Đồ án Tính toán thiết kế hệ đẫn động cơ khí

kể đến chế độ làm việc của bộ truyền (kc = 1) Như vậy : k = k0.ka.kđc.kbt.kđ.kc = 1.1,25.1.1,3.1,35.1 = 2,194 Vậy : Pt = 1,308 . 2,194 . 0,926.3,054 = 8,116 < [P] = 10,5 kW Dựa vào bảng 5.5 ta chọn bộ truyền xích một dãy có bước xích p = 38,1 mm Theo bảng 5.8 thoả mãn điều kiện p < pmax = 50,8 (mm) - Khoảng cách trục chọn sơ bộ : a = 25.p = 25.38,1 = 952,5 mm - Từ khoảng cách trục xác định được số mắt xích x : Lấy số mắt xích chẵn x = 92 , tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13) a = 0,25.p{x - 0,5.(z1 + z2) + } a = 0,25.38,1.{92 - 0,5.(27 + 54) + }= 967 Chọn a = 967 mm . Để xích không chịu lực căng quá lớn , khoảng cách trục a cần giảm một lượng Da = 0,002.a = 0,002.967 ằ 2 (mm) Do đó a = 965 (mm) - Sau khi xác định được số mắt xích và khoảng cách trục cần tiến hành kiểm nghiệm số lần va đập i của bản lề xích trong 1s : i = = 0,32 < [i] = 20 tra trong bảng 5.9 b> Kiểm nghiệm độ bền của xích: Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn Theo (5.15) s = Q/(kđ.Ft + F0 + Fv) ³ [s] Trong đó : Q - Tải trọng phá hỏng , N , tra theo bảng 5.2 Q = 127000 (N), khối lượng 1m xích là q1 = 5,5 kg kđ - Hệ số tải trọng động , kđ = 1,2 (Tải trọng mở máy bằng 1,5 lần tải trọng danh nghĩa) v = z1.p.n1/60000 = 27.38,1.16,372/60000 = 0,281 (m/s) Ft - Lực vòng (N) ; Ft = 1000.P/v = 1000.1,308/0,281 = 4655 (N) Fv - Lực căng do lực li tâm sinh ra , tính theo công thức : Fv = q.v2 = 5,5.0,2812 = 0,434 N F0 - Lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra tính theo công thức F0 = 9,81.kf.q.a Với a - Khoảng cách trục (m) kf - Hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền kf = 6 (Bộ truyền nghiêng 1 góc < 400) Vậy F0 = 9,81.6.5,5.965 = 312 N Do đó : s = 127000/(1,2.4655 + 312 + 0,434) = 21,5 Theo bảng 5.10 với n =50 (vòng/phút) , [s] = 7 . Vậy s > [s] : Bộ truyền xích đảm bảo đủ độ bền c> Xác định đường kính đĩa xích : - Theo công thức 5.17 đường kính chia của đĩa xích được xác định theo công thức : da1 = p[0,5 + cotg(p/z1)] = 118,59 (mm) da2 = p[0,5 + cotg(p/z2)] = 225,18 (mm) df1 = d1 - 2.r = 106,59 - 2.11,22 = 84,15 (mm) df2 = d2 - 2.r = 225,18 - 2.11,22 = 187,18 (mm) Dựa vào bảng 5.2 có d1 = 19,05 r = 0,5025.d1 + 0,05 = 0,5025.22,23 + 0,05 = 11,22 - Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18) Trong đó : [sH] - ứng suất tiếp xúc cho phép tra bảng 5.11 [sH] = 650 (MPa) kr - Hệ số kẻ đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích: kr1 =0,369 , kr2 = 0,232 Ft - Lực vòng N, Ft1 =4655 N, Ft2 =8262 N Fvđ - Lực va đập trên m dãy xích N và tính theo công thức Fvđ1 = 13.10-7.n1.p3.m = 13.10-7.16,372.38,13.1 = 1,177 (N) Fvđ2 = 13.10-7.n2.p3.m = 13.10-7.8,186.38,13.1 = 4,055 (N) kd - Hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy kd =1 Kđ - Hệ số tải trọng động tra bảng 5.6 : Kđ =1,35 kr - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích phụ thuộc vào z1 (= 0,396) E = 2.E1.E2/(E1+E2) - Môđun đàn hồi , với E1,E2 lần lượt là môđụn đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa A - Diện tích chiếu của bản lề tra bảng 5.12 ( = 395 mm2) Vậy ta dùng thép 45 tôi đạt độ rắn HB = 210 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] = 600 MPa đảm bảo độ bền cho răng đĩa 1 Tương tự đối với sH2 ta có : - Xác định lực tác dụng lên trục: Fr = kx.Ft = 1,15.4655 = 5353 kx - Hệ số kể đến trọng lượng xích kx = 1,15 (đối với bộ truyền nghiêng một góc nhỏ hơn 400 ) d . Bảng các thông số của bộ truyền xích : Các thông số cơ bản Trị số Đơn vị đo Bước xích p = 38,1 mm Số răng đĩa xích z1 = 27 ; z2 = 54 Khoảng cách trục a = 965 mm Đường kính vòng chia d1 = 106,59; d2 = 209,62 mm Đường kính vòng đỉnh da1 = 118,59; da2 = 225,18 mm Đường kính vòng chân df1 = 84,15; df2 = 187,18 mm Số mắt xích x = 92 Phần IV : Thiết kế trục I. Chọn vật liệu trục: Hộp giảm tốc có tải trọng trung bình và không có yêu cầu đặc biệt nào chính vì vậy ta chọn vật liệu trục là thép CT45 tôi cải thiện cho trục I và III , thép hợp kim 20X cho trục II. II. Tính thiết kế trục: Các bước tiến hành theo các bước sau: - Xác định tải trọng tác dụng lên trục - Tính sơ bộ đường kính trục - Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng - Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 1> Tải trọng tác dụng lên trục a. Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng , trục vít: * Lực tác dụng từ bộ truyền bánh răng nghiêng.(Hình1) fa2 fa1 fr1 fr2 ft1 ft2 w2 w1 Bên trái HGT Bên phải HGT theo đầu đề - Với đầu bài cho và hướng nhìn như trên ta xác định được chiều quay và ta xác định được các lực của bộ truyền bánh răng như sau: + Ft1 : Lực vòng của bánh chủ động (w1) có điểm đặt tại tâm ăn khớp ,phương tiếp tuyến với vòng chia dw1, có chiều ngược chiều w1 + Ft2 : Lực vòng của bánh bị động (w2) có điểm đặt tại tâm ăn khớp, phương tiếp tuyến với vòng chia dw2 , có chiều cùng chiều w2 + Fr1;Fr2 : Lực hướng tâm trên bánh 1 và 2 có điểm đặt tại tâm ăn khớp, phương của bánh kính, chiều hướng vào tâm + Fa1 ; Fa2 : Lực dọc trục trên bánh 1 và 2. Có phương dọc theo trục , có điểm đặt tại tâm ăn khớp, chiều hướng vào bề mặt làm việc - Độ lớn của các lực được xác định theo các công thức sau: Fa1 = Ft1tgb = Fa2 - Trong đó T1 - Mômen xoắn trên trục bánh 1(Nmm) dw1 - Đường kính vòng lăn bánh 1 (mm) atw - Góc ăn khớp b - Góc nghiêng của răng . Dựa vào phần trên ta có: T1 = 11689 (N.mm) ; dw1 = 32,47 (mm) ; atw = 20,580 ; b = 14,070 Thay vào công thức ta được : Fa1 = Ft1tgb = 720.tg(14,070 )= 180 (N) = Fa2 * Lực tác dụng từ bộ truyền trục vít bánh vít (Hình2): ft3 fr3 fr4 ft4 fa4 fa3 w4 w3 Chiều tiến TV Bên trái Bên phải HGT - Theo đầu đề thiết kế ta xác định được chiều quay của bánh vít , trục vít , chiều tiến của trục vít . Đồng thời ta xác định được phương, chiều của các lực tác dụng khi ăn khớp: + Ft3 : Lực vòng tác dụng lên trục vít : Lực này có điểm đặt tại tâm ăn khớp , phương tiếp tuyến , có chiều ngược chiều quay w3 + Ft4 : Lực vòng tác dụng lên bánh vít : Lực này có điểm đặt tại tâm ăn khớp, có phương tiếp tuyến , có chiều cùng chiều w4 + Fa3 : Lực dọc trục trên trục vít : Có điểm đặt tại tâm ăn khớp , có phương dọc theo trục vít , có chiều hướng vào bề mặt làm việc (ngược chiều với lực Ft4) + Fa4 : Lực dọc trục trên bánh vít : Lực này có điểm đặt tại tâm ăn khớp , có phương dọc theo trục bánh vít , có chiều hướng vào bề mặt làm việc (ngược chiều với lực Ft3) + Fr3 ; Fr4 : Lực hướng tâm trên trục vít và bánh vít có phương của bán kính , có chiều hướng vào tâm. - Độ lớn của các lực được xác định theo các công thức sau: Fa3 = Ft4 = 2.T4/d4 = 2.T3.hTv.u2 /d4 Ft3 = Fa4 = Fa3.tg(g + j) Fr3 = Fr4 = Trong đó : + d4 - Đường kính vòng chia bánh vít (mm) + T4 - Mômen xoắn trên trục bánh vít (T4 = T3.hTv.u2) + a - Góc prôfin trong mặt cắt dọc trục vít (a = 200) + g - Góc vít + j - Góc ma sát Từ các số liệu ở phần trước ta thay vào công thức ta được : Fa3 = Ft4 = 2.T4/d4 = 2.T3.hTv.u2 /d4 =2.40153.0,7.24/336 = 3975 (N) Ft3 = Fa4 = Fa3.tg(g + j) = 3975.tg(9,4620+ 3,4330) = 918 (N) Fr3 = Fr4 = = * Lực tác dụng từ bộ truyền xích (Hình3): - Đối với bộ truyền xích lực tác dụng lên trục Fr do lực căng xích tạo thành . Theo phần trên lực này được xác định theo công thức sau: Fr = kx.Ft = 1,15.4655 = 5353(N) r12 f Đĩa xích Xích - Lực này là lực hướng kính , có điểm đặt nằm trên đường tâm trục , tại điểm giữa đĩa xích và có chiều hướng từ tâm đĩa xích lắp trên trục đến tâm đĩa xích kia. Giả sử góc nghiêng của bộ truyền xích là 30có =>F= Fr .cos(30) = 4655. cos(30) =4636 (N) Fy= Fr .sin(30) = 4655. sin(30) =2677(N) * Lực tác dụng từ khớp nối: - Khi sử dụng nối trục di động do tồn tại sự không đồng tâm của các trục được nối dẫn đến tải trọng phụ xuất hiện . Lực hướng tâm Fr = (0,2...0,3)Ft , với Ft = 2.T/Dt . Trong đó Dt - Là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt tra bảng 16.10a trang 68 sách tập II với mômen xoắn T = 11,689 (Nm) (Dt=50 mm ) Do đó : Ft = 2.11689/50 = 466,667 (N) Fr = 0,3.Ft = 0,3.466,667 = 140 (N) - Chiều của lực khớp nối được quy ước có tác dụng làm tăng biến dạng trục và thường ngược chiều với lực Ft của bánh răng 2> Tính sơ bộ trục: - Đường kính trục thứ k với k = 1...3 sơ bộ xác định chỉ bằng mômen xoắn theo công thức: Trong đó : Tk- Mômen xoắn trên trục k Nmm [t] - ứng suất xoắn cho phép , MPa, với vật liệu là thép [t] = 14 MPa + Đối với trục I : P1 = 1,652 KW , n1 = 1420 (vòng/phút) , T1 = 9,55.106.P1/n1 = 11689 Nmm + Đối với trục II : u1 = 3,619 ; hBR = 0,96 ; hôl = 0,99 T2 = T1.hBR.hôl.u1 = 11689.0,96.0,99.3,619 = 40153 Nmm + Đối với trục III : u2 = 24 ; hTV = 0,7 ; hôl = 0,99 T3 = T2. hTV. hôl.u2 = 40153.0,7.0,99.24 = 667825 Nmm - Thay các giá trị vào ta được : d1 = 16,1 mm d2 = 24,295 mm d3 = 62,024 mm - Làm tròn đường kính trục theo tiêu chuẩn : d1 = 20 mm , d2 = 25 mm , d3 = 65 mm - Kiểm tra đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nối với trục động cơ : d1 =20 > 0,8.dđc = 0,8.24 = 19,2 Trong đó : dđc = 24 mm (Tra trong phụ lục 1.7 trang 242 sách tập I ) 3> Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động , chiều dài may ơ của các chi tiết quay , chiều rộng ổ , khe hở cần thiết và các yếu tố khác . - Dựa vào đầu bài ra , đường kính sơ bộ các trục , sử dụng bảng 10.2 để chọn chiều rộng ổ lăn : d ,mm 20 25 65 bo ,mm 15 17 33 - Dựa vào công thức (10.10) đến (10.13) để xác định chiều dài mayơ khớp nối, bánh răng , bánh vít, đĩa xích Chiều dài mayơ nửa khớp nối trục I (lm12) lm12 = 1,5.d1 = 1,4.20 = 30 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục I(lm13) lm13 = 1,2.d1 = 1,2.20 = 24 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trụcII (lm22) lm22 = 1,2.d2 = 1,2.25 = 30 mm Chiều dài mayơ bánh vít trên trục III (lm32) lm32 = 1,2.d3 = 1,2.65 = 78 mm Chiều dài mayơ đĩa xích trên trục III(lm33) lm33 = 1,2.d3 = 1,2.65 = 78 mm - Dựa vào sơ đồ hình 10.6 và hình 10.11 và bảng 10.3 , 10.4 (trang 190..194 sách thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập I) ta xác định được các khoảng cách trong đó dùng các kí hiệu : k - Số thứ tự của các trục trong hộp giảm tốc ( k = 1 , 2, 3) i - Số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng i = 0 và 1 : Các tiết diện trục lắp ổ i = 2...s , với s là số chi tiết quay ( Bánh răng , trục vít, bánh vít, khớp nối ) lk1 - Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k lki - Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k lmki - Chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i trên trục k lcki - Khoảng côngxôn trên trục k , tính từ chi tiết i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ và được xác định theo công thức chung sau: lcki = 0,5.(lmki + b0) + k3 + hn bki - Chiều rộng vành bánh răng thứ i trên trục thứ k Trị số của các khoảng cách k1 , k2, k3 và hn Tên gọi Kí hiệu và giá trị Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay k1 = 8..15 mm Khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của hộp ( lấy giá trị nhỏ khi bôi trơn ổ bằng dầu trong hộp giảm tốc) k2 = 5...15 mm Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 10...20 mm Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông hn = 15...20 mm Các khoảng cách trên các trục Loại hộp giảm tốc Trục thứ Công thức tính Hộp giảm tốc bánh răng - trục vít 2 cấp I l12 = - lc12 = -[0,5(lm12 + b0) + k3 + hn] = 48 (mm) l13 = 0,5(lm13 + b0) + k1 + k2 = 38 (mm) l11 = 2.l13 = 76 (mm) Với k1 = 12 ; k2 = 6,5 ; k3 = 10,5 ; hn = 15 II l22 = - lc22 = -[0,5(lm22 + b0) + k1 + k2] = 38 (mm) l21 = daM4 = 320 (mm) l23 = l21/2 = 160 (mm) Với k1 = 8 ; k2 = 6,5 ; b0 =17 III l32 = 0,5(lm32 + b0) + k1 + k2 = 70 (mm) l31 = 2.l32 = 140 (mm) l33 =2. l32 + lc33 = 221(mm) Với k1 = 8 ; k2 = 10,5 ; b0 =33 4> Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục: a. Trục I: - Sơ đồ trục , sơ đồ chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục (Hình4): - Tính phản lực : Sử dụng phương trình mômen và phương trình hình chiếu của các lực trong mặt phẳng zox và zoy : + Trong mặt phẳng zox : Xét cân bằng mômen lần lượt tại gối đỡ 0 ta được : M0 = Fx11.76 - Fx13.38 - Fx12.48 = 0 Fx10 = Fx13 - Fx12 - Fx11 Với Fx12 = 140 (N) , Fx13 = 720 (N) thay vào Fx10 =720-140- 448 =132 (N) + Trong mặt phẳng zoy: Xét cân bằng mômen lần lượt tại gối đỡ 0 và 1 ta được : M0 = M - Fy13.38 + Fy11.76 = 0 Fy10 = Fy13 - Fy11 Với Fy13 = 278 (N) , M = Fz13 .dw1/2 = 180.32,47/2 = 2922,3(N.mm) thay vào công thức tính được Fy10 = 278-101=177 (N) - Tính mômen: M= ; Mtđ = Thay các giá trị vào ta được: T1 = Fx12. dw1 /2=11689 N.mm M12 = 0; M10 =6720 ; M13 =18305 ; M11 = 0 (N.mm) Mtđ12 = 10123 ; Mtđ10 =12150 ; Mtđ13 = 20918 ; Mtđ11 =0 (N.mm) - Tính đường kính các đoạn trục: Tra bảng 10.7 có : [σH ] =63 MPa Thay các giá trị có: d12 =11,7 ; d10 =12,4 ; d13 =14,9 ; d11 = 0 (mm) Theo yêu cầu về ché tạo ta lấy: d12 =20 ; d10 =25 ; d13 =26 ; d11 =25 (mm) b. Trục II. - Sơ đồ (Hình5): - Tính phản lực : Sử dụng phương trình mômen và phương trình hình chiếu của các lực trong mặt phẳng zox và zoy : + Trong mặt phẳng zox : Xét cân bằng mômen lần lượt tại gối đỡ 0 ta được : M0 = Fx21.320 - Fx23.160 - Fx22.38 = 0 Flx20= Fx21 + Fx22 - Fx23 Với Fx22 = 720 (N) , Fx23 = 918 (N) thay vào Flx20=545+720-918=347 (N) + Trong mặt phẳng zoy: Xét cân bằng mômen lần lượt tại gối đỡ 0 ta được : M0 = Fy21.320 - Fy23.160 - M' + M" + Fy22.38 = 0 Fy20= Fy23+ Fy22 - Fy21 Với Fy22 = 278 (N) , Fy23 = 1482 (N) , Fz22 = 180 (N) , Fz23 =3975 (N) M' = Fz22 .dw2/2 = 180.117,53/2 = 10577,7 (N.mm) M" = Fz23 .dw3/2 = 3975.87,5/2 = 173906,25(N.mm) Thay vào công thức tính được Fy20= 1482+278-198=1562 (N) - Tính mômen: theo công thức như trên , với T2= Fx22. dw2 /2=42300 (N.mm) M22 =10578; M20 =27360 ; M23 = 223316 ; M21 = 0 (N.mm) Mtđ22 = 38130 ; Mtđ20 = 45722 ; Mtđ23 = 226300; Mtđ21 = 0 (N.mm) - Tính đường kính các đoạn trục: với [σH ] =70 MPa d22 =17,6; d20 = 18,69; d23 = 31,85; d21 = 0 (mm) Theo yêu cầu về chế tạo ta lấy: d22 = 45; d20 = 50 ; d23 = 70 ; d21 = 0 (mm) c. Trục III : - Sơ đồ trục , chi tiết quay và các lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục.(Hình6) - Tính phản lực : Sử dụng phương trình mômen và phương trình hình chiếu của các lực trong mặt phẳng zox và zoy : + Trong mặt phẳng zox : Xét cân bằng mômen lần lượt tại gối đỡ 0 ta được : M0 = Fx31.140 - Fx33.221 - Fx32.70 = 0 Fx30= Fx31 - Fx33 - Fx32 Với Fx32 = 3975 (N) , Fx33 = 4636 (N) thay vào Fx30= 9306- 4636- 3975 = 695 (N) + Trong mặt phẳng zoy: Xét cân bằng mômen lần lượt tại gối đỡ 0 ta được : M0 = Fy31.140 - Fy32.70- M'"- Fy33 .221 = 0 Fy30 = Fy31 -Fy32 - Fy33 Với Fy32 = 1482 (N), Fy33 = 2677 (N) , M = Fz32 .dw4/2 = 918.336/2 = 154224(N.mm) thay vào công thức tính được Fy30 =6068- 1482-2677 = 1909 (N) - Tính mômen : Với T3 = Fx32. dw4 /2=667800 (N.mm) M30 = 0 ; M32 = 142210; M31 = 433625 ; M33 = 0 (N.mm) Mtđ30 = 0; M32 = 595560 ; M31 = 722840 ; M33 = 578332 (N.mm) -Tính đường kính các đoạn trục: Với [σH ] =63 MPa d30 = 0 ; d32 = 45,6 ; d31 = 48,6 ; d33 = 45,1 (mm) Theo yêu cầu về chế tạo ta lấy: d30 = 55; d32 = 60 ; d31 = 55 ; d33 = 48 (mm) * Chọn các tiết diện trục theo tiêu chuẩn: - Xuất phát từ yêu cầu về độ bền , lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục theo tiêu chuẩn như sau - Để đảm bảo tính công nghệ, chế tạo, và việc chọn ổ lăn ta cần điều chỉnh đường kính trục như sau: Giá trị TRục d(mm) I d10 = 20 (Vị trí khớp nối) d(giữa khớp nối và ổ lăn) = 23 d11 = 25 (Vị trí ổ lăn) d(Gờ giữa ổ lăn và bánh răng) = 28 d12 = 26(Vị trí lắp bánh răng) d13 = 25 (Vị trí ổ lăn) II d20 = 45 (Vị trí lắp bánh răng) d21 = 50 (Vị trí lắp ổ lăn) d(giữa ổ lăn và trục vít) = 60 d22 =70 (Vị trí trục vít) d23 =50 (Vị trí lắp ổ lăn) III d30 =55 (Vị trí lắp ổ lăn) D(giữ ổ lăn và bánh vít) = 65 d32 =60 (Vị trí lắp bánh vít) d31 =55 (Vị trí lăp ổ lăn) d(giữa ổ lăn và đĩa xích) = 52 d33 =48 (Vị trí lắp đĩa xích) * Tính chọn then . - Sau khi định kết cấu trục ta tiến hành chọn then cho các tiết diện lắp bánh răng, bánh vít , đĩa xích: - Ta chọn then bằng và kích thước then theo TCVN 2261-86 tra trong bảng 9.1a (trang 173 sách giáo trình thiết kế hệ thống dẫn động cơ khí tập I) . Dựa vào đường kính trục ở các vị trí lắp các chi tiết ta tra được kích thước then tại các vị trí như sau: + Đối vị trí lắp bánh răng Z1 có đường kính trục là 26 (mm) đường kính chân răng là 28,72(mm) , Môđun bánh răng là 1,5 . Do đó ở vị trí này ta không dùng then mà dùng bánh răng liền trục . Do thảo mãn điều kiện x< 2,5.m Bảng chọn then bằng TSố Vị trí Đường kính Kthước tdiện then Chiều sâu rãnh BKính góc lượn r b h Trục t1 Lỗ t2 Min Max BR Z2 45 14 9 5,5 3,8 0,25 0,4 BVít 60 18 11 7 4,4 0,25 0,4 ĐXích 48 14 9 5,5 3,8 0,25 0,4 - Kiểm tra điều kiện bền dập và bền cắt: Công thức kiểm tra chung như sau: Trong đó: sd ,tc - ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, MPa d - Đường kính trục, mm, xác định được khi tính trục ; T - Mômen xoắn trên trục , Nmm lt, b, h, t - Kích thước của then. [sd ] - ứng suất dập cho phép, MPa, trị số cho trong bảng 9.5 . Với vật liệu then là thép , lắp cố định trên trục ,tải trọng tĩnh ta chọn [sd ] = 150(MPa) [tc] - ứng suất cắt cho phép , MPa, vật liệu là thép 45 tải trọng tĩnh ta có [tc] = 60...90MPa . lt - Chiều dài then được xác định theo lt = (0,8...0,9)lm và được chọn theo tiêu chuẩn ở bảng 9.1a Bảng tính then bằng T.số T.D d lt b h t1 T σd tc 22 45 25 14 9 5,5 42300 21,49 5,37 32 60 63 18 11 7 667800 88,33 19,63 33 48 63 11 9 5,5 667800 126,19 13,18 Vậy tất cả các then trên các tiết diện lắp các chi tiết quay đều thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. 5. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: 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: [s] - Hệ số an toàn cho phép [s]=2,5 ssj và 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 và được xác định theo công thức sau: Trong đó : + s-1 và t-1 - Giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng Trục I và III vật liệu là thép cacbon 45 có sb = 600MPa, do đó s-1 = 0,436.sb = 0,436.600 =261,6 MPa ,t-1 = 0,58.s-1 = 0,58.261,6 = 151,7 MPa Trục II vật liệu là thép hợp kim 20X có sb = 1000 MPa,do đó s-1 = 0,35.sb +70= 0,35.1000+70 =420 MPa , t-1 = 0,58.s-1 = 0,58.420 = 245 MPa + saj, taj , smj , tmj - Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diệnj: Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng do đó aaj = smaxj = Mj/Wj , smj = 0 . Vì trục quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động do đó t =tmj =taj = tmaxj/2 = Tj/(2.Woj) Với Wj và Woj là mômen cản uốn và mômen cản xoắn tại tiết diện j của trục, được xác định theo bảng 10.6 (Trang 196 sách giáo trình tập I) Bảng xác định aaj và t T.D d B h t1 M T W Wo saj t 10 25 - - - 6720 11689 1534 3068 4,38 1,9 13 32,47 - - - 18305 11689 3361 6722 5,45 0,87 22 45 14 9 5,5 10578 42300 3669 3285 2,88 6,42 20 50 - - - 27360 42300 12272 24544 2,23 0,86 23 87,5 - - - 223316 42300 65769 131539 3,4 0,16 32 60 18 11 7 142210 667800 21150 42356 6,72 7,88 31 55 - - - 433625 667800 16334 32668 26,55 10,22 + ys và yt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra theo bảng 10.7 (Trang 196 sách tập I) + Ksdj và Ktdj - Hệ số xác định theo các công thức sau: Ksdj = (Ks/es + Kx -1)/Ky Ktdj = (Kt/et + Kx -1)/Ky Với Kx - Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt , phụ thuộc và phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt , cho trong bảng 10.8 (trang 197) Ky - Hệ số tăng bền bề mặt trục , cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. Ky =1 - Các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5...0,63 mm do đó theo bảng 10.8 es và et - 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 Ks và Kt - Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn , trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất. Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi có thể tra trực tiếp tỉ số Ks/es và Kt/et trong bảng 10.11. Vậy theo bảng 10.10 tra được hệ số kích thước es và et ứng với đường kính của tiết diện nguy hiểm , từ đó xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên các tiết diện này T.d D Ks es Ks/es Kt et Kt/et 22 45 2,26 0,72 3,14 2,22 0,77 2,88 32 60 1,76 0,785 2,242 1,54 0,745 2,067 Đồng thời theo bảng 10.11 , ứng với kiểu lắp đã chọn , sb và đường kính của tiết diện nguy hiểm này , trên cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn để tính toán. - Chọn lắp ghép : Các ổ lăn lắp trên trục theo k6 , lắp bánh răng , bánh vít ,đĩa xích, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then. Bảng tính các giá trị Ksdj và Ktdj T.D D Kx Ks/es Kt/et Ksd Ktd then Căng then Căng 10 25 1,60 - 2,06 - 1,64 2,12 1,7 13 32,47 1,06 - 2,06 - 1,64 2,12 1,7 22 45 1,18 3,14 2,82 2,88 2,09 3,32 3,06 20 50 1,18 - 3,45 - 2,57 3,63 2,75 23 87,5 1,18 - 3,45 - 2,57 3,63 2,75 32 60 1,06 2,242 2,52 2,067 2,03 2,58 2,13 31 55 1,06 - 2,52 - 2,03 2,58 2,09 - Tính toán hệ số an toàn Với smj = 0 và t =tmj =taj ta có hệ số an toàn được tính theo công thức Bảng tính hệ số an toàn t.d d Ksd Ktd sa t yt s-1 t-1 ssj stj s 10 25 2,12 1,7 4,38 1,9 0 262 152 68,2 47,06 24,19 13 32,47 2,12 1,7 5,45 0,87 0 262 152 22,68 102,77 22,15 22 45 3,32 3,06 2,88 6,42 0,05 420 245 43,93 12,27 11,82 20 50 3,63 2,75 2,23 0,86 0,05 420 245 51,88 101,07 46,22 23 87,5 3,63 2,75 3,4 0,16 0,05 420 245 34,05 546,88 33,96 32 60 2,58 2,13 6,72 7,88 0 262 152 15,11 9,06 7,77 31 55 2,58 2,09 26,55 10,22 0 262 152 3,82 7,12 3,37 Vậy tất cả các tiết diện đều thoả mãn về điều kiện bền mỏi s <[s]=2,5. 6. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh . Để dề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột ( chẳng hạn khi mở máy ) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh . Công thức kiểm nghiệm có dạng : std = <=[s] Trong đó : s = Mmax /(0,1.) (MPa) t = Tmax /(0,2.) (MPa) [s] = 0,8. sch (MPa) Bảng tính kiểm nghiệm độ bền tĩnh t.d d(mm) M T sch s t std [s] 10 25 6720 11689 450 4,3 3,74 7,78 360 13 32,47 18305 11689 450 5,35 1,71 6,12 360 22 45 10578 42300 400 1,16 2,32 4,18 320 20 50 27360 42300 400 2,19 1,69 3,28 320 23 87,5 223316 42300 400 3,33 0,32 3,38 320 32 60 142210 667800 450 6,58 15,46 27,57 360 31 55 433625 667800 450 26,06 20,07 43,45 360 Vậy các tiết diện của các trục thoả mãn về điều kiện bền tĩnh. phần V: Thiết kế gối đỡ trục I. Căn cứ vào tải trọng chọn sơ bộ loại ổ lăn. * Chọn loại ổ cho trục I: - Trục I có d10 = d11 = 25(mm) , các phản lực tại gối đỡ 0 và 1 là: Lực dọc trục tác dụng lên trục I : Fa = 180 (N) Do đó tỉ số: Fa/Fr = 180/221 = 0,81 < 1 Cho nên ta chọn ổ là loại ổ bi đỡ chặn Do trục I có vận tốc quay nhanh n=1420 v/p nên chọn ổ bi đỡ chặn có góc a = 260 * Chọn loại ổ cho trục II: - Trục II có d20 = d21 = 50 (mm) các phản lực tại các gối đỡ 0 và1 là: Lực dọc trục tác dụng lên trục II gồm có : Fz22 = 180 (N) và Fz23 = 3975 (N) cùng phương ngược chiều Do đó Fat = 3975 - 180 = 3795 (N) ta chọn ổ đũa côn * Chọn ổ cho trục III: - Trục III có d30 = d31 = 50(mm) các phản lực tại gối đỡ 0 và 1 là: Lực dọc trục tác dụng lên trục III là : Fa = 918(N) Do đó tỉ số : Fa/Fr = 918/2032= 0,45 > 0,3 do đó ta dùng ổ bi đỡ - chặn với góc tiếp xúc a = 120 II. Chọn cấp chính xác ổ lăn: Với hộp giảm tốc ta thường chọn cấp chính xác ổ bình thường ( cấp 0 ) có giá thành rẻ nhất. Cấp chính xác 0 Độ đảo hướng tâm, mm 20 Giá thành tương đối 1 III. Chọn kích thước ổ lăn: Kích thước ổ lăn được xác định theo 2 chỉ tiêu: Khả năng tải động nhằm đề phòng tróc rỗ các bề mặt làm việc và khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư 1/ Chọn ổ theo khả năng tải động. Chọn kích thước ổ theo khả năng tải động Cd được tiến hành với các ổ có số vòng quay n ³ 10 vg/p. Khả năng tải động được tính theo công thức: L- Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay m - Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn m = 3 với ổ bi,m=10/3 với ổ đũa Gọi Lh là tuổi thọ tính bằng giờ thì Lh = 106L/(60.n), với hộp giảm tốc ta nên d