Thiết kế môn học chi tiết máy - Đề số: V - Phương án 1: Thiết kế trạm dẫn động băng tải

đến sự phân bố không đều tải trong trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc .Với 𝜓bd = 0,9699 kết hợp tra bảng 6-7 sách TKHDCK trang 98 ta chọn KHβ =1,05 ứng với sơ đồ 6 T2 : mômen xoắn trên trục chủ động (trục II) [sH] : ứng suất tiếp xúc cho phép Thay số vào ta có: aw2 = 49,5.(5,1+1)336103,28.1,05481,822 . 5,1 . 0,3 = 138,95 (mm) Lấy aw2 = 143 mm Xác định các thông số ăn khớp : Xác định mô đun : theo công thức (6-17) m = (0,01 ÷ 0,02)aw = (0,01÷ 0,02) 143 = 1,43 ÷ 2,86 dựa theo tiêu chuẩn trị số của mô đun (bảng 6-8) ta chọn mô đun pháp tuyến mn = 2 Xác định số răng , góc nghiêng b và số dịch chỉnh x : Do bộ truyền cấp chậm là bộ truyền bánh răng trụ nên b = 00 Số răng bánh nhỏ : z1 = 2.awm.(u2+1) = 2.1432.(5,1+1) = 23,61 Lấy z1 = 23 răng Þ số răng bánh lớn theo công thức (6-20) ta có : z2 = u2. z1 = 5,1. 23 = 117,3 lấy z2 = 117 Ta tiến hành tính lại khoảng cách trục : theo (6-21) ta có aw = m.(z1+ z2)2 = 2.(23+1172 = 140 mm như vậy với bánh răng thẳng có z1 = 23 theo bảng (6-9) chọn hệ số dịch chỉnh bánh răng : bánh lớn : x2 = 0 ; bánh nhỏ : x1 = 0 Kiểm nghiệm bánh răng về sức bền tiếp xúc của răng : Theo (6-33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng : σH = ZM .ZH . Zε 2T1.KH(u2+ 1)bw.u2.dw12 ≤ [σH ] trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra bảng (6-5) chọn ZM = 274 MPa1/3 ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =2.cosβbsin2αtw Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng T1 = mô men xoắn trên trục bánh chủ động. KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc bw - chiều rộng vành răng dw1 - đường kính vòng lăn bánh nhỏ Đối với bánh răng trụ răng thẳng ta có : góc prôfin răng : at = arctg (tgα / cosβ) = arctg(tg20 / cos00) = 200 Khoảng cách trục chia : a = 0,5.m(z1+ z2) = 0,5.2.(23+117) = 140 Góc ăn khớp : atw = arccos(acosat / aw ) = arccos(140.cos200 / 140) = 200 Þhệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : ZH =2.cosβbsin2αtw = 2.cos00sin2.20 = 1,76 Chiều rộng vành răng : bw = 𝜓ba . aw = 0,3 .140 = 42 mm Theo công thức hệ số trùng khớp dọc : εβ = bw .sinβ / mπ = 42 . sin00 / 2π = 0 Theo công thức 6-36a ta có : Zε = 4-εα3 Với εα – là hệ số trùng khớp ngang . Theo công thức 6-38b ta có : εα = [1,88 – 3,2(1/z1 + 1/z2 ) ] .cosβ = [1,88- 3,2 (1/23 + 1/117)]. cos00 = 1,714 Þ Zε = 4-εα3 = 4-1,7143 = 0,762 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : dw1 = 2 aW/( u2 + 1) = 2.140 /(5,1+1)= 45,9 mm Vận tốc vòng : v = πdw1.n16000 = π.45,9.280,3960000 = 0,674 m/s Þ dựa theo vận tốc và bảng 6-13 thì cấp chính xác của bánh răng là 9 Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo công thức (6- 39) ta có : KH = KHβ KHα KHv Trong đó : KHβ – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng. KHβ = 1,05 KHα – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp . với bánh răng thẳng KHα =1 KHv – hệ số kể đến tải trong động xuất hiện trong vùng ăn khớp Theo công thức (6-41) ta có: KHv = 1+ vH.bw.dw12.T1.KHβKHα Trong đó : vH = δH.g0.vawu δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.Tra bảng 6-15 ta chọn δH=0,006 g0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2 . Tra bảng 6- 16 ta chọn g0 = 73 Þ vH = 0,006 . 73 . 0,674 .1405,1 = 1,55 Vậy : KHv = 1+ vH.bw.dw12.T1.KHβKHα = 1+ 1,55.42.45,92.36103,28.1,05.1 = 1,039 Þ KH = KHβ KHα KHv = 1,05 . 1 .1,039 = 1,091 Vậy ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng : σH = ZM .ZH . Zε 2T1.KH(u2+ 1)bw.u2.dw12 = 274 ×1,76 ×0,762 2×36103,28×1,091×(5,1+ 1)42×5,1×45,92 = 268,13 MPa Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : Theo công thức (6-1) [σH] = (σHlimo / SH ).ZR Zv . KxH KHL Zv – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng . Do v = 0,587 m/s nên lấy Zv =1 Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ,khi đó cần gia công độ nhám Ra = 2,5 1,25 μm, do đó ZR = 0,95 . với da <700mm, KH = 1 do đó theo (6-1) và (6-1a) Vậy [σH] = 481,82× 1×0,95×1 =457,73 MPa ta thấy σH = 268,13 < [σH] = 457,73 MPa Vậy các thông số của bộ truyền là hợp lí theo độ bền tiếp xúc Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : ứng suất uốn sinh ra tại chân răng : theo công thức (6-43) và (6-44) sF1 = 2T1.KFYεYβYF1bw.dw1.m ≤ [sF1 ] sF2 = sF1YF2YF1 ≤ [sF2] Trong đó : T1 – mô men xoắn trên bánh chủ động Nmm KF - mô đun pháp bw - chiều rộng vành răng dw1 - đường kính vòng lăn bánh chủ động Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Ta có Yε = 1/ εα = 1/ 1,714 = 0,58 KF = KFβ KFα KFv - hệ số tải trọng khi tính về uốn Với KFβ là hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn . tra bảng 6-7 ta chọn KFβ = 1,1 KFα – là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời an khớp khi tính về uốn . vì bộ truyền cấp chậm là bánh răng thẳng nên KFα =1 KFv – là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn KFv = 1+ vF.bwdw12T1KFβKFα Trong đó : vF= δFgo. v.awu = 0,016 . 73 . 0,674 1405,1 = 4,12 ( Tra bảng 6-15 và bảng 6-16 ta chọn δF= 0,016 ; go = 73 ) Þ KFv = 1+ vF.bwdw12T1KFβKFα = 1+ 4,12.42 .45,92 . 36103,28 . 1,1 . 1 = 1,316 Vậy hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFβ KFα KFv =1,1 . 1. 1,316 = 1,448 Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng . vì bộ truyền răng thẳng nên Yβ =1 YF1 ; YF2– hệ số dạng răng của bánh 1và bánh 2 phụ thuộc vào số răng tương đương zv1 và zv2 của bánh 1 ;2 và hệ số dịch chỉnh Ta có zv1 = z1 / cos3β = 23 ; zv2 = z2 / cos3β = 117 (do β = 00 ) Tra bảng 6-18 ta chọn YF1 = 3,97 ; YF2 = 3,60 Vậy sF1 = 2T1.KFYεYβYF1bw.dw1.m = 2×36103,28×1,448×0,58 × 1 ×3,9742× 45,9 ×2 = 62,44 MPa sF2 = sF1YF2YF1 = 62,44 ×3,603,97 = 56,62 MPa Tính ứng suất uốn cho phép : theo công thức (6-2) ta có [sF] = (σFlimo / SF ).YR Ys . KxF KFL KFC Trong đó : YR =1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Ys - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất ÞYs = 1,08 – 0,0695 ln(m) = 1,08 – 0,0695ln2 = 1,032 KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn .chọn KxF =1 Þ [sF1] = [sF1].YS.YR.KXF = 252,57. 1,032 . 1 .1 = 260,65 MPa [sF2] = [sF2].YS.YR.KXF = 236,57.1,032.1.1 = 244,14 MPa Vậy sF1 < [sF1] ; sF2 < [sF2] Kiểm nghiệm răng về quá tải Ta có hệ số quá tải Kqt = TmaxT = 1,4MM =1,4 ứng suất tiếp xúc cực đại theo công thức (6-48) : sH1max = sH . = 268,13. = 317,26(MPa) Ta thấy sH1max < [sH]max = 1260 MPa ứng suất uốn cực đại tạ mạt lượn chân răng theo công thức (6-49 ) ta có sFmax = sF . Kqt Þ sF1max = sF1 . Kqt = 62,44. 1,4 = 87,42 (MPa) < [sF1]max sF2max = sF2 . Kqt= 56,62.1,4 = 79,27 (MPa ) < [sF2]max Các thông số và kích thước của bộ truyền : Khoảng cách trục : aw =140 mm Mô đun pháp : m = 2 mm Chiều rộng vành răng : bw = 42 mm Tỷ số truyền : um = 5,1 Góc nghiêng răng : β = 00 Số răng bánh răng : z1 = 23 ; z2 = 117 Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0 Đường kính vòng chia : d1 = mz1cosβ = 2 .23cos00 = 46 mm d2 = mz2cosβ = 2 .117cos00 = 234 mm đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.(1+x1-Y).m =46 + 2.(1+0-0).2 =50 mm da2 = d2 + 2.(1+x2-Y).m =234 + 2.(1+0-0).2 =238 mm đừng kính đáy răng : df1 = d1 - (2,5- 2.x1).m = 46 - (2,5- 0). 2 = 41 mm df2 = d2 - (2,5- 2.x2).m = 234 - (2,5- 0). 2 = 229 mm Ta có bảng các thông số của bộ truyền bánh răng cấp chậm : Thông số Giá trị Thứ nguyên Khoảng cách trục 140 mm Mô đun pháp 2 mm Chiều rộng vành răng 42 mm Tỷ số truyền 5,1 Góc nghiêng răng 0 Độ Số răng bánh nhỏ 23 Số răng bánh lớn 117 Đường kính vòng chia bánh nhỏ 46 mm Đường kính vòng chia bánh lớn 234 mm Đường kính đỉnh răng bánh nhỏ 50 mm Đường kính đỉnh răng bánh lớn 238 mm Đường kính đáy răng bánh nhỏ 41 mm Đường kính đáy răng bánh lớn 229 mm TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN CẤP NHANH Tính khoảng cách trục Do đây là hộp giảm tốc đồng trục nên lấy khoảng cách trục của cấp nhanh bằng khoảng cách trục cấp chậm của bộ truyền Þ aw1 = 140 mm Xác định các thông số ăn khớp Xác định mô đun : theo công thức (6-17) m = (0,01 ÷ 0,02)aw1 = (0,01÷ 0,02) 140 = 1,40 ÷ 2,80 dựa theo tiêu chuẩn trị số của mô đun (bảng 6-8) ta chọn mô đun pháp tuyến mn = 2 Xác định số răng , góc nghiêng b và số dịch chỉnh x : Chọn sơ bộ góc nghiêng răng : b = 100 Þ cosb = 0,985 Theo công thức (6-18) tính số răng bánh nhỏ; z1 = 2awcosβm.(u1+1) = 2 . 140 . 0,9852.(5,1+1) = 22,6 lây z1 = 22 Þ số răng bánh lớn theo công thức (6-32) ta có : z2 = u2. z1 = 5,1. 22 = 112,2 lấy z2 = 112 Ta tiến hành tính lại góc nghiêng b theo công thức (6-32) cosb = m.(z1+z2)2.aw1 = 2.(22+112)2.140 = 0,957 Þ β =16,830 ta tiến hành tính lại khoảng cách trục : aw =m.(z1+z2)2.cosβ = 2. 22+1122.0,957 = 140 mm .Kiểm nghiệm bánh răng về sức bền tiếp xúc của răng : Theo công thức (6-33) ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng : σH = ZM .ZH . Zε 2T1.KH(u2+ 1)bw1.u2.dw12 ≤ [σH ] trong đó : ZM - hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp tra bảng (6-5) chọn ZM = 274 MPa1/3 ZH – hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH =2.cosβbsin2αtw Zε – hệ số kể đến sự trùng khớp của răng T1 = mô men xoắn trên trục bánh chủ động. KH – hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc bw - chiều rộng vành răng dw1 - đường kính vòng lăn bánh nhỏ Đối với bánh răng trụ răng nghiêng không dịch chỉnh ta có : góc prôfin răng : at = arctg (tgα / cosβ) = arctg(tg20 / cos16,830) = 20,820 Khoảng cách trục chia : a = 0,5.m(z1+ z2) = 0,5.2.(22+112) = 134 Góc ăn khớp : atw1 = arccos(acosat / aw ) =arccos(134.cos20,820 /140) = 26,540 Góc nghiêng răng trên hình trụ cơ sở : theo công thức (6-35) ta có : tgβb = cosαt . tgβ = cos 20,820 . tg16,830 = 0,283 Þ βb =15,790 Þhệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc : ZH =2.cosβbsin2αtw = 2.cos15,790sin2.26,54 = 1,523 Chiều rộng vành răng : bw = 𝜓ba . aw = 0,3 .140 = 42 mm Theo công thức hệ số trùng khớp dọc : εβ = bw .sinβ / mπ = 42. sin16,830 / 2π = 1,94 nên theo công thức (6-36c) ta có Zε = 1εα Với εα – là hệ số trùng khớp ngang . Theo công thức 6-38b ta có : εα = [1,88 – 3,2(1/z1 + 1/z2 ) ] .cosβ = [1,88- 3,2 (1/22 + 1/112)]. Cos16,830 = 1,633 Þ Zε = 1εα = 11,633 = 0,783 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ : dw1 = 2 aW/( u2 + 1) = 2.140 /(5,1+1)= 45,9 mm Vận tốc vòng : v = πdw1.n16000 = π.45,9.143060000 = 3,437 m/s Þ dựa theo vận tốc và bảng 6-13 thì cấp chính xác của bánh răng là 9 Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc theo công thức (6- 39) ta có : KH = KHβ KHα KHv Trong đó : KHβ – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều trên chiều rộng vành răng. KHβ = 1,05 KHα – hệ số kể đến sự phân bố tải trọng không đều cho các đôi răng đồng thời ăn khớp . Với bánh răng nghiêng tra bảng 6-14 chọn KHα =1,16 KHv – hệ số kể đến tải trong động xuất hiện trong vùng ăn khớp Theo công thức (6-41) ta có: KHv = 1+ vH.bw.dw12.T1.KHβKHα Trong đó : vH = δH.g0.vawu δH – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp.Tra bảng 6-15 ta chọn δH=0,002 g0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch các bước răng bánh 1 và bánh 2 . Tra bảng 6- 16 ta chọn g0 = 73 Þ vH = 0,002 . 73 . 3,437 .1405,1 = 2,63 Vậy : KHv = 1+ vH.bw.dw12.T1.KHβKHα = 1+ 2,63.42.45,92.14692,31.1,05.1,16 = 1,14 Þ KH = KHβ KHα KHv = 1,05 . 1,16 .1,14= 1,39 Vậy ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt làm việc của răng : σH = ZM .ZH . Zε 2T1.KH(u2+ 1)bw.u2.dw12 = 274 ×1,523 ×0,783 2×14692,31×1,39×(5,1+ 1)42×5,1×45,92 = 242,79 MPa Xác định chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : Theo công thức (6-1) [σH] = (σHlimo / SH ).ZR Zv . KxH KHL Zv – hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng . Do v = 3,437 m/s nên lấy Zv =1 Với cấp chính xác động học là 9 , chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8 ,khi đó cần gia công độ nhám Ra = 2,5 1,25 μm, do đó ZR = 0,95 . với da <700mm, KHL = 1 do đó theo (6-1) và (6-1a) Vậy [σH] = 481,82× 1×0,95×1 =457,73 MPa ta thấy σH = 242,79 < [σH] = 457,73 MPa Vậy các thông số của bộ truyền là hợp lí theo độ bền tiếp xúc .Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn : ứng suất uốn sinh ra tại chân răng : theo công thức (6-43) và (6-44) sF1 = 2T1.KFYεYβYF1bw.dw1.m ≤ [sF1 ] sF2 = sF1YF2YF1 ≤ [sF2] Trong đó : T1 – mô men xoắn trên bánh chủ động Nmm KF - mô đun pháp bw - chiều rộng vành răng dw1 - đường kính vòng lăn bánh chủ động Yε – hệ số kể đến sự trùng khớp của bánh răng Ta có Yε = 1/ εα = 1/ 1,633 = 0,61 KF = KFβ KFα KFv - hệ số tải trọng khi tính về uốn Với KFβ là hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về uốn . tra bảng 6-7 ta chọn KFβ = 1,1 KFα – là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời an khớp khi tính về uốn . vì bộ truyền cấp nhanh là bánh răng nghiêng nên tra bảng 6-14 ta chọn KFα =1,40 KFv – là hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn KFv = 1+ vF.bwdw12T1KFβKFα Trong đó : vF= δFgo. v.awu = 0,006 . 73 . 3,437. 1405,1 = 7,89 ( Tra bảng 6-15 và bảng 6-16 ta chọn δF= 0,006 ; go = 73 ) Þ KFv = 1+ vF.bwdw12T1KFβKFα = 1+ 7,89.42 .45,92 . 14692,31 . 1,1 . 1,40 = 1,34 Vậy hệ số tải trọng khi tính về uốn : KF = KFβ KFα KFv =1,1 . 1,40. 1,34 = 2,06 Yβ - hệ số kể đến độ nghiêng của răng . Ta có Yβ = 1- β/140 = 1- 16,83/140 = 0,88 YF1 ; YF2– hệ số dạng răng của bánh 1và bánh 2 phụ thuộc vào số răng tương đương zv1 và zv2 của bánh 1 ;2 và hệ số dịch chỉnh Ta có : zv1 = z1 / cos3β = 22/cos16,83 = 22,98 zv2 = z2 / cos3β = 112/cos16,83 = 117,01 Tra bảng 6-18 ta chọn YF1 = 3,97 ; YF2 = 3,60 Vậy sF1 = 2T1.KFYεYβYF1bw.dw1.m =2×14692,31×2,06×0,61 × 0,88 ×3,9742× 45,9 ×2 = 31,94 MPa sF2 = sF1YF2YF1 = 31,94 ×3,603,97 = 28,96 MPa Tính ứng suất uốn cho phép : theo công thức (6-2) ta có [sF] = (σFlimo / SF ).YR Ys . KxF KFL KFC Trong đó : YR =1 hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng Ys - hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất ÞYs = 1,08 – 0,0695 ln(m) = 1,08 – 0,0695ln2 = 1,032 KxF –hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn .chọn KxF =1 Þ [sF1] = [sF1].YS.YR.KXF = 252,57. 1,032 . 1 .1 = 260,65 MPa [sF2] = [sF2].YS.YR.KXF = 236,57.1,032.1.1 = 244,14 MPa Vậy sF1 < [sF1] ; sF2 < [sF2] Kiểm nghiệm răng về quá tải : Ta có hệ số quá tải Kqt = TmaxT = 1,4MM =1,4 ứng suất tiếp xúc cực đại theo công thức (6-48) : sH1max = sH . = 242,79. = 287,27 (MPa) Ta thấy sH1max < [sH]max = 1260 MPa ứng suất uốn cực đại tạ mạt lượn chân răng theo công thức (6-49 ) ta có sFmax = sF . Kqt Þ sF1max = sF1 . Kqt = 31,94. 1,4 = 44,72 (MPa) < [sF1]max sF2max = sF2 . Kqt= 28,96 .1,4 = 40,54 (MPa ) < [sF2]max Các thông số và kích thước của bộ truyền : Khoảng cách trục : aw =140 mm Mô đun pháp : m = 2 mm Chiều rộng vành răng : bw = 42 mm Tỷ số truyền : um = 5,1 Góc nghiêng răng : β = 16,830 Số răng bánh răng : z1 = 22 ; z2 = 112 Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0 Đường kính vòng chia : d1 = mz1cosβ = 2 .22cos16,830 = 45,97 mm d2 = mz2cosβ = 2 .112cos16,830 = 234,02 mm đường kính đỉnh răng :da1 = d1+2.(1+x1-Y).m =45,97 + 2.(1+0-0).2 =49,97 mm da2 = d2 + 2.(1+x2-Y).m =234,02 + 2.(1+0-0).2 =238,02 mm đừng kính đáy răng : df1 = d1 - (2,5- 2.x1).m = 45,97 - (2,5- 0). 2 = 40,97 mm df2 = d2 - (2,5- 2.x2).m = 234,02 - (2,5- 0). 2 = 229,02 mm Ta có bảng các thông số của bộ truyền bánh răng cấp nhanh : Thông số Giá trị Thứ nguyên Khoảng cách trục 140 mm Mô đun pháp 2 mm Chiều rộng vành răng 42 mm Tỷ số truyền 5,1 Góc nghiêng răng 16,83 Độ Số răng bánh nhỏ 22 Răng Số răng bánh lớn 112 Răng Đường kính vòng chia bánh nhỏ 45,97 mm Đường kính vòng chia bánh lớn 234,02 mm Đường kính đỉnh răng bánh nhỏ 49,97 mm Đường kính đỉnh răng bánh lớn 238,02 mm Đường kính đáy răng bánh nhỏ 40,97 mm Đường kính đáy răng bánh lớn 229,02 mm Phần III : THIẾT KẾ TRỤC Chọn vật liệu chế tạo trục : Chọn thép 45 thường hóa có giới hạn bền σb = 600 ; ứng suất xoắn cho phép [τ] = 15 ÷ 30 MPa để chế tạo trục Tính sơ bộ trục : Tính sơ bộ đường kính trục theo công thức (10-9) ta có : d k = 3Tk0,2 .τ (mm) Trong đó: dk : đường kính trục thứ k (mm) T : momen xoắn trên trục thứ k (Nm) :Ứng suất xoắn cho phép trên trục (MPa) -Trục I: TI =14692,31(Nmm) ; =20 MPa => d1 = 314692,310,2. 20 = 15,42 (mm) Lấy d1 = 20 (mm) -Trục II (II’): TII = 36203,28 (Nmm) ; = 20 (MPa) => d2= 336203,280,2. 20 = 20,84 (mm) Lấy d2 = 25(mm) -Trục III : T3 = 356084,03 (Nmm ) ; = 30 (MPa) => d3= 3356084,030,2. 30 = 39,01 (mm) Lấy d3 = 40 (mm). 3 .Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ. -Tra bảng (10.2) để xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn. d1 = 20 (mm) –> b0 = 15 (mm) d2 = 25 ( mm) –> b0 = 17 (mm) d3 = 40 (mm) –> b0 = 23 (mm) Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực. -Chọn các kích thước như sau: k1 = 10 : Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc giữa các chi tiết quay. k2 = 10 : Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của hộp. k3 = 15 : Khoảng cách giữa mặt mút của chi tiết quay đến nắp hộp. hn = 15 : Chiều cao nắp ổ và đầu bulông. -Chiều dài may ơ bánh răng trụ: lm = (1,2 1,5)d lấy lm =1,5d -Chiều dài may ơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi: lm = (1,4 2,5)d lấy lm = 2d -Khoảng cách lki trên trục k như sau : theo bảng (10.4) -Trục I: bánh răng nắp trên trục động cơ và nắp chìa nên: lm13 = 1,5d =1,5 . 20 = 30 (mm) l13 = -lc12= -[0,5.(lm12+bo)+k3+hn]= -[0,5.(30 +15)+15+15] = - 52,5(mm) -Trục II: lm22 = lm23 =1,5.d2 =1,5 . 25 =37,5 (mm) l22 = -[0,5(lm22 + bo)+ k3+ hn] = -[0,5.(37,5 +17) +15+15] = - 57,25 (mm) l23 = 0,5(lm23 + bo)+ k1+k2 = 0,5.(37,5 +15) +10 +10 = 47,25 (mm) l21 = 2 . l23 = 2. 47,25 = 94,5 ( mm) -Trục III: lm32 = 1,5.d3 = 1,5. 40 =60 (mm) l32 = l23 = 47,25 (mm) l31 =2.l32 =2.47,25 = 94,5 (mm) l33 = l31+lc32 = 94,5+0,5(lm32+b0)+k3+hn = 94,5+0,5(60+23)+15+15 = 166(mm). .Xác định trị số và chiều lực của các chi tiết quay tác dụng lên trục. -Theo (10.1) ta có: Ft13 = Ft22 = (2.T1/ dW1)/2= (2.14692,31/ 45,9) /2 = 320,09 (N) Fr13 = Fr22 = Ft3 .tg/cos = 320,09.tg 26,540/cos16,83 =167,02 (N) Fa13 = Fa22 = Ft1 .tg = 320,09 . tg16,83 = 96,82 (N) Ft32 =Ft23 = 2. T2/ dW2 = 2.36103,28/ 45,9 = 1573,13 (N) Fr32 = Fr23 = Ft23 .tg/cos = 1573,13 .tg20/cos0 = 572,57 (N) Fa32 = Fa23 = 0 -Tính trục I (trục động cơ) T = 14692,31 Nmm -Tính trục II: Xác định trị số và chiều của phản lực tại các ổ tác dụng lên trục. åmBx = 0 ↔ FX20.l21+Ft22.(l21+l22) - Ft23.l23 = 0 ÞFX20 = Ft23.l23- Ft22.(l21+l22)l21 FX20= 1573,13 . 47,25-167,02.(57,25+94,5) 94,5 = 518,36 N åmBY=0 ↔ FY20.l21 - Fa22.r22 -Fr22.(l21+l22)-Fr23.l23 = 0 Þ FY20 = Fa22r22+ Fr22(l21+l22)+Fr23l23l21 ↔ FY20= 96,82 ×(234,022)+167,02×94,5+57,25+572,57×47,25 94,5 = 674,37 N åX = 0 ↔ FX20 +FX21 +Ft22-Ft23=0 Þ FX2 = Ft23 – FX1- Ft22 ↔ Fx21 = 1573,13 – 518,36 – 320,09 = 734,68 N åmA = 0 =>FY21 .l21 - Fr23.l23 + Fr22.l22 + Fa22 .r22 = 0 ÞFY21 = Fr23l23-Fr22l22-Fa22r22l21 Þ FY21 = 527,57×47,25 -167,02×57,25-96,82 ×(234,022) 94,5 = 42,72 N -Tính trục III: Ta có : Fr23 = Fr32 = 1573,13N Ft23 = Ft32 = 572,57 N Lực từ khớp nối tác dụng lên trục hướng theo phương x: Fxk =( 0,2 ÷ 0,3) . 2T3Dt Þ Fxk = 0,25 . 2T3Dt Trong Dt : đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của nối trục vòng đàn hồi Với d = 40 (mm) => Dt = 105 => Fxk = 0,25 . 2T3Dt = 0,25. 2 . 356084,03105= 1695,64 ( N) Trị số và chiều của phản lực tại các ổ tác dụng lên trục. åm0x = 0 => Fxk .l33 - Fx31 . l31 = 0 => Fx31 = Fxk . l33/l31 = 1695,64 . 166 / 94,5 = 2978,58 (N) åX = 0 => Fx30 + Fxk – Fx31 = 0 => Fx30 = Fx31 –Fxk = 2978,58 -1695,64 = 1282,94 (N) SƠ ĐỒ TRỤC I SƠ ĐỒ TRỤC II (II’) SƠ ĐỒ TRỤC III Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục : Theo công thức (10.15) và (10.16) xác định mô men uốn tổng và mô men tương đương tại các tiết diện j trên chiều dài trục : Trục I : M10 = M12 = M13 = 0 ; Mtd10 = Mtd12 = Mtd13 = 12723,91 Nmm Trục II (II’) : M20 = 27935,01 Nmm ; Mtd20 = 41927,91 Nmm M21 = 0 Nmm ; Mtd21 = 0 Nmm M22 = 11522,55 Nmm ; Mtd22 = 33321,98 Nmm M23 = 53371,8 Nmm ; Mtd23 = 61855,75 Nmm Trục III: M30 = 0 Nmm ; Mtd30 = 0 Nmm M31 = 121238,26 Nmm ; Mtd31 = 331354,18 Nmm M32 = 60618,92 Nmm ; Mtd32 = 314279,38 Nmm M33 = 0 Nmm ; Mtd33 = 308377,82 Nmm Tính đường kính trục tại các tiết diện j theo công thức (10.17) tính : dj = 3Mtdj0,1.[σ] với [σ] là ứng suất của thép chế tạo trục , tra bảng 10.5 chọn [σ] = 63 MPa với thép 45 thường hóa : Trục I : d10 = d12 = d13 = 12,6 mm Þ chọn d12 = d13 = 15 mm và d10 = 17 mm Trục II(II’) : d20 = 18,8 mm Þ chọn d20 = 20 mm d21 = 0 mm Þ chọn d21 = 20 mm d22 = 17,4 mm Þ chọn d22 = 18 mm d23 = 21,4 mm Þ chọn d23 = 22 mm Trục III : d30 = 0 mm Þ chọn d30 = 40 mm d31 = 37,5 mm Þ chọn d31 = 40 mm d32 = 36,8 mm Þ chọn d32 = 42 mm d33 = 36,6 mm Þ chọn d33 = 38 mm Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi : Thép thường hóa có giới hạn bền : σb = 600MPa Þ giới hạn mỏi uốn : σ-1 = 0,436 . σb = 0,436.600 = 261,6 MPa Þ Giới hạn mỏi xoắn : τ-1 = 0,58. σ-1 = 0,58.261,6 = 151,728 MPa Theo bảng (10.7) ta có : với σb = 600MPa Þ 𝜓σ =0,05 và 𝜓τ = 0 Các trục của hộp giảm tốc đều quay , ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng . Do đó theo công thức (10.22) thì : σmj = 0 , σaj = σmaxj = MjWj vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động , do đó theo công thức (10.23) : τ mj = τaj = τmax2 = Tj2Woj Chọn kiểu lắp ghép : các ổ lăn lắp trên trục theo k6 , lắp bánh răng , nối trục theo kiểu k6 kết hợp với lắp then . Kích thước của then theo bảng 9.1 , trị số của mô men cản uốn và mô men cản xoắn tính theo các công thức tra trong bảng 10.6 với các tiết diện trục nguy hiểm như sau: Tiết diện Đường kính trục b× h t1 Wj Mj Woj σaj τmj = τaj 20 20 6 ×6 3,5 642,47 27935,01 1427,87 43,48 12,64 23 22 8 ×7 3,5 827,57 53371,80 1872,93 64,49 9,64 32 42 10 ×8 5 4670,6 60618,92 10057,64 12,98 17,70 31 40 12 ×8 5 5364,44 121238,26 11647,62 22,60 15,29 Xác định các hệ số Kσdj và Kτdj đối với các tiết diện nguy hiểm theo công thức (10.25) và (10.26) : Kσdj = (Kσ/εσ + Kx – 1)/Ky Kτdj = (Kτ/ετ + Kx – 1)/Ky Trong đó : Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt , phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục , phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt , cơ tính vật liệu. Các trục được gia công trên máy tiện , tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 0,36 µm , do đó theo bảng 10.8 hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx = 1,06 Không dùng các biện pháp tăng bền bề mặt , do đó hệ số tăng bền Ky =1 Theo bảng 10.12 khi dùng dao phay ngón hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then với vật liệu có σb = 600 MPa là Kσ = 1,76 ; Kτ =1,54 Theo bảng 10.10 ta tra được hệ số kích thước εσ ; ετ ứng với tiết diện nguy hiểm như sau: d(mm) 20 22 42 40 εσ 0,92 0,89 0,82 0,85 ετ 0,89 0,83 0,76 0,78 Từ đó xác định được tỷ số Kσ/ εσ và Kτ/ετ tại các tiết diện này Theo bảng 10.11 ứng với kiểu lắp ghép đã chọn , σb = 600MPa , và đường kính tiết diện nguy hiểm tra được tỷ số Kσ/ εσ và Kτ/ετ do căng tại các tiết diện này . Trên cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn trong hai giá trị của Kσ/ εσ để tính Kσd và giá trị lớn hơn trong hai giá trị của Kτ/ετ để tính Kτd . Kết quả như sau : Tiết diện d(mm) Tỷ số Kσ/εσ Tỷ số K/ Kd Kd S S S 20 23 32 31 20 22 42 40 1,91 1,98 2,15 2,07 1,73 1,86 2,03 1,97 1,97 2,04 2,08 3,13 1,79 1,92 1,99 2,03 4,46 1,99 9,69 3,70 6,71 8,20 4,31 4,89 3,71 1,93 3,94 2,95 Chọn hệ số an toàn [s] = 1,8 Như vậy từ các kết quả ở bảng trên và hệ số an toàn [s] ta thấy các trục đều đảm bảo độ bền mỏi Tính kiểm nghiệm độ bền của then : Với các tiết diện trục dùng mối ghép then cần tiến hành kiểm nghiệm mối ghép về độ bền dập theo (9.1) và (9.2) ta có: σd = 2Tdlt(h-t1) ≤ [σd] τc = 2Tdltb ≤ [τc] trong đó : σd và τc ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán (MPa) d (mm) – đường kính trục T (Nmm) - mô men xoắn trên trục lt ,b; h; t1 – kích thước của then [σd] = 150 MPa - ứng suất dập cho phép (tra bảng 9.5) [τc] = 60 90 MPa - ứng suất cắt cho phép lt = 1,35d Kết quả tính toán được như sau : d(mm) lt (mm) b×h t1 T(Nmm) σd (MPa) τd (MPa) 20 27 6×6 3,5 36103,28 53,49 22,29 22 30 8×7 3,5 36103,28 31,25 13,68 38 51 10×8 5 356084,03 122,49 36,75 40 54 12×8 5 356084,03 109,90 27,48 Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt. Phần IV . TÍNH TOÁN Ổ LĂN Trục I : Chọn loại ổ : ta có trục I chỉ chịu xoắn nên ta dùng loại ổ bi đỡ chặn. Với kết cấu và đường kính ngõng trục d = 17mm chọn ổ bi đỡ chặn cỡ nhẹ hẹp theo bảng P2.12 ta chọn ổ : 36203 với các thông số : Đường kính trong : d= 17mm Đường kính ngoài :D = 40mm Trục II : chọn loại ổ : trục vào hộp giảm tốc và trục II(II’) chịu lực dọc trục và Fa / Fr = 0,58 nên ta dùng ổ bi đỡ chặn với góc tiếp xúc của bi đỡ: α = 120 . chọn kích thước ổ : với kết cấu trục và đường kính ngõng trục d = 20 mm ta chọn ổ bi đ