Thiết kế vỏ hộp giảm tốc chọn điều kiện bôi trơn và ăn khớp

n thiết kế hệ thông dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định và SH như sau: = 2.HB + 70 (MPa) còn SH = 1,1. Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau: s°H lim1 = 2.HB1 + 70 = 2.180 + 70 = 430 (Mpa). s°H lim2 = 2.HB2 + 70 = 2.170 + 70 = 410 (Mpa). Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau: KHL= Số chu kỳ cơ sở NHO được xác định bởi công thức như sau: NHO = 30.HB2,4. ị Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NHE được xác định như sau: Vậy với bánh lớn (lắp với trụcII) ta có: Thay số vào các giá trị tương ứng của công thức ta có: Ta lại có : Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: (MPa). (MPa). Do đây là cặp bánh trụ răng thẳng ăn khớp cho nên ứng suất tiếp xúc cho phép xác định như sau: 382 (MPa). b. ứng suất tiếp xúc cho phép được xác đinh bởi công thức như sau: Trong đó: - [sFlim] là giới hạn bền mỏi uấn ứng với chu kỳ chịu tải NEF. - SF là hệ số an toàn lấy bằng 1,7 do bề mặt được tôi cải thiện. - YS = 1,08 – 0,16.lgm là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước răng. - YR ằ1 là hệ số xét đén ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân rằng. - KxF là hệ số xét đén ảnh hưởng của kích thước bánh răng. Chọn sơ bộ YR.YS.KxF = 1 ị . Do giới hạn bền mỏi tiếp xúc ứng với chu kỳ chịu tải NHE được xác định như sau: . Theo Bảng 6.2 (Trang 94-Tập 1: Tính toán thiết hệ dẫn động cơ khí) ta có công thức xác định và SF như sau:= 1,8.HB và SF =1,75. Vậy ta có giới hạn bền mỏi tiếp xúc của bánh răng nhỏ và bánh răng lớn như sau: s°F lim1 = 1,8.HB1 = 1,8.180 = 324 (Mpa). s°F lim2 = 1,8.HB2 = 1,8.170 = 306 (Mpa). Hệ số chu kỳ làm việc của bánh răng được xác định như sau: KFL= Mà số chu kỳ cơ sở NFO =6.106 được xác định cho mọi loại thép. Còn số chu kì thay đổi ứng suất tương đương NFE được xác định như sau: Với mF = 6. Vậy với bánh răng lớn (lắp với trụ II) ta có: Tiến hành thay các giá trị băng số vào công thức ta có. Ta có : Thay số vào ta sẽ xác định được ứng suất cho phép của bánh răng như sau: (MPa). (MPa). c - ứng suất quá tải cho phép: +ứng suất tiếp: [sH1]max =2,8 . sch1=2,8.350= 980 MPa [sH2]max =2,8 . sch2=2,8.340=952 MPa + ứng suất uốn quá tải cho phép . [sF3]max = 0,8 . sch3= 0,8.350= 280MPa [sF4]max = 0,8 . sch4= 0,8.340= 272MPa 3. Xác định sơ bộ khoảng cách trục: Công thức xác định khoảng cách trục aw của bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng bằng thép ăn khớp ngoài như sau: aw2 ³ 43. (u2+ 1) (mm) - Ya = bw/aw2 = 0,25 là hệ số chiều rộng bánh răng. ở đây ta đã có: - T2 = T’2 = 82250 (N.mm). (Vì đây là hộp phân đôi cấp chậm). - u1 = Unh = 3,26; ya = 0,25 và [s]H = 382 (MPa) - Yd = 0,5.Ya .(u+1) = 0,5.0,25.(3,26 +1) = 0,532. Tra Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1: Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có KHb = 1,025 (Sơ đồ 5). ị aw1 ³ 43.(3,26+1). (mm) Vậy ta chọn aw1 = 210 (mm) 165 4. Xác định các thông số ăn khớp của bánh răng nghiêng là. * Môđun pháp của bánh răng trụ răng nghiêng (m) được xác đinh như sau: m = (0,01 á 0,02).aw1 = (0,01 á 0,02).165 = 1,65 á 3,3 mm. Theo dãy tiêu chuẩn hoá ta sẽ chọn môdun pháp m = 2,5 mm. * Số răng trên bánh nhỏ và bánh lớn lần lượt là Z1 và Z2: Đối với hộp giảm tốc phân đôi có sử dụng bánh răng nghiêng thì góc nghiêng của mỗi bánh răng là b = 30 á 40. Vậy chọn sơ bộ b = 350 ị cos b = 0,8191 khi đó ta có: . Chọn Z1 = 26 (răng). Z2 = U1 Z1 = 3,26.25 = 84,76 (răng). Chọn Z2 = 85 ị Zt = Z1 + Z2 = 26 + 85 = 111. Tỷ số truyền thực : Z2/Z1 = 85/26 = 3,27 Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định như sau: b = arccos[(m.Zt)/(2.aw)] = arccos[(2,5.115/(2.210)] = 34,770. 5. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc. Yêu cầu cần phải đảm bảo điều kiện sH Ê [sH] = 490,9 (MPa). Do sH = ; Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; - ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc; - Ze : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng; - KH : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với KH= KHb.KHV. KHa. - bw : Chiều rộng vành răng. - dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động. Ta đã tính được các thông số: - T1 = 217433 (N.mm). - bw = 0,3.aw = 0,3.210 = 62 mm . - dw1 = 2.aw/(u+1) = 2.210/(4+1) = 84(mm). Và u = Uch = 4. - ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng là thép tra Bảng 6.5 (Trang 96-Tập 1). - ZH = .(atw = actg(tgaw/cosb)ằ 23,89730 - Ze = . Vì ea = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cosb =[1,88 – 3,2 (1/23 +1/92 )].cos340 =1,4 Do vận tốc bánh dẫn: v = m/s < 4 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta được cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1:Tính toán...) ta xác định được : KHa = 1,13. Còn Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị dH = 0,002. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị go = 73. Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị KHb = 1,1075. ị KH = KHb.KHV. KHa =1,1075.1,005. 1,13 = 1,26. Thay số : sH = (Mpa). Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [sH] = [sH]. ZRZVKxH. Với v =0,387 m/s ị ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọn mức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là Ra = 10á40 mm. Do đó ZR = 0,9 với da< 700mm ị KxH = 1. ị [sH] = 490,9.1.0,9.1 = 441,81 MPa. Nhận thấy rằng sH = 431,36 (MPa) < [sH] = 441,81 (MPa) do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng được điều kiện bền do tiếp xúc. 6. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn. Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uấn tác dụng lên bánh răng sF phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [sF] hay: sF Ê [sF]. Mà còn sF2 = sF1 . YF2 / YF1 Trong đó : - T1 : Mômen xoắn tác dụng trên trục chủ động. - KFb : Hệ số tập trung tải trọng. - KFv : Hệ số tải trọng động - YF : Hệ số dạng răng. - bw : Chiều rộng vành răng. - dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; Do Bảng 6.18(Trang 109-Tập1: Tính toán...). Còn Vận tốc bánh dẫn : v = (m/s) < 4 (m/s) tra Bảng 6.13 (Trang 106-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta có cấp chính xác động học 9. Tra Bảng 6.14 (Trang 107-Tập 1: Tính toán thiết kế...) ta được KFa =1,37. Bảng 6.15 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị dF = 0,006. Bảng 6.16 (Trang 107-Tập 1:Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ị go = 73. Bảng 6.7 (Trang 98-Tập 1:Tính toán thiết thiết ...) ị KFb = 1,2225. ị KF = KFa KFb KFv = 1,37.1,2225.1,009 = 1,69. - ea = 1,4 ị Ye = 1/ea = 0,714. - b =34,770 ị Yb = 1 - b/140 = 0,752. Vậy ta có: (MPa). ị sF2 = sF1 . YF2 / YF1 = 93,45.3,6/3,7 = 90,92 (MPa). Do ứng suất uốn thực tế bánh răng có thể chịu được được xác định như sau. [sF1]= [sF1].YS .YxF.YR và [sF2]= [sF2].YS .YxF. YR. Với m = 3 mm ị YS = 1,08 – 0,0695.Ln(3) ằ 1. Còn YR = 1 và KxF = 1: ị [sF1] = [sF1].1.1.1 = 257,14 MPa. ị [sF2] = [sF2].1.1.1 = 226,29 MPa. Nhận thấy rằng cả hai bánh răng đều đáp ứng được điều kiện bền uấn vì : 7. Kiểm nghiệm răng về quá tải. Để bộ truyền khi quá tải mà làm việc bình thường thì ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax và ứng suất uốn cực đại sF1max phải nhỏ hơn ứng suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max. * Ta có ứng suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max được xác định như sau: . Vậy suất quá tải cho phép [sH]max và [sF1]max của mỗ bánh được xác định như sau: * Còn ứng suất quá tải phát sinh khi chạy máy được xác định như sau: (*) Ta có hệ số quá tải Kqt = Tmax/ T = 1,4. Thay số vào công thức (*) ta có: Kết luận: Vậy cặp bánh răng ta đã tính toán được ở trên hoàn toàn đảm bảo được rằng bộ truyền cấp nhanh làm an toàn. * Thông số cơ bản của bộ truyền cấp chậm : - Khoảng cách trục: aw = 210 mm. - Môđun pháp bánh răng: m =3 mm. - Chiều rộng bánh răng: bw = 62 mm. - Số răng bánh răng: Z1 = 23 và Z2 = 92. - Góc nghiêng của răng: b = 34,770. - Góc prôfin gốc : a = 20°. - Góc ăn khớp: at = atw = arctg(tga/cosb) = 23,89730. - Đường kính chia : d1 = m.Z1/cosb = 3.23/0,8214 = 83,998 mm. d2 = m.Z2/cosb =3.92/0,8214 = 335,992 mm. - Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 83,998 + 2.3 = 89, 992 mm. da2 = d2 + 2.m = 335,992 + 2.3 = 341,992 mm. - Đường kính đáy răng : df1 = d1 – 2,5. m = 83,998 - 2,5.3 = 76,492 mm. df2 = d2 - 2,5.m = 335,992 - 2,5.3 = 328,482 mm, - Đường kính cơ sở : db1 = d1. cos a = 83,998.cos 20° = 78,932 mm; db2 = d2. cos a = 335,992. cos 20° = 315,729 mm III. tính toán thiết kế trục . Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng. Cho nên thép cacbon và thép hợp kim là những vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuy thuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không. Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sau sb= 600 Mpa; sch= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB. ứng suất xoắn cho phép [t] = 12 á 30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét. Sơ đồ sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm (Hình 1). 1. Xác định sơ bộ đường kính trục. Trục sử dụng trong các hộp giảm tốc thường trục được chế tạo có hình dạng trụ tròn nhiều bậc (gồm nhiều đoạn có đường kính khác nhau) có như vậy mới phù hợp với sự phân bố áp suất trong trục,tạo điều kiện cho việc lắp giáp và sửa chữa được thuận lợi hơn. Tại các tiến diện thay đổi đường kính có mối quan hệ với nhau qua biểu thức sau: di ± 1 = di ± Dd (mm). Trong đó: - Dấu (+) ứng với trường hợp từ tiết nhỏ lên tiết diện lớn hơn. - Dấu (-) ứng với trường hợp từ tiết lớn xuống tiết diện nhỏ hơn. - Dd = 5á10 mm. Đối với vai trục thì Dd =10 còn không thì Dd =5. Do mômen T có ảnh hưởng rất lớn đến khả năng làm việc của trục. Vì trục cũng là bộ trực tiếp tham gia vào qúa trình truyền mômen giữa các trục. Cho nên giữa đường kính trục với mômen T trục đó phải truyền có mối liên hệ bởi công thức. (mm). Trong đó: - T là mômen xoắn tác dụng lên trục. - [t]= 12 á30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép. Vì trong quá trình tính toán trục không xét đến ảnh hưởng của ứng suất uốn cho nên để bù lại ảnh hưởng của ứng suất uốn tới tuổi bền của trục ta phải hạ thấp [t] xuống * Đường kính ngõng trục vào của hộp giảm tốc: mm. Vậy ta chọn sơ bộ đường kính ngõng trục vào là dn = 30 mm * Đường kính trục trung gian của hộp giảm tốc: Đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng thẳng bị động được xác định sơ bộ như sau: d = (0,3 á 0,35).aw1 =(0,3 á 0,35).190 = 57 á 66 mm Vậy ta chọn sơ bộ đường kính trục lắp bánh răng thẳng bị động là d = 55 mm. * Đường kính trục ra của hộp giảm tốc: Vậy ta chọn đương kính trục lắp bánh răng nghiêng bị động là d = 70 mm Căn cứ vào đường kính của ngõng trục cần lắp ổ lăn ta tiến hành tra bảng 10.2 (Trang 189-Tập1 tính toán hệ dẫn động cơ khí) ta sẽ xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn cần lắp như sau: ị Do trong hộp giảm tốc phân đôi thì trục trung gian có cấu tạo là phức tạp nhất quyết định kích thước của các trục khác khi truyền chuyển động cho nhau, nên ảnh hưởng tới kích thước của hộp giảm tốc. Do đó khi tính toán kích thước hình học của các trục thì ta phải xác định kích thước của trục trung gian trước hết căn cứ vào đó để định các thông số hình học cho các trục khác. Sơ đồ (sơ bộ) kết cấu của trục trung gian trong hộp giảm tốc: Ta xác định các khoảng cách từ trục trung gian: l22 = 0,5(b1 + b0) + k1 + k2. l23 = l22 + 0,5(l m22 + l m23) + k1. l24 = l23 + 0,5(l m23 + l m24) + k1. l21 = l23 + 0,5(b3 + b0) + k1+ k2. Tính các thành phần trong công thức: lm23 = (1,2 á 1,5) d2 = (1,2 á 1,5).50 = 60 á 75 mm ; chọn lm23 = 75 mm. lm22 = lm24 = (1,2 á 1,5)d2 = (1,2 á1,5).45 = 54 á 67,5 mm ; chọn lm23 = 62 mm. l22 = 0,5(25 + 62) + 10 + 10 = 63,5 mm. l23 = 63,5 + 0,5(62 + 75) + 10 = 142 mm. l24 = 142 + 0,5.(75 + 62) +10 = 220,5 mm. l21 = 220,5 + 0,5.(62 + 25)= 284 mm. Trong đó: - b0 = 25 là chiều rộng của ổ lăn lắp với trục trung gian. - b1,b3 lần lượt là chiều rộng của bánh răng nghiêng. - lm23 là chiều rộng của mayơ lắp trên bánh răng thẳng. - k1 là khoảng cách từ chi tiết chuyển động tới thành trong của hộp hoặc giữa các chi tiết với nhau. - k2 là khoảng cách từ ổ lăn tới thành trong của hộp. - k3 là khoảng cách từ chi tiết quay tới nắp ổ hộp. - hn là chiều cao nắp ổ và đầu bulông. Tiến hành tra Bảng 10.3 (Trang 189-Tập 1 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí) ta xác định được k1 = 10 và k2 = 10 mm; k3 = 10 và hn = 20 mm. Còn lm11 = (1,2 á 1,5).d = (1,2 á 1,5).30 = 42 á 45 mm ị lm11 = 45 mm. lm33 = (1,4 á 2,5).d = (1,4 á 2,5).60 = 84 á 150 mm ị lm11 = 127 mm. Nhưng do chiều rộng của bánh đai bị động lắp vào trục vào của hộp giảm tốc B = 71 mm. Cho nên chiều rộng của mayơ lm11 nên chọn = 70 mm. Vậy khoảng côngxôn để lắp bánh đai trên trục vào là: lc11 = 0,5.(bo1 + lm11 ) + k3 + hn = 0,5( 19 + 70 ) + 10 + 20 = 74,5 mm. Còn khoảng côngxôn để lắp nối trục đàn hồi trên trục ra là: lc11 = 0,5.(bo1 + lm33 ) + k3 + hn = 0,5( 33+127 ) + 10 + 20 = 110 mm. 2. Xác định các lực qua bánh rằng tác dụng lển trục. Căn cứ vào sơ đồ làm việc ta có sơ đồ lực đặt lên các chi tiết trong HGT (Hình 2) * Lực tác dụng khi ăn khớp bánh răng được chia làm ba thành phần: Ft: Lực vòng; Fr: Lực hướng tâm; Fa: Lực dọc trục; Trong đó các giá trị lực được xác định như sau: Ft2 = Ft1 = N. Fr2 = Fr1=N. Ft4 =Ft3 = N Fr4 =Fr3 = N . Fa4 = Fa3 = Ft3.tgb = 5177.tg34,770 = 3594 N . Do mômen truyền từ bánh răng nghiêng chủ động sang trục bị động chỉ bằng một nửa giá trị mômen trục lắp bánh răng phải chịu trong quá trình truyền động. * Do góc nghiêng của bộ truyền đai là 00 cho nên lực tác dụng từ bộ truyền đai dẹt sẽ hướng vào tâm trục theo phương oy Fry = Fr = 2.Fo.sin(a1/2) = 1136 N.(Tính toán ở trên). * Lực tác dụng của nối trục đàn hồi: FKr =(0,2 á 0,3).Fr ; Fr = 2T/D0 tra bảng 16.10a (Trang 68-Tập 2:Tính toán...)ứng với dn = 65 mm ta chọn D0 = 200 mm. ị Ft = 2.1671250/200 = 16712 N ị FKr = 0,25.16712 = 4178 N Có phương chiều sao cho tăng ứng suất và biến dạng do lực vòng trên chi tiết quay khác lắp trên cùng một trục trên trục đó gây ra. Vậy FKr có chiều nghược với chiều Ft4. 3. Xác định các thành phần phản lực của ổ lăn và biểu đồ mômen của các trục. Đối với trục vào (Trục I). Để xác định các thành phần phản lực ta xét sự cân bằng theo phương oy và ox ta có hệ phương trình: Thay số vào hệ phương trình trên ta xác định được XAI; XBI; YAI; YBI như sau: XAI = 889 N; XBI = 843 N ; YAII = YBII= 1434,5 N. Từ đó ta có sơ đồ lực và mômen tác dụng vào trục I như (Hình 3): b) Đối với trục trung gian (Trục II): * Tính các phản lực xuất hiện trên ổ lăn và vẽ biểu đồ mômen trên trục trung gian. Để xác định thành phần phản lực tại các gối trục ta xét sự cân bằng của trục ta có: Thay số vào hệ phương trình trên ta xác định được XAII; XBII; YAII; YBII như sau: XAII = XBII = 2248 N ; YAII = YBIII = 6611,5 N. Từ đó ta có sơ đồ lực và mômen tác dụng vào trục II như (Hình 4): c) Đối với trục ra (Trục III): * Tính các phản lực xuất hiện trên ổ lăn và vẽ biểu đồ mômen trên trục ra. Để xác định thành phần phản lực tại các gối trục ta xét sự cân bằng của trục ta có: Thay số vào hệ phương trình trên ta xác định được XAII; XBII; YAII; YBII như sau: XAIII = XBIII = Fr4 = 2793 N ; YAIII = 6795,23 N; YBIII = 619,23 N. Từ đó ta có sơ đồ lực và mômen tác dụng vào trục III như (Hình 5). 4. Kiểm nghiệm trục (Trục II) về độ bền mỏi: Nhân thấy trên trục trung gian tại các tiết diện A và B là các tiết diện nguy hiểm nhất ví tại đó có mômen uấn và mômen xoắn có giá trị đều lớn hơn các vị trí khác trên trục Giá trị mômen toàn phần Mu tại các tiết diện nguy hiểm này được xác định như sau: Còn mômen cản uốn và cản xoắn tại các tiết diện nguy hiểm là: Khi đó thành phần ứng suất uấn và xoắn tại các tiết diện này là: Nhận thấy rằng tại tiết diện A lắp bánh răng nghiêng chủ động là nguy hiềm nhất vì giá trị mômen uốn và xoắn đều đạt giá trị lớn hơn so với tiết diện B. Do đó để trục làm việc dài lâu thì tại tiết diện trục nguy hiểm này phải có hệ số an toàn thoả mãn điều kiện: Trong đó: - [s] là hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5á2,5. Có thể [s] = 2,5á3. - ss là hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất pháp - st là hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trường hợp ứng suất tiếp Được tính theo công thức sau: ; Trong các công trức trên: - s-1 là giới hạn mỏi uốn với chu kì đối xứng của mẫu nhẵn có đường kính 7 á10 mm s-1 = (0,4 á 0,45).sb = (0,4 á 0,45).600 = 240 á270 (MPa). Chọn s-1 = 250 (MPa). - t-1 là giới hạn mỏi xoắn với chu kì đối xứng của mẫu nhẵn có đường kính 7 á10 mm t-1 = (0,23 á 0,28).sb = (0,23 á0,28).600 =138 á168 (MPa). Chọn t-1 = 140 (MPa). - sa, sm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện xét. Do ứng suất uốn được coi như thay đổi theo chu kỳ đối xứng cho nên: và - ta, , tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện xét. Do ứng suất uốn được coi như thay đổi theo chu kỳ mạch động cho nên: tmA = taA = 0,5.tAmax = 0,5.MzA/Wo = 0,5.8,69 = 4,345 (MPa) - ks và kt là hệ số tập trung ứng suât đối với trục có rãnh then có sb Ê 700 tra Bảng 15.3 (Trang 56-Tập 2 Chi tiết máy) ta có ks = 1,75 và kt = 1,5. - ys và yt là hệ số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình với sb= 600(MPa) tra Bảng 10.7 (Trang 197-Tập 1:Tính toán thiết kế...) ta có ys =0,05 còn yt = 0. - es và et là hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước tiết diên trục đến độ bền mỏi đối với các trục bằng thép cacbon với d = 55 tra Bảng 10.10 (Trang198-Tập 1 Tính toán ...) ta có es = 0,8 và et = 0,75. - Do trục không được tăng bền nên b = 1. Tiến hành thay số ta xác định được các hệ số an toàn khi xét riềng điều kiện chịu uốn hoặc chịu xoắn tại A như sau: Khi đó hệ số an toàn của trục tại tiết diện A được xác định như sau: Nhận thấy rằng tại tiết diện A nguy hiểm nhất của trục có hệ số an toàn s = 2,8 > 2,5 . Cho nên kết cấu trục như vậy là hoàn toàn phù hợp với điều kiện làm việc mà không cần kiểm nghiệm lại độ cứng vững của trục nữa 5. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Điều kiện trục thoả mãn về độ bền tĩnh là:. Tại tiết diện A: - s =Mmax/(0,1.d3) = 551624/(0,1.503) = 44,13 MPa. - t = Tmax/(0,2.d3) = 217433/(0,2.503) = 8,69 MPa. - [s] = 0,8 sch = 0,8.340 = 272 MPa; Thay số ta được: ị stđ = 47,23 (MPa) < [s] = 272 (MPa) nên trục đã đảm bảo điều kiện bền tĩnh Tại tiết diện B: - s =Mmax/(0,1.d3) = 675239/(0,1.553) = 40,53 MPa. - t = Tmax/(0,2.d3) = 217433/(0,2.553) = 6,5 MPa. - [s] = 0,8 sch = 0,8.340 = 272 MPa; Thay số ta được: ị stđ = 42,06 (MPa) < [s] = 272 (MPa) nên trục đã đảm bảo điều kiện bền tĩnh. Như vậy sau khi tăng đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng thẳng bị động lên 50 mm thì trục đáp ứng được cả điều kiện bền tĩnh lẫn bền động. IV. Tính toán kiểu then lắp trên các trục: Để then làm việc tốt với mối ghép thì kích thược của then phải đáp ứng được các điều kiện ứng suất dập và ứng suât cắt phát sinh trong quá trình làm việc phải nhỏ hơn giá trị giới hạn cho phép ứng với mỗi loại vật liệu. Ta có: sd = 2.T/[d.lt(h- t1)] Ê [sd] Còn tc = 2.T/(d.ltb) Ê [tc] ; Trong đó các đại lượng được xác định như sau: - sd,tc làứng suất dập và ứng suất cắt tính toán (MPa). - d là đường kính trục lặp then (mm). - T là mômen xoắn trên trục có lắp then (N.mm). - lt = (0,8 á 0,9)lm. Với ll, lm là chiều dài then và chiều dài mayơ (mm). - b, h là chiều rộng và chiều cao của then (mm). - [sd] là ứng suất dập cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập vừa [sd] = 50 MPa ; - [tc ] ứng suất cắt ứng suất cắt cho phép với vật liệu then bằng thép 45 chịu tải trọng va đập nhẹ [tc] = 20 á 30 MPa ; Tiến hành tra Bảng 9.1a và Bảng 9.1b (Trang 173-Tập 1 Tính toán ...). Căn cứ vào đường kính trục và chiều rộng mayơ lắp bánh răng ta xác định các số liệu của then bằng cần thiết để truyền chuyển động giữa trục với bánh răng có kích thướclà:b, h, t1 và t2. ở đây tại tiết diện A trên trục trung gian ta sử dụng then bằng còn tại tiết diện B ta lại sử dụng thên bằng cao có như vậy mới đảm bảo điều kiện làm việc của then trong quá trình truyền tải trọng giữa các trục. Còn các vị trí khác chọn các loại then có kích thước phù hợp với điều kiện làm việc tại đó theo Bảng 9.1a và Bảng 9.1b (Trang 173-Tập 1 Tính toán ...). *) Do khi làm thêm rãnh lắp để lắp then ở trên trục sẽ làm cho tiến diện thay đổi dẫn đến phát sinh hiện tượng tập trung ứng suất làm cho trục kém bền. Vậy ta phải tiến hành kiểm nghiệm lai xem trục có còn làm tốt hay không. Cụ thể tại tiết diện trục lắp bánh răng nghiêng chủ động có đường kính 50 mm có xẻ rãnh để lắp thên bằng l´b´h = 50´16´10 có t1 =6 ta có. Khi đó ứng suất uốn và xoắn phát sinh tai tiết diện này là: Còn tại tiết diện trục lắp bánh răng thẳng bị động có đường kính 55 mm có xẻ rãnh để lắp thên bằng cao l´b´h = 65´16´14 có t1 = 9 ta có. Khi đó ứng suât uốn và xoắn phát sinh tai tiết diện này là: Vậy tại tiết diện A trên trục II vẫn là tiết diện nguy hiểm nhất. Cho nên ta phải kiểm nghiệm tại đây xem hệ số an toàn có đảm bảo điều kiện làm việc dài lâu hay không. Ta lại có tmB = taB = 0,5.tBmax = 0,5.MzB/Wo = 0,5.10,45 = 5,225 (MPa) Và Còn Khi đó ta có: Khi đó hệ số an toàn của trục tại tiết diện B được xác định như sau: Tại tiết diện A là tiết diện nguy hiểm nhất của trục trung gian có s = 2,123 > 2. Cho nên trục làm việc tốt mà không cần kiểm nghệm lại đọ cứng vững.Vậy ngay cả khi trục làm thêm rănh để lắp then thì vẫn đảm bảo hệ số an toàn cho tiết diện nguy hiểm nhất vẫn > 2 nên vẫn bảo đảm độ bên lâu cho trục. v. Tính toán CHọN ổ LĂN. Ta đã biết rằng hộp giảm tốc phân đôi có tác dụng phân bố tải trọng đều cho các cặp bánh răng phân đôi. Cho nên người ta dùng hai cặp bánh răng nghiêng có các thông số hình học hoàn toàn giống nhau và điểm khác biệt với bánh răng nghiêng thường là góc nghiêng lớn 300 á 400 thay vì từ 80 á 200 như bình thường và có hướng răng ngược nhau để khử thành phần lực dọc trục, đồng thời một trong hai trục mang cặp bánh răng phân đôi là trục cố định đối với vỏ hộp còn trục còn lại được lắp đặt trên ổ tuỳ động cho phép trục này tuỳ ý di động dọc trục. Có tác dụng điều chỉnh trục khi mà lực và công suất truyền không đồng đều giữa các bánh răng do sai số khi lắp đặt và chế tạo bộ truyền. Thường thì ổ tuỳ động là loại đũa trụ ngắn đỡ có ngấn chặn trên vòng trong và được lắp đặt tại gối đỡ chịu tải nhỏ hơn. Trong hộp giảm tốc phân đôi cấp chậm có sử dụng cặp bánh răng thẳng cho nên ổ tuỳ động được lắp đặt trên trục trung gian của hộp giảm tốc. Còn trên các trục vào và ra của hộp giảm tốc thì tại các gối ổ sử dụng ổ cố định thích hợp để lắp đặt. A.Chọn ổ lăn cho trục vào của hộp giảm tốc: 1.Chọn loại ổ lăn: Do trục vào chỉ lắp bánh răng thẳng cho nên thành phần lực tác dụng dọc theo phương dọc trục Fa = 0 ị Fa/Fr = 0. Vậy ta chọn loại ổ là ổ bi đỡ một dãy cho các gối AI và BI. Bởi vì loại ổ này có khả năng chịu được lực hướng tâm lớn làm việc được ở tốc độ cao thêm vào đó giá thành lại thấp nhất trong tất cả cá loại ổ vì có cấu tạo đơn giản 2. Chọn sơ bộ kích thước của ổ: Dựa vào đường kính ngõng trục d =30 mm tiến hành tra Bảng P2.7 (Trang 254 -Tập 1 Tính toán thiêt kế hệ dẫn động cơ khí) ta chọn loại ổ bi đỡ cỡ trung mang kí hiệu: 306 có các thông số hình học như sau: Đường kính trong d =30 mm còn đường kính ngoài D = 72 mm. Chiều rộng của ổ B = 19 mm còn đường kính bi db = 12,30 mm. Khả năng tải động C = 22 kN, khả năng tải tĩnh Co = 15,1 kN; 3. Kiểm nghiệm khả năng tải của ổ lăn khi làm việc: a. Khả năng tải động: Ta biết rằng khả năng tải động được tính theo công thức: Cd = QE. Trong đó: - m là bậc của đương cong mỏi đối với ổ bi đỡ thì m = 3. - QE là tải trọng động tương đương (kN). - L là tuổi thọ tính bằng triệu vòng. Do tải trọng động tương đương QE = ( Với i = 1,2) Với Qi là tải động qui ước của ổ lăn lắp lên gối thứ i trên trục tính bởi công thức: Qi =(X.V.Fri + Y.Fa).kt.kđ = X.V.Fri .kt.kđ (do Fa = 0). Trong đó: - Fai, Fri là tải trọng dọc trục và tải trọng hướng tâm của ổ trên gối i (kN). - V là hệ số ảnh hưởng đến vòng quay do vòng trong quay nên V = 1. - kđ hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa thì kđ = 1,3. - kv hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ làm việc khi q = 105o ị kt = 1. Sơ đồ lực tác dụng vào ổ lăn như sau: Sử dụng các kết quả tính được ở phần tính trục ta xác định phản lực hướng tâm Fri tại ổ lăn AI và BI lắp trên trên trục như sau: FrAI = , FrBI = , Tải trọng quy ước: QAI =X.V.FrAI .kt.kđ = 1. 1. 1688. 1,3. 1 = 2194 N. QBI =X.V.FBI .kt.kđ = 1. 1. 1664. 1,3. 1 = 2163 N. Chọn Q = QAI để tính toán vì QAI > QBI khi đó tải trọng tương đương là: QE = Û Thay số vao ta có: QE = 2194.(13.4/8 + (0,8)3.3/8)1/3 = 1940 N = 1,94 kN. Tuổi thọ của ổ lăn được tính như sau: L = Lh.n1.60.10-6 = 40000. 560. 60. 10-6 = 1344 triệu vòng Hệ số khả năng tải động được tính như sau: Cd = 1,94. = 21,43 kN < C = 22 kN ị loại ổ đảm bảo khả năng tải động b, Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh. Hệ số tải trọng hướng tâm X0 và hệ số tải trọ