Đồ án Thiết kế sản phẩm với Cad

nghiêng răng b 0 B. TÍNH TOÁN BÁNH RĂNG NGHIấNG CẤP NHANH ứng suất tiếp cho phép: Bánh răng nhỏ: bánh răng lớn: Bộ truyền quay một chiều và tải trọng đặt một phía nên hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải ta chọn:=1. Sè chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc : (HB là độ rắn Brinen) Vậy ta có : Bánh nhá Bánh lớn - Sè chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi tính về uốn với tất cả các loại thép - Sè chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương , Vì tải không đổi nên: N= (chu kỳ) ta thấy : , Nên ta chọn : , ð Khi đó , ứng suất tiếp xúc cho phép Ta chọn bánh răng nghiêng nên: ) Thoả mãn điều kiện : Ta có ứng suất cho phép khi quá tải : ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải - Khoảng cách trục: Với hệ số (Nmm) b. Xác định các Thông số ăn khớp : Môđun Tra bảng Trị số tiêu chuẩn của môđun, ta chọn môđun : Chiều rộng vành răng : Xác định số răng , , hệ số dịch chỉnh : Công thức quan hệ : Chọn sơ bộ ð số bánh răng nhỏ : (r) Chọn (r) ð (r) Chọn Do đó, tỉ số truyền thực sẽ là : - Góc nghiêng : Þ + Đường kính chia : + Đường kính lăn : + Đường kính đỉnh răng : + Đường kính chân răng : + Góc profin gốc ( góc áp lực ) : a = 200 + Đường kính vòng tròn cơ sở : + Góc profin răng = góc ăn khớp : + Hệ số trùng khớp ngang: thoả mãn + Hệ số trùng khớp dọc : e b>1 thoả mãn 1.3.3 . Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc : ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng của bộ truyền cấp chậm phải thoả mãn điều kiện : Trong đó : ZM : Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra trong Bảng 6.5 [1] được ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : bb là góc nghiêng của bánh răng trên hình trụ cơ sở: Þ bb = 32,490 Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : KH: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc : . trong đó : KHb = 1,24 (Hệ số tập trung không đều của tải trọng_Tra theo bảng 6.7 với sơ đồ 3 ) Vận tốc vòng của bánh răng tại điểm ăn khớp Tra Bảng 6.13 : Chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng: với v < 4 (m/s) Þ cấp chính xác của bánh răng là 9. Tra bảng 6.14 [] ta được K=1,13 KHv : là hệ số kể đến tải trọng động suất hiện trong vùng ăn khớp Nên Ta cã : Vậy: ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc : Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép: Với : , = 1,15 , Đường kính vòng đỉnh da < 700 (mm) Þ Lấy K = 1 ta chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 7 khi đó cần gia công bánh răng đạt độ nhám Ra =1,25 ¸ 2,5 (mm) Þ ZR = 0,95 =418,18.1,15.0,95.=456,86(MPa) Chênh lệch : Vậy thoả mãn độ bền tiếp xúc Tớnh lại b=46,8=45,28(mm) 5 . Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : Để đảm bảo độ bền uốn cho răng , ứng suất uốn sinh ra tại chân răng nhỏ hơn ứng suất cho phép : Ye : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng: Yb : Hệ số kể đến độ nghiêng của răng : Tra bảng 6.18 [1] ta được : YF1= 3,99; YF2= 3,6 Tra bảng =1,12 Suy ra - ứng suất uốn sinh ra tại chân răng bánh 1 và 2 : Þ Thoả mãn điều kiện bền uốn 6.Kiểm nghiệm răng về quá tải : ứng suất tiếp xúc cực đại : BẢNG THÔNG SỐ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRONG HỘP GIẢM TỐC Cấp nhanh Bánh dẫn bánh bị dẫn khoảng cách trục (aw) 117 đường kính vòng chia (d) 31,69 202,32 đường kính vòng đỉnh (da) 35,69 206,32 tỉ số truyền thực 6,385 chiều rộng vành răng (bw) 51,8 46,8 Góc áp lực () 20 Góc nghiêng răng b 34,86 6.Điều kiện bôi trơn ngâm dầu: 6.1 . Cặp bánh răng cấp nhanh : - Chiều cao răng : h1 = h2 = 2,25.m = 2,25.2=4,5 (mm) - Chiều sâu ngâm dầu : l2 = (0,75 ¸2)h = 3,375 ¸9 (mm) nhưng chiều sâu này không được nhỏ hơn 10 Þ ta lấy l2 = 10 (mm) - Mức dầu tối thiểu : Mức dầu tối đa : vì vn = 2,405 (m/s) > 1,5 nên x2max = x2min -10 = 93,16- 10 = 83,16 (mm) 6.2 . Cặp bánh răng cấp chậm : - Chiều cao răng : h3 = h4 = 2,25.m = 2,25.3 = 6,75 (mm) - Chiều sâu ngâm dầu : l2 = (0,75 ¸2)h = 5,06 ¸ 13,5 (mm) nhưng chiều sâu này không được nhỏ hơn 10 Þ ta lấy l4 = 10 (mm) - Mức dầu tối thiểu : Mức dầu tối đa : vì vn = 1,299 (m/s) < 1,5 nên x4max = = 32,25 . Mức dầu chung : xmin = min(x2min ,x4min) = x2min = 93,16(mm) xmax = max(x2max,x4max) = x2max = 83,16(mm) Dx = xmin - xmax = 93,16-83,16=10 >5 Vậy hộp giảm tốc thỏa mãn điều kiện bôi trơn ngâm dầu Sơ đồ kiểm tra điều kiện bôi trơn 7. điều kiện chạm trục DISB ³ 120 DIISB ³ 120 DIIISB ³ 120 aI = aw1- da3 / 2- dISB / 2 = 117-117 / 2 -19,87 / 2 = 48,5 (mm) >0 aII = aw2- da2 / 2 -dIIISB / 2 = 177- 206,32/ 2 -36,23 / 2 = 55,73 (mm) >0 Vậy đảm bảo điều kiện không trạm trục. Phần III :Thiết kế trục 1 . Chọn vật liệu : Trục chỉ chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 tôi cải thiện có =600(MPa), ứng suất xoắn cho phép =12..20(MPa) để chế tạo. 2.Tính sơ bộ đường kính trục. Theo ( 10.9 ) đường kính trục thứ k với k = 1...3 xác định theo công thức: Tk:Mô men xoắn trên trục thứ k. [τ]:ứng suất xoắn cho phép của vật liệu làm trục với thép 45 ta có [τ] = 18 (MPa) Với : T1 = 43364 N.mm ) T2 = 262908 ( N.mm ) T3 = 571870 ( N.mm ) Do đó: (mm) (mm) (mm) Ta lấy kích thước trục chuẩn là:dIsb = 30 ( mm ) ; dIIsb = 50 ( mm ); dIIIsb = 60 ( mm ). 3 . Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: Dùa theo đường kính trục sơ bộ ta sử dụng bảng 10.2 [tthtdđ tập 1] để chọn chiều rộng ổ lăn : d(mm) 30 50 60 (mm) 19 27 31 Chiều dài mayơ bánh đai ,bánh đĩa xích mayơ bánh răng trụ được tính theo công thức : lm =(1,2…1,5)d Chiều dài mayơ bánh răng: +Bánh 1 và 1' lm13 = (1,2¸1,5).dIsb = (1,2¸1,5).30=36 ¸45 mm Lấy lm13 = 45mm (để đảm bảo ≥ bw1 = 45mm) +Bánh 2 và 2' lm22 = (1,2¸1,5).dIIsb = (1,2¸1,5).50 lm22 = (60¸75)mm Lấy lm22 = 60 mm +Bánh 3 lm23 = (1,2¸1,5).dIIsb = (1,2¸1,5).45=60 ¸75 mm Lấy lm23 = 72 mm (để đảm bảo ≥ bw3 = 67mm) +Bánh 4 lm32 = (1,2¸1,5).dIIIsb = (1,2¸1,5).60=72 ¸90 Lấy lm32 = 85 mm - Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi : lm33 = (1,4 ¸2,5).d1 =(1,4 ¸2,5).60 = 74 ¸150 chọn lm33 =80 (mm) Các kích thước liên quan tra theo bảng 10.3 : Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc giữa các chi tiết quay k1 = 10 Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp k2 =10 Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 15 Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 15 Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay : * Trục II: l12 = 0,5(lm22+b02) + k1 + k2 = 0,5( 60+ 27) + 10 + 10 = 68,5 (mm) l23 = 0,5(lm22+lm23) +k1+l22 = 0,5(60+ 72) +10 + 63,5 = 148,5 (mm) l24 = 2l23 - l22 = 2.139,5-63,5 =228,5 mm l21 = 2l23 = 297 mm * Trục I: lc14 = 0,5.(lm13+b01)+K3+hn = 0,5.(45+19)+15+15=59,5mm l12 = l22=68,5mm l13 = l11-l12=297-68,5=228,5(mm) l11 = l21 = l31= 297 mm * Trục III: l32 = l23 = 148,5mm l31 = l21 = 290mm l33 = 2.l32 + lc33 Trong đó: lC33 = 0,5(lm33 + b0) + k3 + hn = 0,5(80 +31) + 15 + 15 = 85,5 è l33 = 2l32 + lc33 = 2.150,5 +85,5 =385,5 mm sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc 4 . Xác định trị số và chiều của các lực từ chi tiết quay tác dụng lên trục: a. Bộ truyền bánh răng cấp nhanh Ft= F't1 = Ft= F't2=F't2= = 2.21862/31,69= 1368,38 (N) Fr= F'r1= Fr2= F'r2= Ft= 1368,38= 739,7 (N) Fa = F'a1= Fa= F'a2= Fttgb = 1368,38.tg(34,860) = 953,2 (N) Lực khớp nối từ động cơ: Fkn=0,3.2. TI/ D1=0,3.2.43364/110=236,53 (N) D1 = 110 mm - đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi, tra theo bảng 16.10[II] b. Bộ truyền bánh răng cấp chậm: Ft= Ft= = 2.262908/111= 4737,1(N) Fr= Fr= Ft=4737,1.= 2101,2 (N) Lực khớp nối đến xich tải: Fkn=0,3.2. TIII/ D3=0,3.2.571870/195=1759,6 (N) D1 = 195 mm - đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi, tra theo bảng 16.10[II] 5 . Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục : a . Trục I : Trên trục I gồm 2 chi tiết quay là bánh răng Z1 và Z2 do đó các lực tác dụng lên trục gồm : Ft1 = F't1 = 1368,38N Fr1 = F'r1 = 739,7 N Fa1 = F'a1 = 953,2 N l11 = 297mm l12 = 68,5mm l13 = 228,5mm lc13 =59,5mm Ma1 = M'a1 = Fa1. = 953,2.31,69/2=15103,45(N.mm) Fkn=236,53 TI = 43364(N.mm) Xác dịnh phản lực tại các ổ : + Theo phương nằm ngang (mặt phẳng zox) FAY = FBY = F r1= 739,7 N + Theo phương thẳng đứng (trong mặt phẳng zoy): Lấy mômen tại B : SMBX = FBX.BE -Ft1(BC+BD )+Fkn1.AB= 0 FBX = FBx =(1368,38(68,5+228,5)+236,53.59,5)/297=1415,7 SPx = FBx + FAx- 2Ft1-Fkn1=0 FAX=2Ft1+Fkn-FBx=2.1368,38+236,53-1415,7=1557,6 (N) + Theo phương z (Trong mặt phẳng xoy): Mt1 = M't1 = TI/2=43364/2=21682N Từ đây ta có biểu đồ mômen nh­ hình vẽ Tính đường kính các đoạn trục : d Trong đó [s] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, tra theo bảng 10.5 với đường kính trục dsb= 30 (mm), thép 45 có sb = 600 (MPa) Þ [s] = 63 (MPa) Mtd là tổng mômen tại tiết diện đang tính Mtd = Tại tiết diện A: Mx=0 (N) My=0 T= Mz=43364 MAtd = 37554,33 N.mm è d 18,14mm Tại tiết diện B: Mx = 14073,53 (Nmm) ; My = 0 (Nmm) ; T =43364 ® Mtd= = 40104,75 (Nmm) d =18,53 mm Tại tiết diện C: Mx =82905,415 My =50669,45 (Nmm) ; T = 43364 (Nmm) ® Mtd = = 104168,27 (Nmm) d = 25,5(mm) Tại tiết diện D: Mx = 90487,81 My =50669,45 (Nmm) ; T = 21682 (Nmm) ® Mtd = = 105394,58 (Nmm) d = 25,57 (mm) - Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: + Đường kính đoạn trục lắp với khớp nối: dA ≥ 18,14mm + Đường kính đoạn trục lắp với ổ lăn: dB ≥ 18,53mm + Đường kính đoạn trục lắp với bánh răng: dC ≥ 25,5mm dD ≥ 25,57mm Lấy dC = dD = 26 mm Ta chọn: dA=20 mm dB=dE =25 mm dC=26 mm dD=26 mm b . Trục II : Sơ đồ các chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục : Ft2 = F't2 = 1368,38N Fr2 = F'r2 = 739,7N Fa2 = F'a2 = 953,2N Ft3 = 4737,1 N Fr3 = 2101,2 N l21 = 297 mm l22 = 68,5mm l23 = 148,5mm l24 = 228,5mm Ma2 = M'a2 = Fa2. = 953,2.202,32/2=96425(N.mm) TII = 262908 N.mm + Theo phương nằm ngang (mặt phẳng zox) Lấy mômen tại A : SMAy = FBY. AE+ Fr2.( AB+ AD )- Fr3.AC =0 FBY = Trong đó: AB= l22 ;AC= l23 ;AD= l24 ;AE= l21 FBY= FAY=(2101,2.148,5-739,7(68,5+228,5))/297 = 310,9(N) + Theo phương nằm ngang (mặt phẳng zoy) Lấy mômen tại A : SMAx = FBx. AE- Ft2.( AB+ AD )- Ft3.AC = 0 FBx = Trong đó: AB= l22 ;AC= l23 ;AD= l24 ;AE= l21 FBx= Fax=(1368,38(68,5+228,5)+4737,1.148,5)/297=3736,9(N) + Theo phương z ta có lực Ft gây ra momen xoắn. Mt2 = M't2 = TII/2=262908/2=131454N.mm Tính đường kính các đoạn trục : d Trong đó [s] là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, tra theo bảng 10.5 với đường kính trục dsb= 30 (mm), thép 45 có sb = 600 (MPa) Þ [s] = 63 (MPa) Mtd là tổng mômen tại tiết diện đang tính Mtd = Tại tiết diện B: Mx=255977,65 My =75128,35 (Nmm) ; T =262908 MAtd = =350726,8 N.mm è d =38,18 mm Tại tiết diện C: Mx = 445459,25 (Nmm) ; My = 8919,65(Nmm) ; T =262908 ® Mtd = =500353,8 (Nmm) d = 42,98 (mm) Tại tiết diện D: Mx=255977,65 My =75128,65 (Nmm) ; T =262908 MAtd = =350726,8 N.mm è d =38,18 mm - Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục nh­ sau: + Đường kính đoạn trục lắp với bánh răng 2 và 2': d ≥ 38,18 mm + Đường kính đoạn trục lắp với bánh răng 3: d ≥ 42,98 mm Theo đường kính tiêu chuẩn ta chọn: dB=40 mm dA=dE=35mm dC=50 mm dD=40 mm c. Trục III : Sơ đồ các chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên Ft4 = 4737,1 N Fr4 = 2101,2 N l31 = 297mm l32 = 148,5mm lc33 = 85,5mm l33 =389,3 mm Fkn2 = 1759,6 TIII = 571870N.mm và các phản lực liên kết tại 2 ổ chư xác định được : * Trong mặt phẳng yoz: FAY=FBY=Fr4 /2=2368,55N * Trong mặt phẳng xoz: SMA =Fkn2 .389,3 + FBX .297 -Ft4.148,5 = 0 =>FBX=62,11 N FAX = -FBX- Fkn2+Ft4 =2915,39N * Trong mặt phẳng xoy: TIII = 571870 N.mm Tại tiết diện B: Mx=420969,7 My = 351729,6 (Nmm) ; T =571870 MAtd= =739057,3 N.mm è d =48,9mm Tại tiết diện C: Mx=150445,8 My = 0 (Nmm) ; T =571870 MAtd = =517600,6 N.mm è d =43,47 mm Tại tiết diện D: Mx= 0 My = 0 (Nmm) ; T =571870 MAtd = =495253,95 N.mm è d =42,83 mm - Xuất phát từ yêu cầu độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục nh­ sau: + Đường kính đoạn trục lắp với bánh răng 4: d 48,9 mm + Đường kính đoạn trục lắp với nửa khớp nối: d 42,83 mm + Đường kính đoạn trục lắp với ổ lăn: d 43,47 mm Ta chọn: DB=60 mm DA = DC=55 mm dD=50 mm 6. Kiểm nghiệm trục với độ bền mỏi: a, Kiểm nghiệm trục: Để trục được đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện : sj = ssj.stj/³ [s] Trong đó : [s] là hệ số an toàn cho phép [s] = 1,5 ...2,5 ssj , stj hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j ssj = stj = với thep 45 toi cải thiện co :sb =600 MPa Với s-1và t-1là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng s-1= 0,436sb = 0,436.600 = 216,6 (MPa) t-1 = 0,58.s-1 = 0,58.216,6 = 151,73 (MPa) sạj ,taj , smj , tmj là biên độ và trị số của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j : saj = ; smj = Với trục quay ứng suất thay đổi theo chu kỳ đối xúng do đã smj = 0 ; saj = smaxj = Mj = ; Wj Mômen cản uốn của tiết diện trục tính theo công thức trong bảng 10.6 Với trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó tmj = taj = tmaxj/2 = W0j Mômen cản xoắn của tiết diện trục tính theo công thức trong bảng 10.6 ys và yt là hệ số kể đến ảnh hưỏng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi , Tra theo bảng 10.7 Ksdj và Kt dj là hệ số được xác định theo công thức sau : K sdj = (Ks /es + Kx – 1 )/Ky K tdj = (Kt /et + Kx – 1 )/Ky Trong đó : Kx là hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt , phụ thhuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bbè mặt cho trong bảng 10.8 : Chọn phưong pháp tiện Ra 2,5…0,63 ® Kx = 1,06 Ky là hệ số tăng bền mặt trục cho trong bẳng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền , cơ tính vật liệu : ta không dùng phương pháp tăng bền do đó lấy Ky = 1 es và et là hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi trị số có trong bảng 10.10 Ks và Kt là 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 Ks=1,76 và Kt=1,54 Chọn kết cấu của then dạng bằng, ranh tạo bởi dao phay ngon. Tra bảng 9.1a và 10.10 ta co: trục Điem chịu tải Momen Mtd Momen xoắn T d b t1 es et I D 105394,58 43364 26 8 4 0,83 0,89 II C 500353,8 262908 50 14 5,5 0,81 0,70 III B 739057,3 571870 60 18 7 0,785 0,745 1.Kiem nghiem truc 1 Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ mômen tương ứng ta thấy tiết diện tại điểm D là tiết nguy hiểm cần kiểm tra, dD =26 mm WD = = 1427,6 è sad = 105394,58/1427,6= 73,8 W0D = = 3153,2 è tad= 43364/3153,2= 13,75 K sdj = (Ks /es + Kx – 1 )/Ky =(1,76/0,83+1,06-1)/1=2,18 K tdj = (Kt /et + Kx – 1 )/Ky =(1,54/0,89+1,06-1)/1=1,8 ssj = =261,6/(2,18.73,8+0,05.0)=1,35 stj = =151,73/(1,8.13,75+0.20,25)=6,1 Khi đó: sj = ssj.stj/³ [s] =1,35.6,1/ =1,52 > [s] Suy ra thỏa mãn điều kiện bền mỏi Kiem nghiem truc II: Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ mômen tương ứng ta thấy tiết diện tại điểm C là tiết nguy hiểm cần kiểm tra, dC =50 mm Wc = = 10740,83 è saA = 500353,8/10740,83 = 46,58 W0A = = 23006,46 è taA= 262908/23006,46= 11,43 K sdj = (Ks /es + Kx – 1 )/Ky =(1,76/0,81+1,06-1)/1=2,23 K tdj = (Kt /et + Kx – 1 )/Ky =(1,54/0,70+1,06-1)/1=2,08 ssj = =261,6/(2,23.46,58+0,05.0)=2,52 stj = =151,73/(2,08.11,43+0.20,25)=6,38 Khi đó: sj = ssj.stj/³ [s] =2,52.6,38/ =2,35 > [s] Suy ra thỏa mãn điều kiện bền mỏi Kiểm nghiệm trục III: Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ mômen tương ứng ta thấy tiết diện tại điểm B là tiết nguy hiểm cần kiểm tra, dB =60 mm WA = = 18245,55 è saA = 571870/18245,55 =31,34 W0A = = 36491,1 è taA= 571870/36491,1= 15,67 K sdj = (Ks /es + Kx – 1 )/Ky =(1,76/0,785+1,06-1)/1=2,3 K tdj = (Kt /et + Kx – 1 )/Ky =(1,54/0,745+1,06-1)/1=2,13 ssj = =261,6/(2,3.31,34+0.0,05)=3,00 stj = =151,73/(2,13.15,67+0.20,25)=4,55 Khi đó: sj = ssj.stj/³ [s] =3.4,55/ =2,50> [s] Suy ra thỏa mãn điều kiện bền mỏi 2 Kiểm nghiệm độ bền tĩnh Để phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoăc quá tải do phá hỏng đọt ngột, ta cần tiến hành kiểm nghiệm trục về bền tĩnh. Công thức kiểm nghiệm: σtd= £ [σ] Trong đó: σ= τ= [σ]=0,8 σch=360 MPa Trục I: D là điểm nguy hiểm nhất lúc quá tải có: Mmax=105394,58 Nmm Tmax= 43364 Nmm d=26 mm σ= = 59,96 N/ τ= = 24,67N/ σtd= =73,63£ [σ] Trục I thỏa mãn độ bền tĩnh Trục II: C là điểm nguy hiểm nhất lúc quá tải có: Mmax=500353,8 Nmm Tmax= 262908 Nmm d=50 mm σ= = 40 N/ τ= = 21,03 N/ σtd= =54,1£ [σ] Trục II thỏa mãn độ bền tĩnh Trục III: B là điểm nguy hiểm nhất lúc quá tải có: Mmax=739057,3 Nmm Tmax= 571870 Nmm d=60 mm σ= =34,22N/ τ= = 26,48N/ σtd= =57,22£ [σ] Trục III thỏa mãn độ bền tĩnh B:TÍNH CHỌN Ổ LĂN Kích thước ổ lăn được chọn theo hai chỉ tiêu: Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc dỗ các bề mặt làm việc và khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư. Khi chọn sơ đồ bố trí ổ lăn còn phải đảm bảo sao cho tải trọng dọc trục không được cân bằng ở cặp răng kề bên , không được tác động vào trục tuỳ động của cấp phân đôi nếu không thì sự cân bằng của tải trọng dọc trục ở cấp phân đôi sẽ bị phá vỡ và công suất sẽ phân bố không đều cho các cặp phân đôi này. Vì vậy ở hộp giảm tốc này dùng ổ cố định cho trục II và trục III còn ổ của trục I là ổ tuỳ động I. Chọn ổ trục I 1. Chọn loại ổ Sơ đồ bố trí ổ trụcI FAY = FBY = 739,7 N FAX= 1557,6N FBX = 1415,7N Fa1 = F'a1 = 953,2 N * Tổng phản lực tác dụng lên ổ: FrA = =1724,3N FrB = = 1597,29 Vậy tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn:FRA =1724,3 N * Xét tỷ số:. Chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ. Loai ổ này không cho phép tiếp nhận lực dọc trục và khử được sai số về góc nghiêng của răng đảm bảo cho hai cặp bánh răng vào khớp, ngoài ra khi nhiệt độ tăng trục có thể di chuyển dọc trục về cả hai phía. Khả năng tải và độ cứng cao, thuận lợi trong lắp ghép (các vòng của ổ có thể tháo dời theo phương dọc trục) 2. chọn sơ bộ ổ Căn cứ vào đường kính đoạn trục lắp ổ d = 25mm, tra theo bảng P2.8[I], chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ kiểu 2000, cỡ nhẹ Kí hiệu ổ d, mm D, mm B, mm r1, mm r, mm Đường kính con lăn, mm Chiều dài con lăn, mm C, KN Co, KN 2305 25 62 17 2 2 9 9 11,9 7,38 Bảng thông số ổ trụcI 3. Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Khả năng tải động của ổ Cd được tính theo công thức: Trong đó: Q : Tải trọng động quy ước ( KN) L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m : Bậc của đường cong mái khi thử về ổ lăn, m=3 đối với ổ bi l; m=10/3 đối với ổ đũa Gọi Lh là tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ thì: Chọn Lh= 18000 VậyL =Lh.n.60.10 =10.18000.60.1450=1566 (triệu vòng quay) Tải trọng động quy ước: Đối với ổ đũa trụ ngắn đỡ, tải trọng động quy ước, xác định nh­ sau: Q =VFRA.Kt.Kđ Trong đó: Fr - phản lực hướng tâm tác dụng trên ổ V - hệ số kế đến vòng nào quay, V =1(vòng trong quay) Kt - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy Kt = 1 Kđ - hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra theo bảng 11.3[I], Kđ = 1,3 (va đập vừa và rung động, quá tải ngắn hạn và tới 150% so với tải trọng tính toán: hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh) Q1 = 1. 1724,3.1.1,3 = 2241,59 N =2,242KN Vậy: Cđ = 2,242.(1566) = 20,37 KN < C = 22,6KN Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động 2. Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư hoặc dính bề mặt tiếp xúc, theo điều kiện sau: Trong đó: Co  - khả năng tải tĩnh Qt - tải trọng tĩnh quy ước là trị số lớn nhất trong hai giá trị sau: Qt = Xo.FrB + Yo.F RA Qt = FrA Với Xo , Yo - hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, tra theo bảng 11.6[I] Chọn Qt = FrA = 1,724KN < Co = 14,3 KN Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh II. Chọn ổ trục II 1. Chọn loại ổ Sơ đồ bố trí ổ trụcII FBx= Fax=3736,9(N) FBY= FAY = 310,9(N) Fa2 = F'a2 = 953,2 N * Tổng phản lực tác dụng lên ổ: FrA = FrB = = 3749,8 N Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải ổ thứ A Do hai ổ chịu lực dọc hướng tâm nh­ nhau nên : * Xét tỷ số:. . Chọn ổ đũa côn đỡ chặn. Loại ổ này có thể chịu cả lực hướng tâm lẫn lực dọc trục lớn. ổ đũa côn đỡ chặn có thể chịu được lực hướng tâm bằng 170% so với ổ bi đỡ một dãy cùng kích thước. Loại này được dùng nhiều trong chế tạo máy vì tháo lắp đơn giản, điều chỉnh khe hở và bù lượng mòn thuận tiện. So với ổ bi đỡ - chặn , ổ đũa côn đỡ chặn chịu được tải trọng lớn hơn , độ cứng cao hơn, thuận tiện khi tháo lắp.Và bố trí ổ theo kiểu chữ “ O “ 2. chọn sơ bộ ổ Căn cứ vào đường kính đoạn trục lắp ổ d = 35mm, tra theo bảng P2.11[I], chọn ổ đũa côn đỡ chặn cỡ đặc biệt nhẹ Kí hiệu ổ d, mm D,mm B, mm r1, mm r, mm α0 C, KN Co, KN D1,mm T, mm 7207 35 72 17 0,8 2 13,83 35,2 26,3 59 18,25 Bảng thông số ổ trụcII 3. Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Khả năng tải động của ổ Cd được tính theo công thức: Trong đó: Q : Tải trọng động quy ước ( KN) L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m : Bậc của đường cong mái khi thử về ổ lăn, m=3 đối với ổ bi; m=10/3 đối với ổ đũa Gọi Lh là tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ thì: Lh=18000 h => L =Lh.n.60.10 =10.18000.60.229,68=248,05 (trieu vong quay) Tải trọng động quy ước: Đối với ổ đũa côn đỡ chặn , tải trọng động quy ưỡc, xác định nh­ sau: Q =.Kt.Kđ Trong đó: Fr - phản lực hướng tâm tác dụng trên ổ V - hệ số kế đến vòng nào quay, V =1(vòng trong quay) Kt - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy Kt = 1 Kđ - hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra theo bảng 11.3[I], Kđ = 1,3 (va đập vừa và rung động, quá tải ngắn hạn và tới 150% so với tải trọng tính toán: hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh) X- hệ số tải trọng hướng tâm Y- hệ số tải trọng dọc trục * Xác định lực dọc trục Fa tác dụng lên ổ : - Lực dọc trục phụ : Fsi=0,83e.Fri Với ổ đũa côn : e = 1,5.tg α = 1,5.tg13,83= 0,37 Và FrA = 3749,8N => FsA = FsB= 0,83.0,37. 3749,8= 1151,56 (N) tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ đang xét: FzA= FsB + F'a2- Fa2 = 1151,56(N) Vậy Fa = max { FsA, FzB } = FsA = FzB= 1151,56(N) *xác định các hệ số X và Y : xét tỉ số : ==0,3< e=0,37 tra bảng 11.4[I] trị số của các hệ số tảI trọng X,Y và hệ số thực nghiệm e ta có: X = 1, Y =0 Vậy tảI trọng động của ổ: Q1 = (1.1. 3749,8+0.840,33).1.1,3=4874,7(N) 4,875(KN) Vậy: Cđ =4,875.(248,05) = 26,55 ( KN)< C = 35,2 ( KN) Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động 2. Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư hoặc dính bề mặt tiếp xúc, theo điều kiện sau: Trong đó: Co  - khả năng tải tĩnh Qt - tải trọng tĩnh quy ước là trị số lớn nhất trong hai giá trị sau: Qt = Xo.Fr + Yo.Fa Qt = Fr Với Xo , Yo - hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, tra theo bảng 11.6[I] Qt = FrA = 3,749 KN < Co = 26,3 KN Vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải tĩnh III. Chọn ổ trục III 1. Chọn loại ổ Sơ đồ bố trí ổ trụcIII FAY=FBY=2368,55 FBX=62,11 N FAX =2915,39 N Fa2 = F'a2 = 953,2 N * Tổng phản lực tác dụng lên ổ: FrA = = 3756 N FrB = = 2369,36 N Vậy ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn:FrA= 3756 N * Xét tỷ số:. . Chọn ổ đũa côn đỡ chặn. Loại ổ này có thể chịu cả lực hướng tâm lẫn lực dọc trục lớn. ổ đũa côn đỡ chặn có thể chịu được lực hướng tâm bằng 170% so với ổ bi đỡ một dãy cùng kích thước. Loại này được dùng nhiều trong chế tạo máy vì tháo lắp đơn giản, điều chỉ khe hở và bù lượng mòn thuận tiện. So với ổ bi đỡ - chặn , ổ đũa côn đỡ chặn chịu được tải trọng lớn hơn , độ cứng cao hơn, thuận tiện khi tháo lắp.Và bố trí ổ theo kiểu chữ “ O “ 2. chọn sơ bộ ổ Căn cứ vào đường kính đoạn trục lắp ổ d = 55mm, tra theo bảng P2.11[I], chọn ổ đũa côn đỡ chặn cỡ đặc biệt nhẹ Kí hiệu ổ d, mm D, mm B, mm r1, mm r, mm α0 C, KN Co, KN 2007111 55 90 22 0,8 2 12,5 49,1 45,2 Bảng thông số ổ trụcIII 3. Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Khả năng tải động của ổ Cd được tính theo công thức: Trong đó: Q : Tải trọng động quy ước ( KN) L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m : Bậc của đường cong mái khi thử về ổ lăn, m=3 đối với ổ bi l; m=10/3 đối với ổ đũa Gọi Lh là tuổi thọ của ổ lăn tính bằng giờ thì: Với Lh= 18000 Vậy => L =Lh.n.60.10 =10.18000.60.101,4=109,5 (triệu vòng quay) Tải trọng động quy ước: Đối với ổ đũa côn đỡ chặn , tải trọng động quy ưỡc, xác định nh­ sau: Q =.Kt.Kđ Trong đó: Fr - phản lực hướng tâm tác dụng trên ổ V - hệ số kế đến vòng nào quay, V =1(vòng trong quay) Kt - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy Kt = 1 Kđ - hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra theo bảng 11.3[I], Kđ = 1,3 (va đập vừa và rung động, quá tải ngắn hạn và tới 150% so với tải trọng tính toán: hộp giảm tốc phân đôi cấp nhanh) X- hệ số tảI trọng hướng tâm Y- hệ số tảI trọng dọc trục * Xác định lực dọc trục Fa tác dụng lên ổ : - Lực dọc trục phụ : Fsi=0,83e.Fri Với ổ đũa côn : e = 1,5.tg α = 1,5.tg12,5 = 0,33 Và Fra = 3756 N => Fs0 = Fs1= 0,83.0,33. 3756=1028,77 (N) Vậy Fa = Fso = 1028,77 (N) *x