Thiết kế hộp giảm tốc bánh răng côn trụ hai cấp

ng xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn KFv=1+vF.bw1.dw12.T1.KFβ.KFα (CT 6.46/trang 109) Với (CT 6.47/trang 109). δF= 0,006: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15/trang 107 g0 = 73: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng bánh 1 và 2,tra bảng 6.16/trang 107 v = 2,16 (m/s) →VF = 0,006.73.2,16.1404,055 = 5,5 KFv=1+vF.bw1.dw12.T1.KFβ.KFα = 1+5,5.42.55,42.33075,765.1,24.1,37= 1,1 kF=kFβkFαkFv = 1,24.1,37.1,1=1,86 Với T1 = 33075,765(N.mm) KF = 1,86 Yε = 0,746 Yβ = 0,74 YF1 = 3,8 YF2= 3,6 Thay vào công thức: σF1=2.T1.KF.Yε.YβYF1bw1.dw1.m = 2.33075,765.1,86.0,746.0,74.3,842.55,4.2,5 = 44,37 MPa Theo công thức 6.44/trang 108: σF2=σF1.YF2YF1 =44,37.3,63,8 = 42 MPa Theo công thức 6.2/ trang 91 Theo công thức 6.2a/ trang 91 Với: YR = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượm chân răng. YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln (2,5) = 1,02 Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất KxF = 1: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn khi da400(mm) σF1 =284.1.1,02= 289,7 MPa σF2 = 271,5.1.1,02.1=276,93 MPa σF1= 44,37 < σF1 = 289,7 MPa σF2=42 MPa< σF2=276,93 Kết luận: bộ truyền đạt độ bền về uốn trong giới hạn cho phép. Kiểm nghiệm răng về quá tải : Hệ số quá tải Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép Theo CT6.48/trang 110: σHmax=σHkqt≤σHmax σHmax = 484,5. 1,4 =573 MPa < σH2max=1344 (MPa) Theo 6.49/110 σF1max=σF1kqt =44,37.1,4 = 62 MPa < σF1max= 464 MPa σF2max=σF2kqt =42.1,4=58,8 MPa < σF2max =384 MPa Kết luận: Như vậy bộ truyền đạt yêu cầu về quá tải Các thông số và kích thước bộ truyền Thông số Kí hiệu Giá trị Khoảng cách trục aw aw=140 mm modun m m=2,5 Chiều rộng vành răng bw1 bw1=42mm Tỉ số truyền u 4,055 Góc nghiêng của răng β 35,650 Số răng của bánh Z1, Z2 Z1=18, Z2 = 73 atw 24,120 Đường kính vòng chia d d1 =mz1cosβ = 2,5.18cos35,65=55,4 mm d2 =mz2cosβ=2,5.65cos35,9= 224,6 mm Đường kính đỉnh răng da da1= d1+2m(1+x1-Δy) =55,4+2.2,5(1+0) = 60,4 mm da2 = d2+2m(1+x2- Δy) = 224,6+2.2,5(1+0) = 229,6 mm Đường kính đáy răng df df1=d1-(2,5-2X1).m = 55,4-(2,5-0).2,5 =49,15 mm df2=d2-(2,5-2X2).m = 224,6-(2,5-0).2,5=218,35 mm Đường kính lăn ⅆw dw1=2aw1u+1 =2.1404,055+1= 55,4 mm dw2=dw1.u = 49,38.4,055=224,6 mm xác định các thông số của bộ truyền cấp chậm Đối với hộp giảm tốc thông số cơ bản là khoảng cách trục aw nó được xác định theo công thức aw=kau2±13T2.kHβσH2.u2.Ψba Trong đó: Ka (MPa1/3) =49,5 hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng bảng 6.5 T2 = 258051,97 (Nmm) momen xoắn trên trục chủ động Nmm σH = 500 MPa ứng suất tiếp xúc cho phép MPa u2 =2,97 tỉ số truyền Ψba=bwaw =0,4các hệ số trong đó bw là chiều rộng vàng răng xem bảng 6.6 Sơ đồ 7 è Ψbd=0,53Ψbau2±1 =0,53.0,4(2,97+1) = 0,8 (ct 6.16/97) tra bảng 6.7 thuộc sơ đồ số 7 ta được kHβ = 1,03 hệ số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng bánh răng bảng 6.7/98 aw2=kau2±13T2.kHβσH2.u2.Ψba=49,52,97+1⋅3258051,97.1,025002.2,97.0,4 =188 (mm) Chon sơ bộ aw = 185 mm 3.2 Xác định các thông số ăn khớp Xác định modun m: Theo CT 6.17/97 m= (0,01.0,02). aW = (0,01.0,02).185 = (1,85..3,7)mm Chọn m = 2,5 mm Mối quan hệ khoảng cách trục aw số răng bánh nhỏ Z1 và số răng bánh lớn Z2 và góc nghiêng β Từ công thức 6.18/99 aw=mz1+z22cosβ Trong đó Z1 là bánh răng chủ động Z2 là bánh răng bị dẫn Xác định số răng và góc nghiêng β Bộ truyền bánh răng trụ thẳng Ta có góc nghiêng β = 0 từ (6.18) xác định số răng bánh z1=2aw2mu2+1 = 2.1852,52,97+1 = 37,2 Chọn Z1 = 37 răng Z2= u2.Z1 = 37.2,97=109,89 Chọn Z2 = 110 răng Zt = Z1 + Z2 = 37+110 = 147 răng Tính lại khoảng cách trục aw =mzt2 = 2,5.1472 =183,75 mm Tỉ số truyền thực u=z2z1 = 11037 = 2,973 Xác định hệ số dịch chỉnh tính hệ số dịch tâm theo 6.22 Y = aw2m-0,5z1+z2 = 183,752,5-0,537+110 = 0 Góc ăn khớp cosαtw=ztmcosα2aw2 =147.2,5.cos202.183,75 = 0,94 αtw =200 Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của răng ứng suất tiếp xúc của σH được tính theo công thức CT6.33/105 thỏa điều kiện σH=zMzHzε2T2kHu+1bw2udw22 Trong đó: ZM = 274 (MPa)1/3 hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra bảng 6.5/96 ZH = 2cosβbsin2αtw hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc Trị số của ZH có thể tra trong bảng 6.12 Vì răng trụ thẳng nên β =0 ở đây βb là góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở: theo tiêu chuẩn VN (TCVN 1065-71) góc profin α =200 Góc nghiêng trụ cơ sở tgβb = cosαt.tgβ =cos(20).tg(0)= 0 è βb= 0 ZH = 2.cosβbsin2αtw = 2.cos⁡(0)sin(2.20) =1,76 zε hệ số kể đến sự trùng khớp của răng xác định như sau zε = 4-εa3 khi εβ =0 (1) zε = 4-εa1-εβ3+εβεα khi εβ <1 (2) zε = 1εα khi εβ ≥ 1 (3) Với εβ hệ số trùng khớp dọc tính theo công thức: εβ =bw2sinβmπ bw2=Ψbaaw2= 0,4.183,75 = 73,5 (mm) εβ= bw2sinβmπ = 73,5.sin02,5.π = 0 Do εβ =0 theo CT 6.36c/105 tính ta chọn (1) zε = 4-εa3 Hệ số kể đến sự trùng khớp ngang của răng εα=1,88-3,21z1+1z2cosβ = [1,88-3,2137+1110] . cos(0) = 1,76 è zε = 4-εa3 = 4-1,763 =0,86 KH = kHβkHαkHv Trong đó : kHβ = 1,02 Tra bảng 6.7/98 ta được dw2=2aw2u+1=2.183,752,973+1 =92,5 (mm) Đường kính vòng lăn bánh nhỏ V=πⅆw2n260000 = π.92,5.183,9360000 = 0,89 (m/s) Vận tốc vòng theo CT 6.40/106 V = 0,89 (m/s) < 4 (m/s) tra bảng 6.13/106 ta được cấp chính xác là 9 kHα=1,13 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các cặp răng đồng thời ăn khớp tra bảng 6.14/107 kHv là hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. và được xác định theo công thức 6.41 : kHv=1+vHbwdw22T2kHβkHα Trong đó : vH=δHg0vawu Với v = 0,94 (m/s) tính theo CT 6.40 δH = 0,006 hệ số kể đến sự ảnh hưởng của sai số ăn khớp tra bảng 6.15 g0 =73 hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lẹch các bước răng bánh 1 và 2 tra bảng 6.16 vH=δHg0vaw2u = 0,006.73.0,89.183,752,973 = 3 kHv=1+vHbw2dw22T2kHβkHα = 1+3.73,5.92,52.258051,97.1,02.1,13 =1,03 KH = kHβkHαkHv = 1,02.1,13.1,03 = 1,18 Thay các giá trị: ZM = 274 (MPa)1/3 ZH = 1,76 zε = 0,86 T2 = 258051,93 Nmm KH = 1,18 u = 2,973 bw2= 73,5 mm dw2 = 92,5 mm Vào CT: σH=zMzHzε2T2kHu2+1bw2u2dw22 Ta được: σH=zMzHzε2T2kHu+1bw2udw22 = 274.1,76.0,86. 2.258051,93 .1,18.2,973+173,5.2,973.92,52 = 471(MPa) Với cấp chính xác là 9 chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 khi đó ta cần gia công đạt độ nhám là Ra =2,5 ..1,25 μm do đó ZR =0,95 Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép Theo 6.1 với v = 0,94 (m/s) < 5(m/s) è Zv = 1 với da<700 (mm) nên KxH = 1 Do đó theo 6.1 và 6.1a σH = σH.Zv.ZR.KxH = 500.1.0,95.1= 475 MPa σH=471<σH = 475MPa Vì σH<σH nhưng chênh lệch này quá nhỏ do đó có thể giảm chiều rộng răng bw=73,5σHσH2=73,54714752=72,2 cho. Lấy bw=72 mm Thỏa mãn điều kiện Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn Theo 6.43 Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép Theo CT6.43/trang 108: σF1=2.T2.KF.Yε.YβYF1bw1.dw1.m≤σF1 σF2=σF1.YF2YF1≤σF2 Theo CT6.44/trang108: Trong đó: • T2 =258051,97 (N.mm): Moment xoắn trên bánh chủ động • m = 2,5 (mm): Môđun pháp • bw2 = 72 (mm): Chiểu rộng vành răng • dw2 = 92,5 mm: Đường kính vòng lăn bánh chủ động • Yε=1εα: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với εα là hệ số trùng khớp ngang Yε=1εα =11,76 = 0,56 • Yβ=1-β°140: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng yβ=1-β°140 = 1--0°140 = 1 YF1,YF2: Hệ số dạng răng của bánh 1 và 2, phụ thuộc vào số răng tương đương zv1=z1δ =37cos30 =37 zv2=z2cos3β =110cos30 =110 tra bảng 6.18/trang 109. YF1= 3,63 YF2 = 3,55 KF : KFβ.KFα.KFv : Hệ số tải trọng khi tính về uốn KFβ = 1,03 (sơ đồ 7): Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn, tra bảng 6.7/trang 98 KFα = 1,37: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14/trang 107 KFv: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn KFv=1+vF.bw2.dw22.T2.KFβ.KFα (CT 6.46/trang 109) Với (CT 6.47/trang 109). δF= 0,016: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp, tra bảng 6.15/trang 107 g0= 73: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch bước răng bánh 1 và 2,tra bảng 6.16/trang 107 v = 0,89 (m/s) →VF = 0,016.73.0,89.183,752,973 = 8,17 KFv=1+vF.bw2.dw22.T2.KFβ.KFα = 1+8,17.72.92,52.258051,97.1,03.1,37= 1,07 kF=kFβkFαkFv = 1,03.1,37.1,07=1,5 Với T2 = 259051,97 (N.mm) KF = 1,5 Yε = 0,56 Yβ = 1 YF1 = 3,63 YF2= 3,55 Thay vào công thức: σF1=2.T2.KF.Yε.YβYF1bw2.dw2.m = 2.258051,97.1,5.0,56.1.3,6372.92,5.2,5 = 94,5 MPa Theo công thức 6.44/trang 108: σF2=σF1.YF2YF1 =94,5.3,553,63 = 92,4MPa Xác định chính xác ứng suất uốn cho phép Theo công thức 6.2/ trang 91 Theo công thức 6.2a/ trang 91 Với: YR = 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượm chân răng (bánh răng phay). YS = 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln(2,5) = 1,02 : Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất KxF = 1: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn khi da700(mm) σF11= 288 MPa σF22= 271,5 MPa σF1 =288.1.1,02= 293,76 MPa σF2 = 271,5.1.1,02.1=276,93 MPa σF1= 94,5 MPa < σF1 = 293,76 MPa σF2=92,4 MPa< σF2=293,76 MPa Kết luận: bộ truyền đạt độ bền về uốn trong giới hạn cho phép. Kiểm nghiệm răng về quá tải : Hệ số quá tải Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép Theo CT6.48/trang 110: σHmax=σHkqt≤σHmax σHmax = 471. 1,4 =557,3 MPa < σHmax=1344 (MPa) Theo 6.49/110 σF1max=σF1kqt =94,5.1,4 = 132,3 MPa < σF1max= 464 MPa σF2max=σF2kqt =92,4.1,4=129,36 MPa < σF2max= 384 MPa Kết luận: Như vậy bộ truyền đạt yêu cầu về quá tải Các thông số và kích thước bộ truyền Thông số Kí hiệu Giá trị Khoảng cách trục aw aw=183,75 mm modun m m=2,5 Chiều rộng vành răng bw1 bw1=72mm Tỉ số truyền u 2,973 Góc nghiêng của răng β 00 Số răng của bánh Z1, Z2 Z1=37, Z2 = 110 atw 200 Đường kính vòng chia d d1 =mz1cosβ = 2,5.36cos0=92,5 mm d2 =mz2cosβ=2,5.110cos0= 275mm Đường kính đỉnh răng da da1= d1+2m(1+x1-Δy) =92,5+2.2,5(1+0-0) = 97,5 mm da2 = d2+2m(1+x2- Δy) = 275+2.2,5(1+0-0)= 280 mm Đường kính đáy răng df df1=d1-(2,5-2X1).m = 92,5-(2,5-2.0).2,5 =86,25 mm df2=d2-(2,5-2X2).m= 275-(2,5-2.0).2,5=268,75 mm Đường kính lăn ⅆw ⅆw1 =2awu+1= 2.183,752,973+1 =92,5 mm ⅆw2 =ⅆw1.u = 92,5.2,973=275 mm Kiểm tra bôi trơn ngâm dầu Điều kiện bôi trơn ngâm dầu đối với hộp giảm tốc bánh rang trụ 2 cấp (theo giáo trình cơ sở chi tiết máy_thầy Nguyễn Hữu Lộc): Mức dầu thấp nhất ngập (0,75-2) chiều cao răng h2 (h2 =2,25m) của bánh răng 2 ( nhưng ít nhất 10mm) Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất hmax – hmin =1015mm. Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng 4 (d4/6). Tổng hợp 3 điều kiện trên thì để đảm bảo điều kiện bôi trơn phải thỏa: H=12da2-h2-1015>13ⅆa4 nếu h210mm (13.6) H=12da2-10-1015>13ⅆa4 nếu h2 < 10mm (13.7) Đối với hộp giảm tốc đang khảo sát do h2 =2,25m=2,25.2,5=5,625mm<10mm, nên sử dụng 13.7: H=12224-10-10=92>13275 =91,6 Do đó thỏa điều kiện bôi trơn ngâm dầu. Chương 4 thiết kế trục 4.1 chọn vật liệu chế tạo trục n1 = 744,9 u1 = 4,059 u2 = 2,968 T1 = 66151,53 Nmm T2 =258051,97 Nmm T3=737106,41 Nmm dw1=53,37 mm β = 32,50 atw= 24,550 Chọn vật liệu chế tạo trục Tra bảng 6.1/92 Chọn thép 45 thường hóa có Độ cứng HB = 250 Giới hạn bền σb = 850 MPa Giới hạn chảy σch =580 MPa ứng suất uốn cho phép τ =(15.30)MPa 2 xác định sơ bộ đường kính trục Đường kính trục được xác định theo CT 10.9/188 d≥3T0,2τ (mm) T: Momen xoắn (N.mm) : Ứng suất xoắn cho phép MPa Các thông số ban đầu : Chọn ứng suất cho phép = 23 (MPa) -Đường kính sơ bộ trục I :dsb1=3T10,2τ = 366151,530,2.23 =24,3 mm -Đường kính sơ bộ trục II : dsb2=3T20,2τ = 3258051,970,2.23 = 38 mm -Đường kính sơ bộ trục III : dsb3=3T30,2τ = 3737106,410,2.23 = 54,3 mm Trong đó ta lấy =23 3 các định khoảng cách giữa các gối đở và điểm đặt lực Từ đường kính các trục, tra bảng 10.2/tr 189 ta được chiều rộng các ổ lăn b0 theo bảng 10.2 : dsb1 =24,3 (mm) => b01 = 17 (mm); d1=25 (mm) dsb2= 38 (mm) => b02 = 23 (mm); d2=40 (mm) dsb2=54,18 (mm) => b03 = 29 (mm); d3=55 (mm) ở đây lắp bánh đai lên đầu vào của trục do đó không cần quan tâm đến đường khính trục của động cơ điện. xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm dặt lực các thông số T1=66151,53 Nmm T2=258051,97 Nmm T3=737106,41 Nmm n1=744,926 v/p n2=183,93 v/p n3=61,93 chọn nối trục đàn hồi T3= 737106,41 Nmm= 737,106 Nm d3= 55 mm Ta chọn nối trục vòng đàn hồi Sử dụng nối trục vòng đàn hồi có ưu điểm là cấu tạo đơn giản dể chế tạo dể thay thế và khả năng làm việc tin cậy Theo bảng 16.10a có bảng thông số nối trục như sau Bảng 16-10a T(Nm) d D Dm L l d1 D0 1000 55 210 95 80 175 90 160 Z nmax B B1 l1 D3 l2 8 2850 6 70 40 36 40 Kiểm nghiệm sức bền dập Với ứng suất dập cho phép của cao su ta chọn =3 MPa K hệ số làm việc (bang tải) ta chọn k=1,35 Kích thước của chốt T(Nm) dc d1 D2 l l1 l2 l3 h 1000 18 M12 25 80 42 20 36 2 Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi σd=2kTzD0dCl3≤σd σd=2.1,35.737106,418.160.18.36=2,39 ≤σd = 3 (MPa) Diều kiện sức bền của chốt Chọn σu = 70 MPa σu=kTl00,1dC3D0Z≤σu l0=l1+l22 = 42+202=52 σu=kTl00,1dC3D0Z = 1,35.737106,410,1.183.160.8 =68,8 ≤ σu = 70 MPa Nối trục đảm bảo bới sức bền của chốt Xác định khoảng cách các gối đở và các điểm đặt lực b01 = 17 (mm) ; b02 = 23 (mm); b03 = 29 (mm) chiều dài mayo bánh đai,mayo xich ,mayo bánh răng trụ CT10.10 lm= (1,2.1,5) d lm12= (1,2.1,5)25= 30.37,5 (mm) => chọn lm12=37,5 (mm) lm22= (1,2.1,5)40= 48.60 (mm) => chọn lm22=55 (mm) lm23 =lm32= (1,2.1,5)55= 66.82,5 (mm) => chọn lm32= 72 (mm) chiều dài mayo nữa khớp nối lm= (1,42,5) d lm33= (1,42,5)55= 77137,5 (mm) => chọn lm33=101 (mm) khoảng cách lki= trên trục thứ k từ gối đở 0 đến chi tiết quay thứ i như sau từ bảng 10.3/189 K1=10 (mm) K2=5 (mm) K3=17 (mm) hn= 18 (mm) khoảng côngxôn trục 1 l12=-lc12 = 0,5(lm12+b01) +k3 + hn=0,5(37,5+17) +17+18=-62,25 mm lấy l12=63mm trục 3 lc33=0,5(lm33+b03) +k3+hn=0,5(101+29) +17+18=100 (mm) hộp giảm tốc 2 cấp phân đôi l22=0,5(lm22+b02) + k1+k2=0,5(55+23) +10+5= 54 (mm) l23=l22+0,5(lm22+lm23) +k1=54+0,5(55+72) +10 =127,5 (mm) l24= 2l23-l22 = 2.127,5-54= 201 (mm) l21=2l23=2.127,5=255 mm l32=l23 = 127,5 (mm) l31=l21=255 (mm) l33=2l32+lc33=2.127,5+100=355(mm) khoảng cách giữ các gối đỡ l11=l21=l31=2l32=255 (mm) xác định trị số và chiều lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục trục 1 chọn hệ tọa độ như sơ đồ phân tích lực lực từ bộ truyền đai tác dụng lên trục 1 Lực tác dụng từ bộ truyền đai bộ xích và khớp nối F0=780PdckdvCαz+Fv Mà Fv = qmV2 Tra bảng 4.22 ta có qm = 0,105 Fv = 0,105.21,252 = 47,41 (N) F0= 780.5,5.1,121,25.0,864.2+47,41=175,92 (N) Lực tác dụng lên trục Fr=2F0zsinα2 = 2.175,92.2. sin134,722 = 649,5 (N) Lực tác dụng lên 2 bánh răng Lực vòng: Ft1=Ft2=2T1d1 = 2.33075,76555,4= 1194 N Lực hướng kính: Fr1=Fr2 =Ft.tgαtwcosβ =1194. tg24,12cos35,65=657,9 N Lực dọc trục: Fa=Ft1tg β=1339,64.tg 35,9 =856,4 N MFa=856,4.27,7=23722,3 Nmm Fy12=649,5 N Fx13=Fx14=1194 N Fy13= Fy14=657,9 N FZ13=Fz14=856,4 N Trong mặt phẳng YOZ ta có: PTCB: Fly10-Fy13-Fy14-Fly11+Fy12=0 ΣMD=0 => Fly10.l11-Fy13l14-Fy14l13-Fy12l12 - Fz13dw12 + Fz14dw12 =0 Fly10.255-657,9.201-657,9.54-649,5.63=0 Fly10= 818,4 N Fly10-Fy13-Fy14-Fly11+Fy12=0 -Fly11=833,4-657,9.2+649,5 Fly11=152 (N) Xét trong mặt XOZ PTCB: Flx10-Fx14-Fx13+Flx11=0 Trong mặt phẳng yOz ta có ΣMD=0 => Flx10l11 – Fx13l14 – Fx14l13 =0 (l11=l22) Flx10255– 1194.201– 1194.54 =0 => Flx10=1194 (N) Flx10+Flx11-2Fx13=0 => Flx11=1194 (N) Ft1=2T1d1 =>T1=2.2477,1249,38=66151,53 (Nmm) T2=0,5T1=33075,765 Nmm Trục 2 bánh răng bị động d2=224,6 mm β =35,90 d22 =224,62=112,3 mm Fx22=Fx23=1194 N Fy22=Fy24=657,9 N Fz22=Fz24=856,4 N MFz22=MFz24= Fz22. d22= 856,4.112,3=96173,7 N Bánh răng chủ động Ft1=2T2dw1 = 2.258051,97 92,5= 5579,5 Nm Fr=Ft.tgαtwcosβ = 5579,5.tg(20)cos(0) = 2030,6 N Trong mặt phẳng YOZ ta có: PTCB: Fly20+Fy22-Fy23+Fly24+Fly21=0 ΣMD=0 => Fly20.l21+Fy22l24-Fy23l23+Fy24l22=0 Fly20.255+657,9.201-2030,6.127,5+657,9.54=0 Fly20= 357,4 (N) Fly20+Fy22-Fy23+Fly24-Fly21=0 Fly21=357,4 (N) Xét trong mặt XOZ PTCB: Flx20-Fx22-Fx23-Fx24+ Flx21=0 Flx20+Flx21-2Fx22-Fx23=0 ΣMD=0 => Flx20l21 -Fx22l24 -Fx23l23 -Fx24l22 =0 Flx20255- 1194.201-5579,5.127,5-1194.54=0 => Flx20=3983,7 (N) Flx20+Flx21-2Fx22-Fx23=0 => Flx21=3983,7 (N) Trục 3 Từ khớp nối Fr = (0,2.0,3).Ft Ft= 2T3Dt = 2.737106,41210 = 7020 Nmm Fr=0,25.7020 = 1755 Nmm Dt =210 (mm) đường kính vòng tròn qua tâm các chốt Fx32=5579,5 N Fy32=2030,6 N PTCB: Fly30-Fy32+Fly31=0 Xét trong mặt phẳng OYZ ΣMD=0 => Fly30l31-Fy32l32=Fly30255-2030,6.127,5 Fly30=1015 N Fly31=1015 N Xét trong mặt phẳng XOZ PTCB: Fr+Flx30+Flx31-Fx32=0 ΣMD=0 => Fx33l33+Flx30l31 -Fx32l32=0 1755.355+Flx30255-5579,5.127,5=0 Flx30=346,5 N Flx31=3478 N 6 đường kính và chiều dài các đoạn trục Momen tương đương tại tiết diện j: Mtdj=Mxj2+Myj2+0,75Tj2 Đường kính trục tại j: dj=3Mtⅆj0,1σ là ứng suất cho phép của thép chế tạo trục. Với σ=850 tra bảng 10.5 ta chọn σ1=67 MPa; σ2=55 MPa; σ3=55MPa Kết quả tính toán momen tương đương: Trục I: Tại A MA=02+02+0,75.0 =0 dA=300,1.67 =0 tại B MB=450022+644762+0,75.33075,7652=83682,9 Nmm dB=383682,90,1.67=23,2 mm tại C MC=70797,42+644762+0,75.66151,532=111586 Nmm dC=31115860,1.67=25,5 mm tại D MD=44815,52+02+0,75.66151,532=72734,5 Nmm dD=372734,50,1.67=22,1 mm tại E ME=02+02+0,75.66151,532=57288,90 Nmm dE=357288,90,1.67=20,5 mm trục 2 tại A MA=02+02+0,75.0=0 Nmm da=300,1.55=0 mm tại B,D MB=768742+215122,52+0,75.258051,972=319578,5 Nmm dB=3319578,50,1.55=38,7 mm tại C MC=2249,52+4201692+0,75.258051,972=475909,8 Nmm dC=3475909,80,1.55=44,2 mm tại E ME=02+02+0,75.02=0 Nmm dE=300,1.55=0 mm trục 3 Tại A MA=02+02+0,75.737106,412 =638352,8 Nmm dA=3638352,80,1.55 =48,7 mm tại B MB=02+1421552+0,75.737106,412=653989,6 Nmm dB=3653989,60,1.55=49,17 mm tại C MC=129450,82+426770,62+0,75.737106,412=778707 Nmm dC=37787070,1.55=52,1 mm tại D MD=02+02+0,75.02=0 Nmm dD=300,1.55=0 mm Kết quả tính toán đường kính trục ở các tiết diện: Trục I: chọn dA= dD =25 mm dB= dC=28 mm dE =21 mm Trục II: dA= dE=35 mm dB= dD =40 mm dC=50 mm Trục III: dA=48 mm dB= dD=50 mm dC=60 mm 6 tính kiểm nghiệm trục về độ mỏi với thép 45 có σb=850 MPa σ-1 =0,436σb=0,436.850=370,6 Mpa τ-1 =0,58σ-1=0,58.370,6 = 214,95 MPa Theo bảng 10.7 ψσ = 0,1 ; ψτ=0.05 các trục của hộp giảm tốc đều quay,ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng do đó σaj tính theo CT10.22 σmaxj=MjWj Mj theo CT 10.15 Mj=Myj2+Mxj2 σmj=0. Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoán thay đổi theo chu kì mạch động do đó τmj=τaj tính theo CT 10.23 τmj=τaj=τmax2=τj2woj woj =πⅆj316-bt1ⅆj-t122dj Kx hệ số tập trung ứng suất theo yêu cầu Ra=2,50,63μm Kx= 1,06 Ky hệ số tăng bề mặt trục Ky=1 không dùng phương pháp tăng bền Tiết diện d(mm) εσ ετ kσ kτ tỉ sốkσεσ tỉ số kτετ Tra bảng (10.10) Tra bảng 10.12 Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng Trục I 28 0,88 0,826 2,28 2,44 2,27 1,86 Truc II 40 0,85 0,78 2,36 2,44 2,4 1,86 TrụcII tại C 50 0,81 0,76 2,01 1,88 2,48 2,44 2,47 2,28 TrụcIII tại C 60 0,785 0,745 2,56 2,97 2,52 2,28 trục I tại C Mxc=70797,4 Nmm Myc=64476 Nmm Tc=66251,53 N.mm dc= 28 mm hệ số an toàn phải thỏa điều kiện s=sσsτsσ2+sτ2≥s σac=McWc Mc=Mxc2+Myc2=70797,42+644762 =95757 Nmm Wc momen uốn cản tại C Theo bảng (10.6/196) với trục có 1 rãnh then wc =πⅆc332-bt1ⅆc-t122dc Tra bảng 9.1a/173 ta được b=8, h=7, t1 =4 wc =π28332-8.428-422.28 =1825,9 mm3 σac=95757 1825,9 =52 MPa kσd=kσεσ+kx-1ky ta dùng trị số kσεσ =2,44 kσd =2,44+1,06-11 =2,55 sσ=σ-1kσdcσac+ψσσm=370,62,5.52+0,1.0=2,85 sτ hệ số an toàn chỉ set riêng ứng tiếp tại C Theo công thức 10.21/195 sτ=τ-1ktdτa+ψττm Khi trục quay 1 chiều τm =τa=Tc2woc woc momen xoán tại C woc= πⅆc316-bt1ⅆc-t122dc =π28316-8.428-422.28 =3981 mm3 τm =τa=258051,972.3981=32,4 Ta dùng trị số kτετ=2,27 kτd =kτετ+kx-1ky =2,27+1,06-11=2,33 sτ=τ-1ktdτa+ψττm =214,952,33.32,4+0,05.32,4 =2,78 Kiểm nghiêm s=sσsτsσ2+sτ2≥s s=2,85.2,782,852+2,782=2≥s =1.52.5 Kết luận: trục đạt yêu cầu về độ bền mỏi chế tạo bánh răng liền với trục trụcII tại B,D Mxc=76874 Nmm Myc=215122Nmm Tc=258051,97 N.mm dc= 40 mm hệ số an toàn phải thỏa điều kiện s=sσsτsσ2+sτ2≥s σac=McWc Mc=Mxc2+Myc2=786742+2151222 =229056 Nmm Wc momen uốn cản tại C Theo bảng (10.6/196) với trục có 1 rãnh then wc =πⅆc332-bt1ⅆc-t122dc Tra bảng 9.1a/173 ta được b=12, h=8, t1 =5 wc =π40332-12.540-522.40 =5364,4 mm3 σac=229056 5364,4 =42,7 MPa kσd=kσεσ+kx-1ky ta dùng trị số kσεσ =2,44 kσd =2,44+1,06-11 =2,38 sσ=σ-1kσdcσac+ψσσm=370,62,38.42,7+0,1.0=3,65 sτ hệ số an toàn chỉ set riêng ứng tiếp tại C Theo công thức 10.21/195 sτ=τ-1ktdτa+ψττm Khi trục quay 1 chiều τm =τa=Tc2woc woc momen xoán tại C woc= πⅆc316-bt1ⅆc-t122dc =π40316-12.540-522.40 =11647,6 mm3 τm =τa=258051,972.11647,6=11 Ta dùng trị số kτετ=2,47 kτd =kτετ+kx-1ky =2,47+1,06-11=2,53 sτ=τ-1ktdτa+ψττm =214,952,53.11+0,05.11 =7,6 Kiểm nghiêm s=sσsτsσ2+sτ2≥s s=3,65.7,63,652+7,62=3,3≥s =1.52.5 Kết luận: trục đạt yêu cầu về độ bền mỏi tại C Mxc=2249,5 Nmm Myc=420169Nmm Tc=258051,97 N.mm dc= 50 mm hệ số an toàn phải thỏa điều kiện s=sσsτsσ2+sτ2≥s σac=McWc Mc=Mxc2+Myc2=2249,52+4201692 =420175 Nmm Wc momen uốn cản tại C Theo bảng (10.6/196) với trục có 1 rãnh then wc =πⅆc332-bt1ⅆc-t122dc Tra bảng 9.1a/173 ta được b=14, h=9, t1 =5,5 wc =π50332-14.5,550-5,522.50 =10747 mm3 σac=420175 10747 =39 MPa kσd=kσεσ+kx-1ky ta dùng trị số kσεσ =2,48 kσd =2,48+1,06-11 =2,54 sσ=σ-1kσdcσac+ψσσm=370,62,54.39+0,1.0=3,7 sτ hệ số an toàn chỉ set riêng ứng tiếp tại C Theo công thức 10.21/195 sτ=τ-1ktdτa+ψττm Khi trục quay 1 chiều τm =τa=Tc2woc woc momen xoán tại C woc= πⅆc316-bt1ⅆc-t122dc =π50316-14.5,550-5,522.50 =23018,9 mm3 τm =τa=258051,972.23018,9=5,6 Ta dùng trị số kτετ=2,47 kτd =kτετ+kx-1ky =2,47+1,06-11=2,53 sτ=τ-1ktdτa+ψττm =214,952,53.5,6+0,05.5,6 =14,88 Kiểm nghiêm s=sσsτsσ2+sτ2≥s s=3,7.14,883,72+14,882=3,59≥s =1.52.5 Kết luận: trục đạt yêu cầu về độ bền mỏi TrụcIII Tai C Mxc=129450,8 Nmm Myc=426770,6 Nmm Tc=731863,39mm dc= 60 mm hệ số an toàn phải thỏa điều kiện s=sσsτsσ2+sτ2≥s σac=McWc Mc=Mxc2+Myc2=129450,82+426770,62 =445971,5 Nmm Wc momen uốn cản tại C Theo bảng (16.6/209) với trục có 1 rãnh then wc =πⅆc332-bt1ⅆc-t122dc Tra bảng 9.1a/173 ta được b.=18, h= 11, t1 =7 wc =π60332-18.760-722.60 =18256,3 mm3 σac=445971,518256,3 =24,4MPa kσd=kσεσ+kx-1ky ta dùng trị số kσεσ =2,97 kσd =2,56+1,06-11 =3,06 sσ=σ-1kσdσac+ψσσm=370,63,06.24,4+0,1.0=4,9 sτ hệ số an toàn chỉ set riêng ứng tiếp tại C Theo công thức 10.21/195 sτ=τ-1ktdτa+ψττm Khi trục quay 1 chiều τm =τa=Tc2woc woc momen xoán tại C woc= πⅆc316-bt1ⅆc-t122dc =π60316-18.760-722.60 =39462 mm3 τm =τa=737106,412.39462=9,3 kτετ =2,52 kτd =kτετ+kx-1ky =2,07+1,06-11=2,58 sτ=τ-1ktdτa+ψττm =214,952,58.9,3+0,05.9,3 =8,79 Kiểm nghiêm s=sσsτsσ2+sτ2≥s s=4,9.8,794,92+8,792=4,2≥s =1.52.5 Kết luận: trục đạt yêu cầu về độ bền mỏi Bảng kích thước then và trị số momen uốn,cản xoán ứng với các tiết diện trục như sau: Tiết diện Dường kính trục b*h t1 W(mm3) Wo(mm3) Trục I 28 8*7 4 1825,9 3981 Trục II tại C 40 12*8 5 5364,4 11647,6 50 14*9 5,5 10747 23018,9 Trục III tại C 60 18*11 7 18256,3 39462 Bảng kết quả tính kiểm nghiệm then đối với tiết diện của 3 trục Tiết diện d(mm) tỉ sốkσεσ tỉ số kτετ kσd kτd sσ sτ S rãnh then lắp căng rãnh then lắp căng Trục I 28 2,28 2,44 2,27 1,86 2,55 2,33 2,85 2,78 2 trụcII tại c 40 2,36 2,44 2,27 1,86 2,38 2,53 3,65 7,6 3,3 50 2,48 2,44 2,47 1,86 2,54 2,53 3,69 14,88 3,5 truc III tại c 60 2,56 2,97 2,52 2,28 3,06 2,58 4,75 8,79 4,18 Kiểm ngiệm trục về độ bền tĩnh Theo CT 10.27/200 σtd=σ2+3τ2≤σ σ=Mmax0,1d3 τ=Tmax0,2d3 σ=0,8σch = 0,8.580=464 MPa Trục I dc=28 mm Xét tại điểm nguy hiểm C Mmax=MX=70797,4Nmm Tmax=66151,53 Nmm σ=70797,40,1.283 =32,25 MPa τ=66151,53 0,2.283 =15 MPa σtd=σ2+3τ2 =32,352+3.152=41,4 MPa σtd=41,4≤σ =464 MPa Kết luận: trục đảm bảo độ bền tĩnh Trục II dc=50 mm Xét tại điểm nguy hiểm C Mmax=My=420169 Nmm Tmax=258051,97 Nmm σ=4201690,1.503 =33,6 MPa τ=258051,97 0,2.503 =10,3 MPa σtd=σ2+3τ2 =33,62+3.10,32=37,95 MPa σtd=37,95≤σ =464 MPa Kết luận: trục đảm bảo độ bền tĩnh Trục III dc=60 mm Xét tại điểm nguy hiểm C Mmax=My=426770,6 Nmm Tmax=737106,41 Nmm σ=426770,60,1.603 =19,7MPa τ=737106,41 0,2.603 =17,06 MPa σtd=σ2+3τ2 =19,72+3.17,062=35,29 MPa σtd=35,29≤σ =464 MPa Kết luận: trục đảm bảo độ bề