33  0  17,92   Xác định hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm của trục ( kiểm tra điều kiện bền mỏi của trục khi thiết kế ) Dựa theo kết cấu của trục nhận được ta có các tiết diện nguy hiểm là tiết diện lắp bánh răng 3, tiết diện lắp bánh răng 2, và tiết diện lắp ổ xích. Dựa theo sơ đồ mômen ta thấy tiết diện lắp ổ lăn 1 nên khi tiết diện này thỏa mãn các điều kiện bền thì kết cấu trục được đảm bảo.