Thuyết minh Đồ án môn học chi tiết máy thiết kế hệ dẫn động băng tải

cải thiện đạt độ rắn HB 241 á 285 có: sb1 = 750 MPa ;sch 1 = 450 MPa. Chọn HB1 = 200 (HB) Bánh răng lớn: Thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn MB 192...240 có: sb2 = 750 MPa ;sch 2 = 450 MPa. Chọn HB2 = 150 (HB) Do bộ truyền làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn nên dạng hỏng chủ yếu là tróc mỏi, do đó ta tính toán theo độ bền tiếp xúc – ta xác định ứng suất tiếp xúc cho phép ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở của bánh 1 và bánh 2: s=2HB1+70=2.200+70=470(MPa) s=2HB2+70=2.150+70=370(MPa) s=1,8HB1=1,8.200=360(MPa) s=1,8HB2=1,8.150=270(MPa) Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở: NH01=30HB=30.2002,4=1.107 NH02=30HB=30.1502,4=0,5.107 NF0 = 4.106 (Đối với tất cả các loại thép) Số chu kì chịu tải trọng thay đổi tương đương của bánh lớn NHE,NFE đợc xác định theo công thức . Trong đó : C = 1 – là số lần ăn khớp của răng trong một vòng quay Sti= 11000 là tổng thời gian làm việc của bộ truyền ti – là thời gian làm việc ở chế độ tải trọng Ti từ đó ta có NHE2 = 60.1.568.11000.(13.4/8 + 0,83.3/8) = 2,6.108 => NHE2 > NHO2 => lấy hệ số tuổi thọ KHL2 = 1 , do NHE1=u.NHE2 nên KHL1 = 1 ứng suất tiếp xúc cho phép Bánh răng không được tăng bề mặt nên chọn hệ số an toàn SH = 1,1 [sH1]= s.KHL1/sH1=470.1/1,1=427,3 (MPa) [sH2]= s.KHL2/sH2=370.1/1,1=336,4 (MPa) Bánh răng là bánh răng trụ răng nghiêng nên lấy: [sH]=1/2([sH1]+[sH2])=382 (MPa) thay số vào ta đợc NFE2=2,24.108> NF0=4.106 => KFL2=1 , do NFE1=u.NFE2 nên KFL1 = 1 ứng suất uốn cho phép: Hệ số an toàn SF = 1,75 - bảng 6.2 (sách tính toán thiết kế ... T1) [sF1]= s.KFL1/sF1= 360/1,75=205,7(MPa) [sF2]= s.KFL2/sF2= 270/1,75=154,3(MPa) ứng suất quá tải cho phép: [sH]max=2,8,sch2=2,8.450= 1260 [sF1]max=0,8,sch1=0,8.450= 360(MPa) [sF1]max=0,8,sch2=0,8.450= 360(MPa) 2. Tính khoảng cách trục và các thông số ăn khớp: Xác định sơ bộ khoảng cách trục: theo công thức 6.15a (sách tính toán thiết kế ... T1) aw2 = 43(u2+1) Trong đó: T1 – môn xoắn trên trục bánh chủ động T1 =16610 (N.mm) ya = bw/ aw - hệ số chiều rộng bánh răng do bộ truyền đặt đối xứng với ổ nên ta chọn ya = 0,3 => yd = 0,53.ya(u+1) = 0,53.0,3.( 2,5 +1 ) = 0,5565 Tra theo yd ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế ... T1) Ta có: KHB = 1,03 Thay vào ta có: aw = 43(2,5+1)ằ 81,1 mm Ta lấy aw = 85 mm Các thông số ăn khớp: Mô đun pháp m = ( 0,01 á 0,02 ) 85 = 0,75á 1,7 mm Theo dãy tiêu chuẩn ta chọn m = 1,5 Chọn sơ bộ b = 100 => cosb = 0,9848 => số răng bánh nhỏ (bánh 1) Z1 = 2 aw . cosb/ m(u+1) = = 2.85.0,9848/ 1,5.(2,5+1) ằ31,5 Ta lấy Z1 = 31 răng => số răng bánh lớn (bánh 2) Z2 = u.Z1 = 2,5.31 = 77,5 Ta lấy Z2 = 77 răng Do vậy tỷ số truyền thực um = Z2/ Z1 = 77/ 31 = 2,484 Tính lại b : cosb = m ( Z1 + Z2 ) / 2 aw = 1,5.( 31+ 77 )/ 2. 85 = 0,95294 b ằ17,64o = 17038’ Đường kính vòng chia : d1 = dw1 = m . Z1/ cosb = 1,5 .31 / 0,964285 ằ 48,78 mm d2 = dw2 = m . Z2/ cosb = 1,25 .77 / 0,964285 ằ 121,17 mm Chiều rộng vành răng bw = ya . aw = 0,3 . 85 = 25,5mm Lấy bw = 26 mm Hệ số trùng khớp eb = bw . sinb / p.m = 26.0,302/ 3,14 .1,5 =1,67 3.Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn, độ bền tiếp xúc và khi quá tải Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Yêu cầu cần phải đảm bảo sH [sH] sH = ZM ZH Ze ; Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hởng 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; - bw : Chiều rộng vành răng. - dw : Đường kính vòng chia của bánh chủ động; T3 = 16610 Nmm ; bw = 26 mm ; ZM = 275 MPa (tra bảng 65 ) ; Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp : at = atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg200/ cos17,60) ằ20,90o tgbb = cos at.tgb = cos(20,90o).tg(17,6o)= 0,296 ị bb = 16,50o ZH = = =1,69 ; ea = 1,654, Ze = = ằ 0,78 KH = KHb. KHVKHa ; KHb = 1,03 (Tính ở trên); Vận tốc bánh dẫn : v = m/s; vì v < 4 m/s tra bảng 6.13 (trang 106) chọn cấp chính xác 9 ; KHa = 1,16 (tra bảng 6.14). theo bảng 6.15 => dH =0,002 tra bảng 6.16 chọn go= 73 , Theo công thức 6.42 KH = KHb . KHV . KHa = 1,03.1,03.1,16 ằ 1,23 Thay số : sH = 275.1,69.0,78. ằ 350 MPa Do sH [sH] =382 nên răng thoả mãn độ bền tiếp xúc. Kiểm tra độ thừa bền: ([sH]-sH)/sH=(350-382)/350=0,09<0,1 độ thừa bền là hợp lí Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Yêu cầu sF [sF] ; Theo công thức 6.43 (sách tính toán thiết kế ... T1) sF3 = 2.T3.KFYeYbYF1/( bwdw.m) Tính các hệ số : Tra theo yd ứng với bảng 6.7 (sách tính toán thiết kế ... T1), ta có KFb = 1,08 ; với v < 2,5 m/s tra bảng 6.14 (sách tính toán thiết kế ... T1, trang 107) cấp chính xác 9 thì KFa = 1,40. Tra bảng 6.16 chọn go= 73 Theo bảng 6.15 => dF =0,006 => KF = .KFb.KFa.KFV = 1,08.1,40.1,225 = 1,85 Với ea = 1,654 ị Ye = 1/ea = 1/1,654 = 0,605; b = 17,6o ị Yb = 1 - b/1400 = 1 – 17,6°/1400 = 0,874; Số răng tương đương: Ztđ1 = Z1/cos3b = 31/(0,95319)3 = 35,79 Ztđ2 = Z2/cos3b = 77/(0,95319)3 = 88,91 Với Ztđ1 = 35,79 ; Ztđ2 = 88,91 tra bảng 6.18 trang 109 thì ta có YF1= 3,70 ; YF2= 3,60; ứng suất uốn : sF1 = 2.16610.1,85.0,605.0,874.3,70 / (26.48,78.1,5) = 63,2 MPa; sF2 = sF1 . YF2 / YF1 = 63,2.3,60/ 3,70 = 61,5 MPa; Ta thấy độ bền uốn được thoả mãn vì sF1 < [sF1] =205,7 MPa, sF2< [sF2] = 154,3 MPa; Kiểm nghiệm răng khi quá tải: Kqt = Tmax/ T = 1,4. sHmax = sH . MPa < [sH]max = 1260 MPa; sF1max = sF1. Kqt = 63,2. 1,4 = 87,08 MPa ; sF2 max = sF2. Kqt = 61,5. 1,4 = 86,10 MPa vì sF1max < [sF1]max = 360 MPa, sF2max < [sF2]max = 360 MPa nên răng thoả mãn về điều kiện quá tải. * Kết luận : Bộ truyền cấp nhanh làm việc an toàn. 4.Thông số cơ bản của bộ truyền cấp nhanh : Mô đun pháp m = 1,5 mm Khoảng cách trục : aw = 85 mm Đường kính vòng chia : d1 = dw1 = m . Z1/ cosb = 1,5 . 31 / 0,95319 ằ 48,78 mm d2 = dw2 = m . Z2/ cosb = 1,5 .77 / 0,95319 ằ 121,17 mm Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 48,78 + 2. 1,5 = 51,78 mm, da2 = d2 + 2.m = 121,17 + 2. 1,5 = 124,17 mm, Đường kính đáy răng : df1 = d1 - 2,5. m =48,78 - 2,5.1,5 = 45,03 mm, df2 = d2 - 2,5. m = 121,17 - 2,5. 1,5 = 117,42 mm, Đường kính cơ sở : db1 = d1. cos a = 45,03 . cos 200 = 42,31 mm, db2 = d2. cos a = 121,17. cos 20° = 113,86 mm Chiều rộng vành răng bw = 26 mm Góc nghiêng của răng: b ằ17,6o = 17036’ Góc prôfin răng bằng góc ăn khớp : at = atw = arctg(tga/cosb) = arctg(tg200/ cos17,6) ằ20,9o Hệ số trùng khớp Ft2 Fr1 Ft1 Ft2 Fa1 Fa2 eb = bw . sinb / p.m = 26.0,302/ 3,14 .1,5 =1,67 5.Lực tác dụng lên bộ truyền. -Ft1 = (N) = Ft 2; -Fr1 =273 (N) = Fr 2 ; -Fa1 = Ft1.tgb = 681.tg17,6o = 216 (N) = Fa2 ; 6.Kiểm tra sự phù hợp của bộ truyền với kết cấu hộp giảm tốc. Để phù hợp với kết cấu bộ truyền phải đảm bảo: abr + da1/2 + 20 á 30 Ê atv với abr và atv là khoảng cách trục của bộ truyền bánh răng và bộ truyền trục vít ; da1 là đường kính ngoài bánh răng 1. Thay số vào ta được: 85+51,78/2+20á30=130,89á140,89 < atv=205 Vậy bộ truyền phù hợp với kết cấu hộp giảm tốc V.tính toán ,thiết kế trục. 1.Xác định sơ bộ đường kính trục và chọn sơ bộ ổ lăn: ă Xác định sơ bộ đường kính trục : Theo công thức tính sơ bộ đường kính trục d ³ c Chọn c1 trong khoảng (120á160) +Với trục 1: lấy c1= 160;N1=2,47 kW;n1=1420 v/p Ta có d1³ c1 = 160= 19,24 mm Chọn d1= 20 mm ; +Với trục 2 : c2=160; N2=2,35; n2=568 v/p d2³c2= 160= 25,68mm lấy d2= 30 mm +Với trục 3: c3=149; N3=1,86 ; n3=17,75 v/p d3³ c3 = 120= 56,57 mm lấy d3= 60mm ă Chọn sơ bộ ổ lăn: Chọn sơ bộ ổ lăn là ổ đũa côn Với d1= 20 ị chọn ổ đũa côn loại nhẹ có bo1= 15 mm Với d2= 30 ị chọn ổ đũa côn loại nhẹ có bo1= 19 mm Với d3= 60 ị chọn ổ đũa côn loại trung có bo1= 31mm 2.Vẽ phác hộp giảm tốc. ă Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực: Chọn K1 = 10 (mm) K2 = 10 (mm) K3 = 15 (mm) hn = 20 (mm). Chiều dài moay ơ nối trục, bánh răng, đĩa xích : lm12 = (1,4 á 2,5 )dI = 40 (mm). lm13 = (1,2 á 1,5 )dI = 30 (mm). lm22 = (1,2 á 1,5 )dII = 35 (mm). lm32 = (1,2 á 1,8 )dIII = 90 (mm). lm33 = (1,2 á 1,5 )dIII = 80 (mm) Khoảng cách trên các trục : Trục I: l12 = - lc12 = -[0,5.(lm12+ bo1 )+k3 +hn ]= -62,5 (mm). l13 = 0,5.(lm13+ bo)+k1 +k2 = 42.5 (mm). l11 = 2 l13 = 85 mm Trục II l22 = 0,5.(lm22+ bo2 )+k1 +k2 = 47 (mm). l21 = (0,9á1)daM2 = 337 (mm) l23 = l21/2= 168,5 (mm) Trục III l32 = 0,5.(lm32+ bo3 )+k1 +k2 = 80,5 (mm) l31 = 2.l32 = 161 (mm) l33 = l31 + lc33 = l31 + 0,5.(lm33+ bo3 )+k3 +hn = 251,5 (mm) lc3= l33 –l31= 251,5-161=90,5 ă Vẽ phác hộp giảm tốc:(Hình vẽ trang bên) 3. Lực tác dụng từ các bộ truyền lên trục ăTa có sơ đồ phân tích lực chung như hình vẽ: Fk Fr1 Ft1 Fa1 Fr2 Ft2 Fa2 Ft3 Fa3 Fr3 Ft4 Fa4 Fr4 a,Lực tác dụng lên các bộ truyền trong hộp giảm tốc RXX O2 b hhộp RXy RX a O1 Ft4 H RXx b,Lực tác dụng trên bộ truyền xích Hình1.Sơ đồ lực tác dụng trên các bộ truyền ăCác lực tác dụng lên trục: Lực do khớp nối, lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng, lực tác dụng lên bộ truyền trục vít-bánh vít,lực tác dụng trên bộ truyền xích . Các thành phần lực trong thiết kế được biểu diễn như hình vẽ phần trên. +Lực tác dụng của khớp nối: FK = (0,2 á 0,3).2T1 /D0 , Với : T1 = 16612 N.mm , D0 = 50 mm. ị 166 (N). +Lực tác dụng khi ăn khớp trên các bộ truyền trong hộp giảm tốc được chia làm ba thành phần: Ft: Lực vòng; Fr: Lực hướng tâm; Fa: Lực dọc trục; Trong đó: -Ft1 = Ft 2 = 681(N); -Fr1 = Fr 2 = 273(N); -Fa1 = Fa2 = 216(N); -Ft3 = Fa4 = 878(N); -Ft4 = Fa3 = 6255(N); -Fr3 = Fr4 = 2290(N); +Lực tác dụng trên bộ truyền xích: Lực căng của xích trên nhánh chủ động RX=Ft+F0+Fv =7900+158+0,32=8058(N) (Ft : lực vòng; F0 : lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động gây ra; Fv : lực căng do lực li tâm sinh ra) Lực này được chia ra làm hai thanh phần RXx và RXy; Để xác định RXX và RXY ta phải xác định các góc a và b, ta có: sinb= (R2-R1)/A= (1055-255,6)/2.732= 0,546 => b= 33,090 Lấy hhộp=300mm sina= (H-hhộp)/A=(750-300)/732=0,615 => a= 37,930 =>g= a+b=71,020 RXx= FX.cosg=8058.cos71,020= 2621 (N) RXy= FX.sing= 8058.sin71,020= 7612 (N) 4.Thiết kế trục : Ta đi tính toán và thiết kế từng trục: Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục I ( Hình 2) ă Tính các phản lực R (chỉ số chỉ thứ tự phương , trục,đầu ổ) và vẽ biểu đồ mômen. ã Chiếu các lực lên phương oy : Giải hệ này ta được Ry11 =74,5 (N), Ry12 = 198,5 (N) Viết phương trình mômen uốn Muy cho trục I: +Đoạn AB (0ÊzÊ62,5) : My1= 0 +Đoạn BC (62,5ÊzÊ105) : My2 = Ry11(z-62,5)=74,5(z-62,5) +Đoạn CD (105ÊzÊ147,5) : My3=Ry11(z-62,5)-Fr1(z-105)+Fa1.dw1/2 =74,5(z-62,5)-273(z-105)+5268,24 ã Chiếu các lực lên phương ox: Giải hệ này ta được Rx12 = 462,5(N), Rx11 = 52,5 (N) Viết phương trình mômen Mux cho trục I: +Đoạn AB (0ÊzÊ62,5) : Mx1= Fk.z = 166.z +Đoạn BC (62,5ÊzÊ105) : Mx2 =Fk.z+Rx11(z-62,5)=166.z+52,5(z-62,5) +Đoạn CD (105ÊzÊ147,5) : My3= Fk.z+Rx11(z-62,5)-Ft1(z-105) =166.z+52,5(z-62,5)-681(z-105) Mômen xoắn trên trục Mx= 16612(Nmm) Từ đó ta vẽ được biểu đồ mômen Muy ,Mux , Mx cho trục I ( Hình 2) ăTính mômen uốn tổng và mômen tương đương tại các thiết diện nguy hiểm Mômen uốn ở những thiết diện nguy hiểm trên trục I đợc xác định trên biểu đồ mô men Mux ,Muy +Tại thiết diện B: MuB== =10357(Nmm) +Tại thiết diện C: MuC== =21394(Nmm) Mômen tương đương tại B và C: + MtđB= == 17727(Nmm) + MtđC= == 25781(Nmm) ăTính đường kính trục tại các thiết diện B và C theo công thức: dj³ với [s] là ứng suất cho phép của thép để chế tạo trục ,chọn thép chế tạo trục là Thép 45 có sb=600Mpa =>[s]= 63 MPa + dB ³ ==14,1 mm + dC ³ ==16,0 mm + Tại thiết diện B là ngõng trục do vậy ta chọn đường kính trục là dB=15mm. + Tại thiết diện C là phần trục lắp bánh răng do vậy chọn đường kính trục là 20mm theo tiêu chuẩn . ă Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Kết cấu trục thiết kế đợc phải thoả mãn điều kiện: Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5...2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5... 3. ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trờng hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức sau đây: ; trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Vật liệu là thép 45 nên s-1= 0,436sb=0,436.600=262MPa t-1ằ 0,58s-1 = 0,58.262 = 152MPa sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. Xác định các thành phần trong công thức: * Xét tại tiết diện B: Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng ,do đó sa tính theo ct 10.22 sm = 0, sa=smax= Mu/W = 10357/331= 31,3 MPa. (W=p.d3/32) Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó tm1 , ta tính theo ct 10.23 tm1 = ta = T/2Wo =16612/2.662= 12,5 Mpa. ys, yt là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra theo bảng 10.7 được ys=0,05; yt=0 Phương pháp 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 , hệ số tập trung ứng suất do trạng tháI bề mặt Kx = 1,06 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1 Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn là k6 sb = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm d=15mm ta tra được tỉ số Ks/es = 2,06 Kt/et = 1,64 Xác đìng các hệ số Ksd và Ktd theo ct 10.25 và ct 10.26 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss theo ct 10.20 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo ct 10.21 Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Trục tại tiết diện B thoả mãn về độ bền mỏi. * Xét tại tiết diện C:(d=20mm) sm = 0, sa=smax= Mu/W = 21394/785= 27,3 MPa. tm1 = ta = T/2Wo =16612/2.1570= 5,3 MPa. Phương pháp 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 , hệ số tập trung ứng suất do trạng tháI bề mặt Kx = 1,06 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1 Theo bảng 10.12 khi dung dao phay ngón , hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu sb = 600 MPa là Ks = 1,76 và Kt = 1,54. Từ bảng 10.10 với d = 15 mm, es = 0,92 et= 0,89 xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên tiết diện này Ks/es= 1,76/0,92 = 1,91 Kt/et= 1,54/0,89 = 1,73 Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn là k6 sb = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm d=20mm ta tra được tỉ số Ks/es = 2,06 Kt/et = 1,64 Xác đìng các hệ số Ksd và Ktd theo ct 10.25 và ct 10.26 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss theo ct 10.20 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo ct 10.21 Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Trục tại tiết diện C thoả mãn về độ bền mỏi. ăĐịnh kết cấu trục I: + Để kết cấu trục thoả mãn các yêu cầu về công nghệ ta chọn đường kính trục tăng lên , cụ thể là : đường kính trục tại phần lắp bánh răng lấy dIC=34mm; đường kính tại ngõng trục dIB=25mm, đường kính tại phần lắp nối trục là dIA=18mm + Do đường kính trục tại phần lắp bánh răng gần bằng với dw1 nên ta chế tạo bánh răng liền trục. + Các ổ lăn trên trục lắp theo kiểu k6 + Chọn kiểu lắp của nối trục với trục là H7/k6 , chọn đường kính phần trục lắp nối trục d= 18mm =>chọn loại then có kích thước bxh=6x6, t1=3,5mm; t2=2,8mm Kết cấu của trục I được vẽ trên hình 2 ăKiểm nghiệm độ bền của then Độ bền dập ct 9.1 Độ bền cắt ct 9.2 Theo bảng 9.5 ta tra được [sd] =150 (Mpa) và [tc] =60-:- 90 (Mpa) . Vậy mối ghép then đều thoả mãn độ bền đập và độ bền cắt . Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục II ( Hình 3) ă Tính các phản lực Ryj và RxJ ãChiếu các lực lên phương oy : Giải hệ này ta được Ry22 = 984,6 (N), Ry21 = 1578,4 (N) Viết phương trình mômen uốn Muy cho trục II: +Đoạn AB (0ÊzÊ47) : My1= Fa2.dw2/2+Fr2.z=13086,36 + 273.z +Đoạn BC (47ÊzÊ215,5) : My2 = Fa2.dw2/2+ Fr2.z -Ry21(z-47) =13086 + 273.z - 1578,4(z-47) +Đoạn CD (215,5ÊzÊ384) : My3= Fa2.dw2/2+ Fr2.z -Ry21(z-47)+Fr3(z-215,5) + Fa3.dw3/2 =41211+ 273.z - 1578,4(z-47)+ Fr3(z-215,5) ã Chiếu các lực lên phương ox: Giải hệ này ta được Rx22 = 534(N), Rx21 = 337 (N) Viết phương trình mômen Mux cho trục II: +Đoạn AB (0ÊzÊ47) : Mx1= Ft2.z = 681.z +Đoạn BC (47ÊzÊ215,5) : Mx2 =Ft2.z-Rx21(z-47)=681.z-337(z-47) +Đoạn CD (215,5ÊzÊ384) : My3= Ft2.z-Rx21(z-47)-Ft3(z-215,5) =681.z-337(z-47)-878(z-215,5) Mômen xoắn trên trục Mx= 39511(Nmm) Từ đó ta vẽ được biểu đồ mômen Muy ,Mux , Mx cho trục II ( Hình 3) ă Mômen uốn ở những thiết diện nguy hiểm trên trục II được xác định trên biểu đồ mô men Mux ,Muy +Tại thiết diện B: MuB== =41184(Nmm) +Tại thiết diện C: MuC== =208540(Nmm) Mômen tương đương tại B và C: + MtđB= == 53544(Nmm) + MtđC= == 211329(Nmm) ăTính đường kính trục tại các thiết diện B và C theo công thức: dj³ với [s] là ứng suất cho phép của thép để chế tạo trục ,chọn thép chế tạo trục là Thép 45 có sb=600Mpa =>[s]= 63 MPa + dB ³ ==20,4 mm + dC ³ ==32,3 mm +Tại thiết diện B là ngõng trục do vậy ta chọn đường kính trục là dB=25mm. + Tại thiết diện C là phần trục lắp bánh răng do vậy chọn đường kính trục là 34mm theo tiêu chuẩn . ă Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Kết cấu trục thiết kế đợc phải thoả mãn điều kiện: Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5...2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5... 3. ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trờng hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức : trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Vật liệu là thép 45 nên s-1= 0,436sb=0,436.600=262MPa t-1ằ 0,58s-1 = 0,58.262 = 152MPa sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. Xác định các thành phần trong công thức: * Xét tại tiết diện B: Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng ,do đó sa tính theo ct 10.22 sm = 0, sa=smax= Mu/W = 41184/1534= 26,9 MPa. (W=p.d3/32) Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó tm1 , ta tính theo ct 10.23 tm1 = ta = T/2Wo =39511/2.3068= 6,4 Mpa. ys, yt là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra theo bảng 10.7 được ys=0,05; yt=0 Phương pháp 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 , hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx = 1,06 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1 Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn là k6 sb = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm d=25mm ta tra được tỉ số Ks/es = 2,06 Kt/et = 1,64 Xác đìng các hệ số Ksd và Ktd theo ct 10.25 và ct 10.26 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss theo ct 10.20 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo ct 10.21 Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Trục tại tiết diện B thoả mãn về độ bền mỏi. * Xét tại tiết diện C:(d=34mm) sm = 0, sa=smax= Mu/W = 208540/3859= 54 MPa. tm1 = ta = T/2Wo =39511/2.7718= 2,6 MPa. Phương pháp 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 , hệ số tập trung ứng suất do trạng tháI bề mặt Kx = 1,06 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1 Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn là k6 sb = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm d=34mm ta tra được tỉ số Ks/es = 2,06 Kt/et = 1,64 Xác đìng các hệ số Ksd và Ktd theo ct 10.25 và ct 10.26 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss theo ct 10.20 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo ct 10.21 Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Trục tại II tiết diện C thoả mãn về độ bền mỏi. ăĐịnh kết cấu trục II: Trục II là trục chế tạo trục vít: + Để kết cấu trục thoả mãn các yêu cầu về công nghệ ta chọn đường kính trục: đường kính trục tại phần chế tạo trục vít lấy dIIC=60mm; đường kính tại ngõng trục dIIB=50 mm, đường kính tại phần lắp bánh răng là dIIA=40mm + Các ổ lăn trên trục lắp theo kiểu k6 + Chọn kiểu lắp bánh răng với trục là H7/k6 , dIIA = 40mm =>chọn loại then có kích thước bxh=12x8, t1=5mm; t2=3,3mm Kết cấu của trục được vẽ trên hình 3 ăKiểm nghiệm độ bền của then Độ bền dập ct 9.1 Độ bền cắt ct 9.2 Theo bảng 9.5 ta tra được [sd] =150 (Mpa) và [tc] =60-:- 90 (Mpa) . Vậy mối ghép then thoả mãn độ bền đập và độ bền cắt . Sơ đồ đặt lực, biểu đồ mômen và kết cấu của trục III ( Hình 4) ă Tính các phản lực Ryj và RxJ ãChiếu các lực lên phương oy : Giải hệ này ta được Ry32 = 12163 (N), Ry31 = 2261 (N) Viết phương trình mômen uốn Muy cho trục III: +Đoạn AB (0ÊzÊ80,5) : My1= Ry31.z=-2261.z +Đoạn BC (80,5ÊzÊ161) : My2 = -Fa4.dw4/2- Ry31.z -Fr4.(z-80,5) =-140480 - 2261.z - 2290(z-80,5) +Đoạn CD (161ÊzÊ251,5) : My3=-Fa4.dw4/2- Ry31.z -Fr4.(z-80,5) Fr2.z +Ry32(z-161) ==-140480 - 2261.z - 2290(z-80,5)+12163(z-161) ã Chiếu các lực lên phương ox: Giải hệ này ta được Rx32 = 7222(N), Rx31 = 1654(N) Viết phương trình mômen Mux cho trục III: +Đoạn AB (0ÊzÊ80,5) : Mx1= Rx31.z = 1654.z +Đoạn BC (80,5ÊzÊ161) : Mx2 =Rx31.z-Ft4(z-80,5)=1654.z-6255(z-80,5) +Đoạn CD (161ÊzÊ251,5) : My3= Rx31.z-Ft4(z-80,5)-Rx32(z-161) = 1654.z-6255(z-80,5)+7222(z-161) Mômen xoắn trên trục III Mx= 1000732(Nmm) Từ đó ta vẽ được biểu đồ mômen Muy ,Mux , Mx cho trục III ( Hình 4) ă Mômen uốn ở những thiết diện nguy hiểm trên trục III được xác định trên biểu đồ mô men Mux ,Muy +Tại thiết diện B:MuB===348896(Nmm) +Tại thiết diện C:MuC===728400(Nmm) Mômen tương đương tại B và C: + MtđB= == 934252(Nmm) + MtđC= == 1132106(Nmm) ăTính đường kính trục tại các thiết diện B và C theo công thức: dj³ với [s] là ứng suất cho phép của thép để chế tạo trục ,chọn thép chế tạo trục là Thép 45 có sb=600Mpa =>[s]= 63 MPa + dB ³ == 57,16 mm + dC ³ == 60,95 mm +Tại thiết diện C là ngõng trục do vậy ta chọn đường kính trục là dB=65mm. + Tại thiết diện B là phần trục lắp bánh vít do vậy chọn đường kính trục là 70 mm theo tiêu chuẩn . ă Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: Kết cấu trục thiết kế được phải thoả mãn điều kiện: Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, [s] = 1,5...2,5 khi cần tăng độ cứng thì [s] = 2,5... 3. ss , st - hệ số an toàn chỉ xét riêng cho trờng hợp ứng suất pháp hoặc ứng suất tiếp, được tính theo công thức : trong đó : s-1, t-1: giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Vật liệu là thép 45 nên s-1= 0,436sb=0,436.600=262MPa t-1ằ 0,58s-1 = 0,58.262 = 152MPa sa, ta, sm, tm là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện xét. Xác định các thành phần trong công thức: * Xét tại tiết diện B: Các trục của hộp giảm tốc đều quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng ,do đó sa tính theo ct 10.22 sm = 0, sa=smax= MuB/W = 348896/29489= 11,8 MPa. (W tính theo công thức bảng 10.6) Vì trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó tm1 , ta tính theo ct 10.23 tm1 = ta = T/2Wo =1000732/2.63163= 7,9 Mpa. ys, yt là hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra theo bảng 10.7 được ys=0,05; yt=0 Phương pháp 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 , hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Kx = 1,06 Không dùng các phương 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 ứng với vật liệu sb = 600 MPa là Ks = 1,76 và Kt = 1,54. Từ bảng 10.10 với d = 70 mm, es = 0,76 et= 0,73 xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên tiết diện này Ks/es= 1,76/0,76 = 2,32 Kt/et= 1,54/0,73 = 2,11 Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn là k6 sb = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm d=70mm ta tra được tỉ số Ks/es = 2,52 Kt/et = 2,03 Xác định các hệ số Ksd và Ktd theo ct 10.25 và ct 10.26 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss theo ct 10.20 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo ct 10.21 Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Trục tại tiết diện B thoả mãn về độ bền mỏi. * Xét tại tiết diện C:(d=65mm) sm = 0, sa=smax= MuC/W = 728400/26961= 27 MPa. tm1 = ta = T/2Wo =1000732/2.53922= 0,93 MPa. Phương pháp 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 , hệ số tập trung ứng suất do trạng tháI bề mặt Kx = 1,06 Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt do đó hệ số tăng bền Ky =1 Tra bảng 10.11 ứng với kiểu lắp đã chọn là k6 sb = 600Mpa và đường kính tiết diện nguy hiểm d=65mm ta tra được tỉ số Ks/es = 2,32 Kt/et = 2,11 Xác đìng các hệ số Ksd và Ktd theo ct 10.25 và ct 10.26 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp ss theo ct 10.20 Hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp st theo ct 10.21 Hệ số an toàn s theo ct 10.19 Trục tại tiết diện C thoả mãn về độ bền mỏi. ăĐịnh kết cấu trục III: