Thiết kế hộp giảm tốc bánh trụ răng nghiêng có kèm bản vẽ. Kỹ thuật cơ khí –trụ cột của mọi nền kinh tế .Kỹ thuật cơ khí bao trùm một lĩnh vực lớn ,ứng dụng các nguyên lý cơ bản về toán học,vật lý để tạo ra các máy móc và thiết bị hoặc các vật dụng hữu ích . Kỹ thuật cơ khí áp dụng các nguyên lý nhiệt động lực học ,định luật bảo toàn khối lượng ,năng lượng để phân tích các hệ vật lý tĩnh và động,phục vụ cho việc thiết kế ,chế tạo các sản phẩm trong mọi lĩnh vực như ô tô ,máy bay,tàu thủy ,các hệ thống gia nhiệt và làm lạnh ,đồ dùng gia đình ,máy móc và thiết bị sản xuất ,vũ khí,các hệ thống sản xuất hóa chất,dầu khí,xi măng,v,v.Có thể nói kỹ thuật cơ khí len lỏi vào mọi ngõ ngách của cuộc sống hiện đại .
ĐỊNH CÔNG SUẤT ĐỘNG CƠ VÀ TỈ SỐ TRUYỀN
CHỌN ĐỘNG CƠ
1.1.1 Chọn hiệu suất của hệ thống:
-Hiệu suất truyền động: ¿❑ kn ×❑ x ×❑ br1 ×❑ br2 ×❑ ol 4
Trong đó: kn =0,99 : hiệu suất khớp nối trục đàn hồi x = 0,97 : hiệu suất bộ truyền xích ống con lăn
br1 =br2 = 0,96: hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1,2 ol = 0,99 : hiệu suất ổ lăn
1.1.2 Tính công suất cần thiết:
1.1.3 Xác định số vòng quay sơ bộ của động cơ
-Số vòng quay trên trục công tác: n lv Evòng/phút
-Chọn số bộ tỉ số truyền của hệ thống: u sb =u h ×u x =9×2,5",5
Với: u h =9 :tỷ số truyền của hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp (8 ÷ 40) u x =2,5 :tỷ số truyền của bộ truyền xích (2 ÷ 5)
-Số vòng quay sơ bộ của động cơ: n sb =u sb ×n lv = 45 × 22,512 vòng/phút
-Động cơ điện có thông số cần thỏa mãn
-Tra bảng P1.3 tài liệu (*) chọn động cơ 4A132S6Y3:
Phân bố tỷ số truyền
-Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động u ch =n đc n lv 0
-Tra bảng 3.1 trang 43 tài liệu (*) ta chọn tỷ số truyền hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục: u h =9→u 1 =u 2 =3( u 1, u 2 là tỷ số truyền cấp nhanh, cấp chậm hộp giảm tốc) -Tỷ số truyền bộ truyền xích: u x =u ch u h !,33
Bảng đặc tính
1.3.1 Phân phối công suất trên các trục:
0,99×0,99=5,882kW 1.3.2 Tính số vòng quay trên các trục n dc =n I 0(vòng/phút) n II = n I u br1 0
3 20(vòng/phút) n III = n II u br2 20
1.3.3 Tính mômen xoắn trên các trục
Thông số Động cơ I II III Công tác
TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CÁC CHI TIẾT MÁY
THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN XÍCH
-Công suất trên đĩa xích nhỏ của bộ truyền xích chính là công suất trên trục III:
P 3 =5,207 (kW), với số vòng quay đĩa xích nhỏ n 36,67 (vòng/phút).Vì số vòng quay thấp, tải trọng va đập nhẹ nên ta chọn loại xích ống con lăn
-Theo bảng (5.4) tài liệu (*), với u = 2,37, ta chọn số răng đĩa xích nhỏ z 1% Do đó, số răng đĩa xích lớn: z 2 =u × z 1 =2,37×25Y,25⇒lấy z 2` (< z max0).
-Theo công thức (5.3) tài liệu (*), công suất tính toán:
K d = 5,207 ×1,56 × 1 × 1,875 1,7 =8,96 kW Trong đó: o P III =5,207 (kW) : công suất trục III o K z ¿ z 01 z 1 %
106.67=¿ 1,875 : hệ số vòng quay o Kd=7 :Xích 2 dãy ,hệ số phân bố không đều tải trọng o
K=K 0 × K a × K dc × K d × K c × K bt =1×1×1×1.2×1×1.3=1,56 (công thức (5.4) tài liệu (*))
Với: K o =1: đường kính tâm của xích làm với phương ngang 1 góc <
K dc =1: điều chỉnh bằng một trong các đĩa xích.
K d =1,2: tải trọng động va đập nhẹ.
K bt =1,3: môi trường có bụi, chất lượng bôi trơn II (đạt yêu cầu).
-Theo bảng (5.5) tài liệu (*) với n 01 0 (vòng/phút), ta chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích pc = 25,4 mm thỏa điều kiện bền mòn:
-Đồng thời theo bảng (5.3) tài liệu (*), bước xích pc = 25,4 ≤ p max
-Khoảng cách trục: (mm) a = (30 ÷ 50)pc@ × 25,4 = 1016 mm
-Theo công thức (5.12) tài liệu (*), số mắc xích:
2 +( 60−252π ) 2 × 101625,4=¿ 123,28 -Lấy số mắc xích chẵn x = 124, tính lại khoảng cách trục theo công thức (5.13): a=0,25× p c × [ X− Z 2 +Z 2 1 + √ ( X − Z 2 + 2 Z 1 ) 2 −2 × ( Z 2 − π Z 1 ) 2 ] ¿0,25×25,4× [ 124− 60+25 2 + √ ( 124− 60+ 2 25 ) 2 −2 × ( 60−25 π ) 2 ] 25,29 mm
-Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta giảm a một lượng bằng: Δ a =¿ (0,002÷0,004)a , được a = 1021 (mm).
-Số lần va đập của xích tính theo công thức (5.14) tài liệu (*): i=Z 1 ×n 1
2.1.3 Kiểm nghiệm xích về độ bền
-Theo (5.15) tài liệu (*), ta kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn: s= Q
Q = 56,7 (kW): tải trọng phá hỏng (tra bảng (5.2)).
K d =1,2(tải trọng va đập nhẹ, tải trọng mở máy bằng 150% tải trọng làm việc) q = 2,6 (kg/m): khối lượng 1 mét xích. v=n× z × p c
F v =q × v 2 =2,6×1,129 2 =3,314 (N) : lực căng do lực li tâm.
F 0 =9,81× K f × q × a=9,81×4×2,6×1,0214,17 (N) : lực căng do trọng trường. (Với k f =4khi bộ truyền nằm ngang nghiêng 1 góc < 4 0 0 )
-Theo bảng (5.10) với n 01 0 (vòng/phút) ⇒ [ s ]=8,2< s nên bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.
2.1.4 Xác định thông số đĩa xích
-Đường kính đĩa xích: theo công thức (5.17) tài liệu (*) và bảng 14.4b:
-Đường kính vòng chia: d 1 ¿ p c sin( 180 Z 1 )
-Đường kính vòng đỉnh: d a 1 =p c × ( 0,5+cot ( 180 Z 1 ) ¿ = 25,4 × ( 0.5+cot ( 180 25 ) ) ¿213,762mm d a 1 =p c × ( 0,5+cot ( 180 Z 1 ) ¿ = 25,4 × ( 0.5+cot ( 180 60 ) ) ¿497,361mm
-Đường kính vòng đáy răng: d f 1 =d 1 −2×r 2,66−2×8,16,46 mm d f 2 =d 2 −2×rH5,33−2×8,1F9,13 mm
-Với { r=0,5025× d 1 +0,05=0,5025×15,88+0,05=8,1 :b á n k í n h đá y d 1,88 :trab ả ng(5.2) -Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích theo công thức (5.18): σ H =0,47× √ K r × ( F t × K A × K d + d F vd ) × E ≤ [ σ H ]
-Trong đó : o F vd ×10 −7 × n 1 × p 3 × m×10 −7 ×106,67×25,4 3 ×2=4,545 (N): lực va đập trên 1 dãy xích. o k d =1,7: hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy(xích
2 dãy). o K d =1,2: hệ số tải trọng động, tra bảng (5.6). o k r =0,42:hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích (trang 87) o E=2E 1 E 2
E 1 +E 2 =2,1.10 5 (MPa): module đàn hồi. o A = 306 (mm 2 ): diện tích chiếu của bản lề (tra bảng (5.12)).
-Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ]`0 (Mpa), đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1. σ H 2 =0,47× √ 0,22× (4612 × 1,2+ 306 ×1 4,545 ) × 2,1 ×10 5 ¿ 429,81 Mpa
F vd ×10 −7 × n 2 × p 3 × m×10 −7 ×106.67×25,4 3 ×1=4,545(N): lực va đập trên
1 dãy xích. k d =1: hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy.
K d =1,2: hệ số tải trọng động, tra bảng (5.6). k r =0,22:hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích (trang 87)
A = 306 (mm 2 ): diện tích chiếu của bản lề (tra bảng (5.12)).
-Như vậy dùng thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB170 sẽ đạt được ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ]`0 (MPa), đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 2.
2.1.5 Xác định lực tác dụng lên trục
F r =k x × F t =1.15×4612S03.8N -Với k x =1,15khi bộ truyền nghiêng 1 góc < 4 0 0 : hệ số trọng lượng xích.
2.1.6 Bảng đặc tính bộ truyền xích
Thông số Kí hiệu Công thức tính đĩa xích
Bánh dẫn (1) Bánh bị dẫn (2)
Số răng đĩa xích z 25 răng 60 răng Đường kính vòng chia d 202,66 mm 485,33 mm Đường kính vòng đỉnh da 213,762 mm 497,361 mm Đường kính vòng đáy df 186,46 mm 469,13 mm Đường kính vành đĩa dv 207,762 mm 491,361 mm Đường kính con lăn d1 15,88 mm
Thiết kế bộ truyền bánh răng
- Thời gian phục vụ: L = 3 năm.
- Quay 1 chiều, tải va đập nhẹ, 180 ngày/năm, 1 ca/ngày, 8 tiếng/ca.
- Cặp bánh răng cấp nhanh (bánh răng trụ răng nghiêng):
-Số vòng quay trục dẫn: n 10 (vòng/phút).
-Momen xoắn T trên trục dẫn: T 1W349(Nmm).
-Cặp bánh răng cấp chậm (bánh răng trụ răng nghiêng):
-Số vòng quay trục dẫn: n 220 (vòng/phút)
-Momen xoắn T trên trục dẫn: T 23514 (Nmm).
2.2.1 Cặp bánh răng trụ răng nghiêng cấp chậm
-Do bộ truyền có tải trọng trung bình, không có yêu cầu gì đặc biệt Theo bảng (6.1) tài liệu (*) ta chọn vật liệu cặp bánh răng như sau:
Bánh chủ động:{ Độr ắ n HB 245 t hé p 45 X t ô i c ả i t h iệ n σ b1 0(MPa) σ ch 1 X0(MPa)
Bánh bị động: { Độr ắ n HB 230 t hé p 45 X t ô i c ả i t h iệ n σ b 2 u0(MPa) σ ch2 E0(MPa)
2.2.1.2 Xác định ứng suất cho phép
-Số chu kì làm việc cơ sở (xác định theo bảng (6.2)):
-Số chu kì làm việc tương đương, xác định theo sơ đồ tải trọng: o N HE 1`c ∑( T i
T max ) m F n i t i ¿ 60 × 1 × ( ( T T ) 6 × 39+31 39 + ( 0,8T T ) 6 × 39+ 31 31 ) × 320 × 4320 ¿5,584×10 7 (chu kì) o N FE 2¿N FE 1 u =5,584.10 6
-Ta thấy: { N N HE HE 1 2 >> N N H H 01 02 và { N N FE FE 1 2 >> N N F01 F02
-Suy ra: K HL1=K HL2 =K FL1 =K FL2 =1
-Theo bảng (6.2) tài liệu (*) với thép 45, tôi cải thiện:
-Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ 0 Hlim ; S H =1,1 o Bánh chủ động: σ 0 H lim 1 =2,245+70V0 (MPa) o Bánh bị động: σ 0 H lim 2 =2,230+70S0(MPa)
-Giới hạn mỏi uốn: σ 0 HB Flim o Bánh chủ động: σ 0 Flim 1 =1,8.245D1 (MPa) o Bánh bị động: σ 0 Flim 2 =1,8.230A4 (MPa)
-Ứng suất tiếp xúc cho phép:
-Tính toán sơ bộ: [ σ H ]=σ 0 K HL
S H Hlim với S H =1,1 (thép 45 tôi cải thiện) nên: o [ σ H1] ¿ σ 0 H lim 1
2 I5,45 (MPa) -Ứng suất uốn cho phép:
-Với K FL =1 (do quay 1 chiều), S F =1,75- tra bảng 6.2 tài liệu (*) o [ σ F1 ] ¿ σ 0 Flim1 S K FC
K FL ¿414,1 1,75 1#6,6(MPa) Ứng suất quá tải cho phép
2.2.1.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục
-Theo công thức (6.15a) tài liệu (*), ta có: a w =K a ( u 1+1)√ 3 ψ ba T [ II σ K H Hβ ] 2 u 1 = ¿ 43 × ( 3+1) × √ 3 0,4 163514 × 495,45 × 1,08 × 3 ¿ 145,03 (mm)
-Với: o K a C:hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5 tài liệu (*)) o T II 3514 (Nmm): momen xoắn trên trục bánh chủ động. o ψ ba =0,4; ψ bd =0,53ψ ba ¿. o K Hβ =1,08: trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Với ψ bd =0,85 tra bảng (6.7) tài liệu (*).
2.2.1.4 Xác định các thông số ăn khớp m n = (0,01÷0,02) a w = 1,6÷3,2 ⇒ Chọn m n =2,5 ( công thức 6.8).
-Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β=1 0 0
-Theo công thức 6.31: z 1 =2a w Cosβ m(u+1) =2.160.cos(10 0 )
2.2.1.5 Kiểm nghiệng răng về độ bền tiếp xúc
-Theo công thức (6.33) tài liệu (*), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: σ H =Z M Z H Z ε √ 2T II K H ¿ ¿ ¿
Z M '4¿: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng (6.5) tài liệu (*)).
Z H ¿√ 2 cos sin ¿ ¿ ¿ β b ¿ 1,72: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (công thức (6.34)).
Cos(14,36 0 ) ¿ ,6 0 ( a t : góc profin răng, a tw : góc ăn khớp) o tanβ b =C o s(a t )Tan(β)⇒β b =arctan(¿C o s(20,6 0 )Tan(14,36 0 )),48 0 ¿
Z ε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, dược xác định: o Hệ số trùng khớp dọc: ε β =b w1 sinβ πm =a w ψ ba sinβ πm 0.0,4 sin 13,739 0
2,5.π =¿2,06>1 o Hệ số trùng khớp ngang: ε α =[1,88-3,2(1 z 1 + 1 z 2 )]Cosβ=[1,88-3,2( 1
93)]cos(14,36 0 )=1,69 o Theo công thức (6.36c), được: Z ε ¿√ ε 1 α = √ 1,69 1 =¿ 0,77
K H : hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc Theo công thức (6.39) tài liêu (*) ta được: K H =K Hα K Hβ K Hv o K Hβ =1,11: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. o Theo công thức (6.40) tài liệu (*), vận tốc vòng bánh chủ động: v=π d w 1 n 1
60000 =¿ 1,34 (m/s) Trong đó đương kính vòng lăn bánh chủ động: d w 1 ¿ 2 a w 1 u+1=2.160
3+1 =¿ 80 (mm). o Với v=1.34> N N F01 F02
-Suy ra: K HL1=K HL2 =K FL1 =K FL2 =1
-Theo bảng (6.2) tài liệu (*) với thép 45, tôi cải thiện:
Giới hạn mỏi tiếp xúc: σ 0 Hlim ; S H =1,1 o Bánh chủ động: σ 0 H lim 1 =2.245+70V0 (MPa) o Bánh bị động: σ 0 H lim 2 =2.230+70S0 (MPa)
Giới hạn mỏi uốn: σ 0 HB Flim o Bánh chủ động: σ 0 Flim 1 =1,8.245D1 (MPa) o Bánh bị động: σ 0 Flim 2 =1,8.230A4 (MPa)
Ứng suất tiếp xúc cho phép:
- Tính toán sơ bộ: [ σ H ]=σ 0 K HL
S H Hlim với S H =1,1 (thép 45 tôi cải thiện) nên: o [ σ H1 ]=σ 0 H lim 1 K HL1
2 I5,45 (MPa) -Ứng suất uốn cho phép:
-Với K FL =1 (do quay 1 chiều), S F =1,75- tra bảng 6.2 tài liệu (*) o [σ F1 ]=σ 0 Flim 1 K FC
Ứng suất quá tải cho phép
2.2.2.3 Xác định sơ bộ khoảng cách trục:
-Vì đây là hộp giảm tốc 2 cấp động trục nên a w1=a w2 0
-Trị số ψ ba đối với bánh răng cấp nhanh nhỏ hơn 20….30 % so với cấp chậm nên ψ ba =(0,7 0,8) 0,4 =0,2 -Nên ψ ba =0,2c họ n ψ bd =0,42
-Với: o K a C:hệ số phụ thuộc vào vật liệu cặp bánh răng và loại răng (bảng 6.5 tài liệu (*)) o T II 3514 (Nmm): momen xoắn trên trục bánh chủ động. o K Hβ =1,02: trị số phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng Với ψ bd =0,42 tra bảng (6.7) tài liệu (*).
2.2.2.4 Xác định các thông số ăn khớp
-Chọn sơ bộ góc nghiêng răng β,36 0
2.2.2.5 Kiểm nghiệng răng về độ bền tiếp xúc
-Theo công thức (6.33) tài liệu (*), ứng suất tiếp xúc trên mặt răng làm việc: σ H =Z M Z H Z ε √ 2T II K H ¿ ¿ ¿
+ Z M '4¿: hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp (bảng (6.5) tài liệu (*)).
+Z H =1,72: hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc (công thức (6.34)).
( a t : góc profin răng, a tw : góc ăn khớp) o tanβ b =C o s(a t )Tan(β) o ⇒β b ,48 0
(góc nghiêng răng) + Z ε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, dược xác định: o Hệ số trùng khớp dọc: ε β =b w1 sinβ πm =a w ψ ba sinβ πm 0.0,2sin 14,36 0
2,5.π =¿ 1,01>1 o Hệ số trùng khớp ngang: ε α =[ 1,88-3,2 ( z 1 1 + z 1 2 ) ] Cosβ= [ 1,88-3,2 ( 31 1 + 93 1 ) ] cos ( 14,36 0 ) =1,69 o Theo công thức (6.36c), được: Z ε ¿√ ε 1 α = √ 1,69 1 =¿ 0,77
+ K H : hệ số tải trọng khi tính tiếp xúc Theo công thức (6.39) tài liêu (*) ta được: K H =K Hα K Hβ K Hv o K Hβ =1,02: hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. o Theo công thức (6.40) tài liệu (*), vận tốc vòng bánh chủ động: v=π d w 1 n 1
60000 =¿ 4,02(m/s) Trong đó đương kính vòng lăn bánh chủ động: d w 1 ¿2a w 1 u+1=2.160
3+1 =¿ 80(mm). o Với 2.5m/s¿√ 3 0,1 M [ 23 td σ ] =¿ 35,56(mm); d 22>30,94(mm).
-Theo tiêu chuẩn về kết cấu, có bậc trục, ta chọn mỗi bậc trục cách nhau 5mm: d 21 d 22 d 23 d 24
-Phân tích phản lực tại các gối đỡ:
2 =¿ 125584,8(Nmm) o Lực do bộ truyền xích: F x =F x y
-Tổng lực:{ ∑ F ∑ F y =0 x =0 ⇔− ⇔− R Ey R − Ex R −R Fy − Fx F + r F 4 − t4 =0 F x =0
-Giải 2 hệ được: { R R Ey Ex 43,92( 24,09( N N ) )
{ R R Fy Fx =−8113,97(N 43,93 ( N )) ; R Fy ngược chiều đã chọn -Đường kính các đoạn trục:
-Theo bảng (10.5) tài liệu (*) với d 1@ (mm) ⇒ [ σ ] P (MPa) o M 31 td =√ M X /31
-Theo tiêu chuẩn về kết cấu, có bậc trục, ta chọn mỗi bậc trục cách nhau 5mm: d 31 d 32 d 33 d 34
2.3.5 Chọn và kiểm nghiệm then
-Chọn vật liệu then bằng là thép 45 có :
-Ứng suất cắt cho phép [ττ C ] = 40…60 Mpa do va đập nhẹ ứng suất bị giảm đi 1/3 lần ,chọn [ττ C ] = 60 MPa
-Ứng suất dập cho phép [τσ d ] = 100 MPa do va đập nhẹ
-Dựa theo bảng 9.1a tài liệu [1], chọn kích thước then b × h theo tiết diện lớn nhất của trục.
-Chọn chiều dài l t của then theo tiêu chuẩn, nhỏ hơn chiều dài mayo lt =(0,8-0,9)lm
-Kiểm nghiệm then theo độ bền dập và độ bền cắt then bằng σ d = 2T d l t ( h− t l ) ≤ [ σ d ] τ c = 2T d l t b ≤ [ τ c ]
- l lv =l t −b : chiều dài làm việc của then bằng 2 đầu tròn
-Khi thiết kế thường dựa vào đường kính trục để chọn kích thước và tiết diện then:
-Như vậy các mặt cắt trên đều thỏa điều kiện bền dập và cắt, nhưng đối với trục III ta chọn then bằng hai đầu bằng.
2.3.6.Tính kiểm nghiệm độ bền trục
-Kết cấu trục vừa thiết kế trên đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: s= s σj × s τj
+[τs] hệ số an toàn cho phép Thông thường [τs] = 1.5 ÷ 2.5 (khi tăng độ cứng: [τs] = 2.5 ÷ 3, như vậy không cần kiểm nghiệm về độ cứng trục).
+ s σj , s τj hệ số an toan toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp, ứng suất tiếp tại tiết diện j. s σj = σ −1
K τdj τ aj +ψ τ τ mj (3) + σ −1 , ❑ τ −1 : giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng của vật liệu tính theo công thức: σ −1 =0.436σ b =0.436×600&1.6(MPa) τ −1 =0.58σ −1 =0.58×261.61.73(MPa) σ b `0(MPa) : giới hạn bền của vật liệu với thép 45 thường hóa
σ aj , σ mj , τ aj , τ mj : Ứng suất uốn và xoắn σ aj =σ max j −σ min j
2 (5) -Do tất cả các trục của hộp giảm tốc đều quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng σ mj =0;σ aj =σ max j =M j
-Do trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động τ m j =τ aj =τ max j
2W 0 j (8) -Với W0 là moment cản xoắn, T là moment xoắn.
2d j (10) -Với : W j và W oj là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục. + ψ σ =0,05 ;ψ τ =0 : hệ số xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, Bảng 10.7 Tài liệu [τ1]
+Hệ số K x và K y tra theo bảng 10.8 và 10.9 tài liệu [τ1]
Các trục được gia công trên máy tiện, tai các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt
Ra =2,5 ÷0,63 μmm , do đó theo bảng 10.8, hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt gây Kx = 1,06
Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó hệ số tăng bền Ky=1 + ε σ và ε τ – hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, trị số cho trong bảng 10.10 tài liệu [τ1]
+ K σ và K τ – hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất Tra theo các bảng 10.11; 10.12 và 10.13 tài liệu [τ1]
-Từ công thức (7)(9)(10) ta có Bảng 1:
Tiết diện Đườn g kính trục b x h t1 W W0 M T
-Từ công thức (4)(5)(6)(8) ta có Bảng 2:
Tiết diện σ aj σ mj τ aj = τ mj
Bảng 3: bảng chỉ số của ε σ và ε τ đối với tiết diện trục có rãnh then: ε σ 11 ε σ13 ε σ 22 ε σ 23 ε σ 32 ε σ 34
Bảng 4: bảng chỉ số K σ và K τ đối với trục có rãnh then cắt bằng dao phay:
-Theo công thức (11)(12), ta có Bảng 5:
Tiết diện Đường kính trục
Rãnh then Lắp căng Rãnh then Lắp căng
-Từ công thức (1)(2)(3) ta có Bảng 6: bảng hệ số an toàn.
-Theo bảng 10.1 1tài liệu [τ1], ứng với kiểu lắp đã chọn, σ b 600MPa và đường kính của tiết diện nguy hiểm ta tra được các tỉ số K σ /ε σ và K τ /ε τ do lắp căng tại tiết diện này
Trên cơ sở đó dùng giá trị lớn hơn trong 2 giá trị
K σ /ε σ để tính K σd và giá trị lớn hơn trong 2 giá trị K τ /ε τ để tính K τd
Tiết diện Đường kính trục s σ s τ s
-Các hệ số an toàn tính được thỏa điều kiện s ≥[s] với [τs] = 2 ([τs] = 1,5÷2,5) Như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục.
-Để đề phòng trục bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột, ta cần phải kiểm nghiệm trục theo điều kiện bền tĩnh:
-Công thức thực nghiệm có dạng : σ td =√ σ 2 +3 τ 2 ≤ [ σ ]
Mmax và Tmax – moment uốn lớn nhất và moment xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm lúc quá tải. σ ch - giới hạn chảy của vật liệu trục MPa.(tr 92 tài liệu [τ1])
Tiết diện Đường kính trục
-Kết quả cho thấy rằng cả 3 trục đều thỏa mãn hệ số an toàn về điệu kiện bền mỏi và 3 trục đều thỏa điều kiện bền tĩnh.
Tính toán nối trục
-Đường kính trục động cơ : dđc = 38mm.
⟹ Ta chọn nối trục vòng đàn hồi
-Kích thước vòng đàn hồi:
-Kiểm nghiệm sức bền dập của vòng đàn hồi: σ d = 2kT
-Kiểm nghiệm sức bền chốt: σ u = kT l 0
2 A,5(mm), k =1,5: hệ số chế độ làm việc.
-Vậy vòng đàn hồi và chốt thỏa điều kiện bền.
Tính toán ổ lăn
-Tải trọng tác dụng lên các ổ:
-Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ A:
-Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B:
1037,4=¿0.35>0.3 -Do đó ta chọn ổ bi đỡ -chặn, chọn cỡ nhẹ:
Kí hiệu ổ d (mm) D (mm) B (mm) C (kN) C0 (kN)
= 367,05 16,6×1 0 3 =¿ 0,022theo bảng 11.4 với α 0 ta chọn e=0.34 -Chọn hệ số X, Y:
+Chọn V=1 ứng với vòng trong quay.
+Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm FR gây ra:
+Tổng lực dọc trục tác động lên các ổ:
Q B =( XV F r +Y F a ) K t K d =(0.45×1×1037,4+1,62×367,05)×1×1,273,74(N) -Với: K t =1 : hệ số ảnh hưởng của nhiệt độ.
K d =1,2 : hệ số kể đến đặc tính tải trọng Trang bảng 11.3 tài liệu [τ1] với tải trọng va đập nhẹ.
-Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ B. -Thời gian làm việc:
1 0 6 ¿248,83 (triệu vòng) -Khả năng tải động tính toán:
C t =Q B m √ L= 1273,74 × √ 3 248,8311,53(N)= 8,01KN -Vì C t