Đồ án tính toán thiết kế hệ thống dẫn động băng tải

CHƯƠNG I : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG 1.1).Chọn động cơ. 1.1.aTính công suất cần thiết. Chọn động cơ điện là công việc đầu tiên của qúa trình tính toán, thiết kế máy. Nó có ảnh hưởng lớn đến việc lựa chọn và thiết kế hộp giảm tốc cũng như các bộ truyền ngoài hộp. Để chọn được động cơ phải dựa trên các đặc tính và phạm vi sử dụng của chúng cùng với yêu cầu thiết kế từ đó lựa chọn động cơ động cơ phù hợp và kinh tế nhất. Muốn vậy ta phải tính được công suất cần thiết của động cơ. Công suất cần thiết của động cơ được xác định theo công thức (2.8): Trong đó: Pct (kW) là công suất cần thiết trên trục động cơ . Pt (kW) là công suất tính toán trên trục máy công tác. là hiệu suất truyền động. Để xác định được công suất Pct cần xác định được công suất tính toán Pt. Công suất tính toán được xác định dựa vào chế độ làm việc của hệ thống dẫn động và tính chất của tải trọng. Theo yêu cầu thiết kế, hệ thống dẫn động băng tải được tính toán trong điều kiện làm việc lâu dài và tải trọng tác dụng thay đổi theo chu kỳ. Do đó ta coi động cơ làm việc với công suất tương đương không đổi (thay thế cho quá trình làm việc của động cơ lúc quá tải, lúc non tải) được tính theo công thức (2.13) Pt = Ptd với Trong đó: Ptd (kW) là công suất tương đương của động cơ. P1 (kW) là công suất lớn nhất trong công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác. Pi (kW) là công suất tác dụng lâu dài trong thời gian (ti) . Theo biểu đồ tải trọng ta thấy thời gian mở máy là rất nhỏ (3s) do đó không coi là công suất tác dụng lâu dài trên trục máy công tác, nên ta có: =>

Xác định công suất, momen và số vòng quay trên các trục

Dựa trên sơ đồ thiết kế và công suất cần thiết Pct của động cơ ta tính được công suất, momen, và số vòng quay trên các trục của hệ thống dẫn động như sau:

Công suất trên trục động cơ là công suất cần thiết:

1 )35(v/p) Công suất trên trục: P1 = Pct k.ol =7,5.1.0,99 = 7,425(kW) Momen xoắn trên trục: T 1 =9 , 55 10

Công suất trên trục: P2 = P1 br1.ol = 7,425.0,97.0,99 7,13(kW)

Công suất trên trục: P3 = P2 br2.ol = 7,13.0,97.0,99

2,45 r,9(v/p) Công suất trên trục: Plv = P3 x.ol =6,84.0,93.0,99 =6,3(kW) Momen xoắn trên trục: T lv =9 , 55 10

Từ kết quả tính toán ở trên ta có bảng thông số sau:

T.số Động cơ 1 2 3 Công tác u(lần) 1 4,5 3,5 2,45

Chương 2 Thiết kế các bộ truyền.

Theo yêu cầu thiết kế và tính toán động cơ ở trên thì đây là hộp giảm tốc bánh răng hai cấp công suất trung bình Do cặp bánh răng cấp nhanh chịu tải nhỏ hơn cặp bánh răng cấp chậm, nên ta phải chọn vật liệu chế tạo bánh răng cấp nhanh có cơ tính kém hơn vật liệu cặp bánh răng cấp chậm, để tránh lãng phí.Tuy nhiên, do chỉ sản xuất loạt nhỏ, để đơn giản cho việc cung cấp vật liệu chế tạo, cũng như công nghệ chế tạo bánh răng ta có thể chọn chung loại vật liệu cho cả hai cấp như nhau.

Theo yêu cầu thiết kế với vận tốc băng tải v = 1,25(m/s) và tải F`00(N) ta chọn vật liệu thong thường (nhóm I) có độ rắn HB  350 Bánh răng được thường hoá hoặc tôi cải thiện

Theo bảng 6.1(Tr 92,TTTKHTDĐCK-T1) ta chọn được loại vật liệu cho cả bánh dẫnvà bánh bị dẫn như sau:

Thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 241 … 285 Giới hạn bền: b = 850(MPa)

Giới hạn chảy: ch = 580(MPa)

2.2–Xác định các loại ứng suất cho phép.(sơ bộ) Đây là hộp giảm tốc bánh răng trụ răng thẳng và răng nghiêng làm việc trong điều kiện che kín đủ dầu bôi trơn, do đó dạng hỏng chủ yếu là tróc rỗ bề mặt răng Đó là các phá hỏng mỏi do tác dụng dài hạn của ứng suất tiếp xúc thay đổi có chu kỳ gây ra Ngoài ra, răng có thể bị biến dạng dư gẫy dòn lớp bề mặt hoặc phá huỷ tĩnh ở chân răng do quá tải Do vậy ta xác định ứng suất cho phép và kiểm nghiệm nó. ứng suất tiếp xúc cho phép  H  được xác định theo công thức (6.1): Trong đó:

- ZR – Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.

- Zv – Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng.

- KxH – Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.

-  o Hlim – ứng suất tiếp xúc cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở

- SH – Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc

- KHL – Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời gian phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền.

Với bước tính sơ bộ lấy ZR.Zv.KxH = 1

Hệ số KHL được xác định theo công thức (6.3):

- mH – Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc, với độ rắn mặt răng HB  350 ta có mH=6

- NHO – Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc.

- NHE – Số chu kì thay đổi ứng suất tương đương. ứng với trường hợp tải trọng thay đổi theo chu kì

NHE được tính theo công thức (6.7) :

- Ti , ni , ti : lần lượt là momen xoắn số vòng quay và số giờ làm việc ở chế độ i của bánh răng đang xét.

- Tmax : momen xoắn lớn nhất.

- c : số lần ăn khớp trong một vòng quay(c=1) Với vật liệu đã chọn thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn (HB 241 … 285)

Theo bảng 6.2 (TR.94,TTTKHTDĐCK-T1) ta có:

Do bánh răng dẫn quay nhanh, nên số chu kì chịu tải lớn dẫn đến mòn nhanh, theo thuyết sức bền đều ta nhiệt luyện bánh dẫn có độ rắn lớn hơn bánh bị dẫn.

Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1&5 ,độ rắn bánh lớn HB2%5 ứng suất tiếp xúc cho phép.

Số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở.

Do cơ tính vật liệu bánh dẫn tốt hơn vật liệu bánh bị dẫn => NHE1 > NHE2

Vậy ta chỉ cần xác định NHE2 :

Ta có: t h = 2.8.300.73600h ( là thời gian làm việc của động cơ trong 7 năm) n 2 là vận tốc quay trục 2

Do đường cong mỏi từ sau số chu kì thay đổi ứng suất NHO có dạng gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi tiếp xúc không thay đổi.Vì vậy ta lấy NHE=NHO để tính, do đó KHL=1.

=> KHL= KHL1= KHL2=1 Thay các giá trị KHL,ZR.Zv.Kx vào công thức tính ứng suất tiếp xúc cho phép ta có: Cấp chậm sử dụng cặp bánh răng trụ răng thẳng do đó ứng suất tiếp xúc cho phép là:

Hn = H2 = 527,27(MPa) Cấp nhanh sử dụng cặp bánh răng trụ răng nghiêng do đó ứng suất tiếp xúc cho phép là:

Hc =(H1 +H2)/2= (545,45+527,27)/2S6,36(MPa) NFE1 > NFE2

Vậy ta chỉ cần xác định NFE2 :

Ta có: t h = 2.8.300.73600h ( là thời gian làm việc của động cơ trong 7 năm)

Do đường cong mỏi từ sau số chu kì thay đổi ứng suất NFO có dạng gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành tức là trên khoảng này giới hạn mỏi uốn không thay đổi.Vì vậy ta lấy

NFE=NFO để tính, do đó KFL=1.

=> KFL= KFL1= KFL2=1 Thay các giá trị KFL,KFC, YR.Ys.KxF vào công thức tính ứng suất uốn cho phép ta có: ứng suất uốn quá tải cho phép là: Fmax=0,8.ch=0,8.580F4(MPa)

2.3–Tính toán cho cấp nhanh (bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng)

2.3.1 Xác định sơ bộ khoảng cách trục.

Khoảng cách trục aw được xác định theo công thức(6.15a): a w = K a (u +1 ) 3

Ka – Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại răng

T – Momen xoắn trên trục bánh chủ động (Nmm).

H – ứng suất tiếp xúc cho phép của cấp nhanh (MPa). u – Tỉ số truyền.

KH – Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tính về tiếp xúc.

ba – Hệ số quan hệ giữa chiều rộng vành răng bw và khoảng cách trục aw.

Theo bảng 6.5 (TR.96,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vật liệu của cặp bánh răng (thép-thép) và loại răng nghiêng ta có: KaC

[ σ F ] = ( σ S F o F lim ) Y R Y s K xF K FC K FL = ( σ S o H H lim ) 1 1 1= σ S F o F lim

Theo bảng 6.6 (TR.97,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với vị trí bánh răng đối với các ổ trong hộp giảm tốc không đối xứng và độ rắn mặt răng làm việc H1 và H2 350HB chọn

Theo bảng 6.7 (TR.98,TTTKHTDĐCK-T1) ứng với bd1 = 0,728 và sơ đồ 5 chọn

H = Hn = 536,36(MPa) Thay các giá trị trên vào công thức (1) ta có: a w1 = K a (u 1 +1) 3

Lấy aw15 (mm).( chọn theo tiêu chuẩn tr99_TTTKHDDCK.T1)

2.3.2 Xác định các thông số ăn khớp. a) Chọn mođun.

Từ khoảng cách trục aw1 ta xác định được mođun theo công thức (6.17): m1 = (0,010,02).aw1=(0,010,02).125=(1,252,5) (mm) Theo bảng 6.8 (TR.99,TTTKHTDĐCK-T1) chọn được mođun theo tiêu chuẩn là: m1= 2 b) Xác định số răng và tỉ số truyền thực

Chọn sơ bộ  0 ,do đó cos=0,966 ,theo (6.31)

Vậy số răng bánh nhỏ z1: z 1 = 2 a w cos β m ( u 1 +1) = 2 125 0 , 966

Vậy số răng bánh lớn là: z2 = u1.z1 ".4,5(răng)

Tổng số răng zt : z t =z 1 +z 2 "+991 (răng) Tính lại góc : cos m.z t

=> Suy ra ,5 0 0 32 ’ Suy ra tỉ số truyền thực là: um1 = z2/z1 = 99/22= 4,5(lần)

Sai số tỉ số truyền là: ∆u = um1- u1 = 4,5-4,5 =0

Với ∆u = 0% Ftk= 200(N) +) Lực ăn khớp trên trục II:

Trên trục II có bánh răng nghiêng 2 và bánh răng thẳng 3

Bánh răng 2 có các lực ăn khớp:

Lực vòng: Ft2 = Ft1 = 1063 (N)Lực hướng tâm: Fr2 = Fr1 = 416(N)Lực dọc trục: Fa2 =Fa1'5 (N)

Lực hướng tâm: F r 3 =F t 3 tg(α tw2 ) cosβ )36,8.tg20 ∘ cos0 69(N)

Lực dọc trục: F a3 =0(N) +) Lực ăn khớp trên trục III:

Trên trục III có bánh răng thẳng 4 và bánh răng đĩa xích

Lực vòng: Ft4= Ft3 = 2936,8(N) Lực hướng tâm: Fr4 = Fr3 = 1069(N) Lực dọc trục: Fa4 = Fa3 = 0(N) Đường nối tâm của bộ truyền xích nghiêng một góc  = 0 so với đường nằm ngang

(nghiêng nên phía trên) Lực tác dụng lên trục Fr được phân thành hai thành phần:

Với: Fr = 3855,95(N) => Frx = Fr.cos = 3855,95.cos0855,95(N)

Chọn vật liệu chế tạo trục chế tạo trục trung gian và trục ra là thép C45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB192 240, σ b u0MPa;σ ch E0MPa

Vật liệu chế tạo trục vào là thép 4X tôi cải thiện đạt độ rắn HB260 280, σ b 0MMPa ;σ ch p0MPa ứng suất xoắn cho phép [τ] 30MPa

+) Trục vào I được nối với trục động cơ bằng khớp nối, do đó đường kính đầu vào trục được xác định theo công thức thực nghiệmsau: dk=√ 3 0,2[ Tk τ ]  d 1 = √ 3 24159,7 0,2.15 ,04 mm

+) Trục II là trục bị động đường kính trục được xác định theo công thức sau: d2=√ 3 104402,8 0,2.20 ),6 mm

+) Trục III là trục ra đường kính trục được xác định theo công thức sau: d3=√ 3 365744,7 0,2.30 9,35mm

Từ các đường kính trục ta xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo

Theo bảng 10.2 (TR.189,TTTKHTDĐCK-T1): d1= 30mm => bo1mm d2= 40mm => bo2#mm d3= 45mm => bo3%mm

4) - Xác định khoảng cách các gối đỡ và điểm đặt lực. a) Xác định chiều dài mayơ theo công thức (10.10) & (10.13)

Mayơ bánh răng 1: lm1= (1,21,5)d1=(1,21,5).30 =(3645)mm Mayơ nửa khớp nối trục vòng đàn hồi: lmk= (1,42,5)d1=(1,42,5).30 =(4275)mm Lấy lm11= 45mm, lm1kPmm

Mayơ bánh răng 2: lm22= (1,21,5)d2=(1,21,5).40 =(4860)mm Mayơ bánh răng 3: lm23= (1,21,5)d2=(1,21,5).40 =(4860)mm Lấy lm22= 50mm, lm23= 50mm

Mayơ bánh răng 4: lm4= (1,21,5)d3=(1,21,5).45 =(5467,5)mm

Mayơ bánh răng đĩa xích: lmx= (1,21,5)d3=(1,21,5).45

Lấy lm4= 60mm, lmx`mm a) K hoảng cách giữa các điểm đặt lực

Theo bảng 10.4(TR.191,TTTKHTDĐCK-T1): l23 = 0,5.(bo2+lm3) + k1+k2

(theo bảng 10.3(TR.190) l21 = l22+0,5.(lm22+ bo2)+k1+k2

Ta có: l12 = l22 = 116,5 mm l11 = l21 = 173 mm l13= l11-l223-116,5V,5mm l1k = 0,5(lmk+bo1) + k3 + hn

Ta có: l32 = l23 = 56,5mm l31 = l21 = 173mm l3x = 0,5(lmx+bo3) + k3 + hn

5)- Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. a) Trên trục I

Từ kích thước trục dI và mômen xoắn trên trục I , theo bảng

Hệ DĐCK-T2] chọn nối trục vòng đàn hồi có các thông số cơ bản sau :

[ T ] (Nm) Nmax (vòng/ phút). d (mm) L D0 Z

Giả sử phản lực ở gối đỡ có phương chiều như hình vẽ (với hệ toạ độ đã chọn)

Các phản lực là Fox; Foy; F2x; F2y Ta có phương trình cân bằng momen tại gối 0 theo phương:

=> F2y=[Fr1 l12+MFa1]/l11= [416.116,5+(275.45,45/2)]/173 = 316(N) 0Y: M0(Fy) = Ft1.l12-F2x.l11+Ftk.(l1k+l11)=0

=[1063.116,5+200.(59,5+173)]/1735(N) Phương trình cân bằng lực trên trục theo phương:

Do Fox, Foy, F2x, F2y>0 chiều giả tiết của các phản lực là đúng. Momen tại các tiết diện 0,1,2,3 theo phương:

Ta có biểu đồ momen của trục trên hình vẽ3

+) Momen uốn tổng, momen tương đương và đường kính trục tại tiết diện thứ i trên trục.

Momen uốn tổng và momen tương đương được tính theo công thức (10.15) & (10.16)

2+0,75.T i 2 (Nmm) Đường kính trục(chính xác) tại tiết diện thứ i trên trục được tính theo công thức(10.18) d i = 3 √ 0,1 M tdi [ σ ] ( mm )

Trên trục I có T1 = 24159,7(Nmm), do có bánh răng liền trục lên chọn vật liệu trục giống vật liệu bánh răng là thép 45 tôi cải thiện đạt độ bền b= 850Mpa.

Vậy theo bảng 10.5 (TR.195,TTTKHTDĐCK-T1) => ứng suất cho phép của trục là[] = 67 MPa

M0 = 0 ; Mtd0 = 0 => d0= 0mm Tại tiết diện 1 có:

M td 3 =√ M 3 2 +0 ,75 T 1 2 = √ 0 2 +0 ,75.24159 , 7 2 923 Nmm ) d 3 =√ 3 0,1 M td [ σ 3 ] = 3 √ 20923 0,1 67 , 6( mm ) Để đảm bảo các điều kiện về độ bền, công nghệ gia công và công nghệ lắp ghép ta chọn chính xác đường kính các đoạn trục là (biểu diễn trên hình vẽ 3) d3 mm, d0= d20 mm ; Tại tiết diện thứ 1 làm bánh răng liền trục b) Trên trục II

Các phản lực là F0x; F0y; F3x; F3y Ta có phương trình cân bằng momen tại gối 0 theo phương:

Phương trình cân bằng lực trên trục theo phương:

=> F0x = Ft3 + Ft2 – F3x = 2936,8 + 1063 – 1675= 2324,8(N) 0Y: Fy = Fr3+ F3y - Fr2 - F0y = 0

Do F0x, F0y, F1x, F1y>0 chiều giả tiết của các phản lực là đúng.

Phản lực tổng trên hai ổ:

Momen tại các tiết diện 0,1,2,3 theo phương:

Ta có biểu đồ momen của trục trên hình vẽ 4

M tdi =√ M i 2+0,75.T i 2 (Nmm) Đường kính trục(chính xác) tại tiết diện thứ i trên trục được tính theo công thức(10.18) d i = 3 √ 0,1 M tdi [ σ ] ( mm )

Trên trục II có T2 = 104402,8(Nmm) chọn vật liệu trục là thép 45 có độ bền b 600Mpa.

Tại tiết diện 0 có: M0 = 0 ; Mtd0 = 0 => d0= 0mm

M td3 =0 d 3 =0 Để đảm bảo các điều kiện về độ bền, công nghệ gia công và công nghệ lắp ghép ta chọn chính xác đường kính các đoạn trục là (biểu diễn trên hình vẽ 4) do= d3% mm ; d2=d10mm c) Trên trục III

Các phản lực là F1x; F1y; F3x; F3y Ta có phương trình cân bằng momen tại gối 0 theo phương:

Phương trình cân bằng lực trên trục theo phương:

Do F1x, F1y, F3x, F3y>0 chiều giả tiết của các phản lực là đúng.

Phản lực tổng trên hai ổ:

Momen tại các tiết diện 0,1,2,3 theo phương:

My1 = Fr.l3x 855,95.67,5&0276,6(Nmm) ; My3 = 0(Nmm)

Ta có biểu đồ momen của trục trên hình vẽ 5

2+0,75.T i 2 (Nmm) Đường kính trục(chính xác) tại tiết diện thứ i trên trục được tính theo công thức(10.18) d i = 3 √ 0,1 M tdi [ σ ] ( mm )

Trên trục III có T3 = 365744,7(Nmm) chọn vật liệu trục là thép 45 có độ bền b 600Mpa.

M td 3 =√ M 3 2+0,75.T 3 2 =√ 0 2 + 0 , 75.365744 , 7 2 16744 , 2( Nmm) d 3 =√ 3 0,1 M td [ σ 3 ] = 3 √ 316744 0,1 63 , 2 7( mm ) Để đảm bảo các điều kiện về độ bền, công nghệ gia công và công nghệ lắp ghép ta chọn chính xác đường kính các đoạn trục là (biểu diễn trên hình vẽ 5) d1= d3= 40mm ; d0Pmm; d2Pmm

6)- Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

Dựa vào biểu đồ momen trên các trục ta thấy trục III chịu tải trọng lớn có momen xoắn,momen tương đương đều lớn nhất so với 2 trục còn lại Do vậy ta kiểm nghiệm độ bền mỏi cho trục III tại hai tiết diện : chỗ lắp ổ lăn (1) và chỗ lắp bánh răng (2)

Kết cấu trục được tiết kế đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện (10.19): s i = s σi s τi

[s] – Hệ số an toàn cho phép [s]=(1,52,5) si, si – Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện i.

+) Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện i được xác định theo công thức (10.20) & (10.21): s σi = σ −1

-1,-1 – Là giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng Đối với thép cacbon được xác định như sau:

Với vật liệu trục là thép 45 có b  600(Mpa)

ai,mi – Là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp tại tiết diện i.

ai,mi – Là biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp tại tiết diện i. σ ai = σ max i − σ min i

2 Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó:

mi= 0 ; ai= maxi= Mi/Wi. Trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động, do đó:

mi = ai = maxi/2 = Ti/Woi

Mi,Ti – Là momen uốn tổng và momen xoắn tại tiết diện i.

Wi,Woi – Là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện i của trục, được xác định theo bảng 10.6 (TR.196,TTTKHTDĐCK-T1)

 , – Hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi

Theo bảng 10.7 (TR.197,TTTKHTDĐCK-T1) với b`0MPa

Kdi , Kdi – Là các hệ số được xác định theo các công thức (10.25) & (10.26).

Kx – Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt Theo bảng 10.8 ứng với phương pháp tiện đạt Ra(2,5 0,63) và b= 600Mpa => Kx=1,06.

Ky – Hệ số tăng bền bề mặt Không dùng các biện pháp tăng bền => Ky=1

 ,  – Hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tại tiết diện đến giới hạn mỏi

K , K – Hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất

Trị số K/ , K/ tra theo bảng 10.11 (TR.198,TTTKHTDĐCK-T1) đối với bề mặt trục lắp có độ dôi Tại tiết diện 0 và 2 chọn kiểu lắp k6 với b= 600Mpa ,đường kính 30mm K = 1,76,

=> K/= 1,76/0,88 = 2 ; K/= 1,54/0,81 =1,9 Vậy giá trị K/ và K/ dùng để tính Kdi , Kdi là: K/=2,06 , K/=1,9. Các hệ số Kd , Kd được xác định.

Kd = ( K/+Kx -1)Ky = (1,9+1,06-1)/1 = 1,96 a) Tại tiết diện lắp ổ lăn ( 0 ) d 0 = 5 0mm.

Ta có momen uốn tổng M&0276,6 Nmm

Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp.

m0= 0 ; a0= max= M/W&0276,6/12272= 21,2(MPa) Biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp.

Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp được xác định: s σ 0 = σ −1

Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp được xác định: s τ 0 = τ −1

1,96 7,45+0 14,5,4 Vậy hệ số an toàn s được xác định: s 0 = s σ 0 s τ 0

√ 5,8 2 +10 , 4 2 =6≥ [ s ] b) Tại tiết diện lắp bánh răng (2) d2Pmm.

Ta có momen uốn tổng M= 541464Nmm

Với tiết diện trục có 1rãnh then và đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng d2Pmm

Theo bảng 9.1a (TR.173,TTTKHTDĐCK-T1) ta có các kích thước của then: bmm ; hmm ; t1=9mm Momen cản uốn W:

2 50 "123Biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp.

m2= 0 ; a2= max= M/W= 541464/9851,2 = 55(MPa) Biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp.

Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất pháp được xác định: s σ2 = σ −1

Hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp được xác định: s τ 2 = τ −1

Hệ số an toàn s được xác định: s 2 = s σ 2 s τ 2

Vậy trục III đảm bảo độ bền mỏi.

7)- Tính kiểm nghiệm độ bền của then.

Mối ghép then dùng để truyền momen xắn từ trục tới các chi tiết lắp trên trục hay ngược lại.

Các then dùng trong bộ truyền là then bằng Trong quá trình làm việc mối ghép then có thể bị hỏng do dập bề mặt làm việc, ngoài ra then có thể hỏng do bị cắt.Điều kiện để đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt theo công thức (9.1 & 9.2) : σ d = 2T d.l t (h−t 1 )≤[ σ d ] τ c = 2T d.l t b≤[ τ c ]

d,c – Là ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán (Mpa).

[d] – Là ứng suất dập cho phép (Mpa).

[c] – Là ứng suất cắt cho phép (Mpa).

T – Momen xoắn trên trục (Nmm) b,h,t – Kích thước của then(mm) Tra trong bảng 9.1 (TR.173,TTTKHTDĐCK-T1) lt – Chiều dài then được xác định theo công thức. lt=(0,80,9)lm

Với dạng lắp cố định, vật liệu mayơ là thép , tải trọng tĩnh.

Theo bảng 9.5 (TR.178,TTTKHTDĐCK-T1) ta có [d]0(Mpa) ; [c] 6090(Mpa) a) Kiểm nghiệm độ bền của then trên trục I

Then của nửa khớp nối trục d3 mm theo bảng 9.1 ta có :

Kích thước tiết diện then : b=8mm ; h=7mm Chiều sâu tiết diện then : t1=4mm ; t2=2,8mm.

Chiều dài then : lt=(0,80,9)lm=(0,80,9).50=(4045)mm => Lấy ltkEmm. ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán: σ d = 2T 1 d 3 l t 1 ( h−t 1 ) = 2 24159 , 7

20 45 8 =6,7 Lấy lt2Emm. ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán: σ d = 2 T 2 d 2 l t 2 ( h−t 1 ) = 2 104402 ,8

*Then của bánh răng 3, d3%mm theo bảng 9.1 ta có :

Kích thước tiết diện then : b=8mm ; h=7mm Chiều sâu tiết diện then : t1=4mm ; t2=2,8mm.

Chiều dài then : lt=(0,80,9)lm3=(0,80,9).50=(4045)mm => Lấy lt3Emm. ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán: σ d = 2T 2 d 3 l t 3 (h−t 1 )=2 104402,8

25 45 8 #,2MPa Lấy lt2Vmm. ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán: σ d = 2T 3 d 2 l t 2 (h−t 1 )= 2 365744,7

*Then của bánh răng đĩa xích, d3@mm theo bảng 9.1 ta có :

Kích thước tiết diện then : bmm ; h=8mm Chiều sâu tiết diện then : t1=5mm ; t2=3,3mm.

Chiều dài then : lt=(0,80,9)lmx=(0,80,9).60=(4856)mm => Lấy ltxVmm.

Tính toán và chọn ổ lăn

Vậy các then đảm bảo điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt.

1)-Chọn ổ lăn cho trục I. a) Chọn loại ổ lăn.

Tải trọng hướng tâm nhỏ, chỉ có lực hướng tâm, dùng ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ 0 và 1. b) Chọn sơ bộ kích thước ổ.

Với đường kính ngõng trục d%mm và kết cấu trục trên hình vẽ 3, chọn sơ bộ ổ cỡ trung kí hiệu 305 có đường kính trong d%mm, đường kính ngoài Dbmm, khả năng tải động C,6(kN), khả năng tải tĩnh Co,60(kN) (bảng P2.7 phụ lục) c) Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ.

Vì trên đầu vào của trục I có lắp nối trục vòng đàn hồi nên cần chọn chiều của

Ftk ngược với chiều đã chọn khi tính trục Khi đó phản lực trong mặt phẳng z0xđược tính lại như sau:

F0x = Ft1 – F2x+ Ftk = 1063-447+200 = 816(N) Phản lực tổng trên hai ổ:

Phản lực tổng trên hai ổ khi tính trục I F0= 822(N) ; F2= 547,4(N)

Vậy ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn với

Fr= F2= 547,4(N)Tải trọng động quy ước Q đối với ổ bi đỡ được xác định theo công thức (11.3):

X – Hệ số tải trọng hướng tâm

Y – Hệ số tải trọng dọc trục

Theo bảng11.4 (TR.215,TTTKHTDĐCK-T1) với ổ lăn 1 dãy iFa/Co = 0 và Fa/

Fr ,Fa – Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục Fa'3(N)

V – Hệ số kể đến vòng nào quay Vòng trong quay V=1 kt – Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt=1(nhiệt độ t100C) kd – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng Theo bảng 11.3 ta có kd=1,2 (tải trọng va đập nhẹ)

Theo bảng 11.4 (TR.215,TTTKHTDĐCK-T1) với ổ bi đỡ chặn góc tiếp xúc  iFa/Co = 1.0,273/18,7=0,014 => e = 0,19

Theo công thức 11.8 lực dọc trục do lực hướng tâm sinh ra (đối với ổ bi đỡ chặn) trên các ổ là:

Theo bảng 11.5 ứng với sơ đồ bố trí ổ như hình bên ta có:

Tổng lực dọc trục Fa1 tác dụng vào ổ 0:

Tổng lực dọc trục Fa2 tác dụng vào ổ 2:

Xác định X và Y theo bảng 11.4 với ổ bi đỡ chặn 1 dãy góc tiếp xúc : Fa0/(V Fr0) = 379/(1.822) = 0,46>e = 0,19

=> X=1 , Y=0 Theo công thức 11.3 ta có tải trọng động quy ước trên ổ 0 và 2 là:

Từ kết quả trên ta tính cho ổ 0 chịu tải lớn hơn.

Tải trọng động tương đương được xác định theo công thức (11.13)

Trong đó: m – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn với ổ bi m=3

Li – Thời hạn khi chịu tải trọng Qi (triệu vòng quay)

Thời hạn Li khi chịu tải trọng Qi được xác định theo công thức (11.14): Li= 60n.Lhi/106

Thời hạn Lhi khi chịu tải trọng Qi (giờ) được xác định theo sơ đồ tải trọng thời hạn phục vụ.

Với tổng thời hạn phục vụ Lh3600(giờ)

Khả năng tải động của ổ được xác định theo công thức (11.1):

Tải trọng động tương đương:

Ta thấy khả năng tải động của ổ t hiếu khá nhiều, vì vậy ta có thể chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ 7205, theo bảng P 2.11 phụ lục: d = 25mm ; C #,9kN ; C0 = 17,9kN ; D = 52mm ; B = 15mm d) Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ.

Theo bảng 11.6, với ổ bi đỡ 1 dãy Xo= 0,5, Yo = 0,47 Theo công thức (11.19):

Qt = Xo.Fr+Yo.Fa = 0,5.822 + 0,47.379= 589N < Fr 2 N

=> Qt = Fr = 822N X=1 , Y=0 Theo công thức 11.3 ta có tải trọng động quy ước trên ổ 0 và 3 là:

Từ kết quả trên ta tính cho ổ 0 chịu tải lớn hơn.

Ta thấy khả năng tải động của ổ thiếu khá nhiều, vì vậy ta có thể chọn cỡ ổ trung

Chọn ổ cỡ nhẹ hẹp 7305, theo bảng P 2.11 phụ lục: d = 25mm ; C ),6kN ; C0 = 20,9kN ; D = 62mm ; B = 17mm d) Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ.

Theo bảng 11.6, với ổ bi đỡ chặn 1 dãy có góc tiếp xúc 

Qt = Xo.Fr0+Yo.Fa0 = 0,5.2388,5 + 0,47.716,5 31N< Fr0 = 2388,5N

3)-Chọn ổ lăn cho trục III. a) Chọn loại ổ lăn.

Có phản lực tổng trên hai ổ F1 = 3162,8(N) ; F3#37(N) và lực dọc trục do bánh răng nghiêng tạo lên Fa4= 0(N)

Do đó ta dùng ổ bi đỡ chặn một dãy góc tiếp xúc cho các gối đỡ 0 và 1. b) Chọn sơ bộ kích thước ổ.

Với đường kính ngõng trục d@mm và kết cấu trục trên hình vẽ 5, chọn sơ bộ ổ cỡ trung kí hiệu 308 có đường kính trong d@mm, đường kính ngoài Dmm, khả năng tải động C= 31,9(kN), khả năng tải tĩnh Co!,7(kN) (bảng P2.7 phụ lục) c) Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ.

Lực hướng tâm trên các ổ: Fr = F1= 3162,8(N) ;

Theo bảng 11.4 (TR.215,TTTKHTDĐCK-T1) với ổ bi đỡ chặn góc tiếp xúc  iFa/Co = 1.0/30,7=0 < e

Fr ,Fa – Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục Fa=0(N)

V – Hệ số kể đến vòng nào quay Vòng trong quay V=1 kt – Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt=1 (nhiệt độ t≤100 o C) kd – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng Theo bảng 11.3 ta có kd=1,2 (tải trọng va đập nhẹ) Vậy tải trọng động quy ước :

Ta thấy khả năng tải trọng của ổ thừa khá nhiều, vì vậy ta có thể chọn cỡ ổ nhẹ hơn Chọn ổ đũa trụ ngắn đỡ cỡ nhẹ 208, theo bảng P 2.7 phụ lục: d = 40mm ; C %,6kN ; C0 = 18,1kN ; D = 80mm ; B = 18mm d) Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ.

Theo bảng 11.6, với ổ bi đỡ chặn 1 dãy có góc tiếp xúc 

Qt = Xo.Fr0+Yo.Fa0 = 0,5.3162,8 + 0,47.0 = 1581,4N< Fr0 = 3162,8N

=> Qt = Fr = 3162,8N 5m/s vật liệu bánh răng là thép có

b0Mpa chọn được loại dầu bôi trơn trong hộp có độ nhớt ỏ 50C là 43/6(bảng 18.11 TTTKHTDĐCK-T2)

Từ đó theo bảng 18.13 ta chọn được dầu công nghiệp 50 dùng để bôi trơn trong hộp. b) Bôi trơn ổ lăn.

Do bánh răng 2 có vận tốc vòng v1=7m/s lên bôi trơn cho ổ lăn bằng dầu Bánh răng được ngâm trong dầukhi quay làm cho dầu được bắn toé lên bôi trơn các chi tiết khác.

Bảng thống kê các kiểu lắp, trị số của sai lệch giới hạn và dung sai lắp ghép

Lắp ghép trục với ổ lăn

Trục và ổ bi đỡ Ô bi đỡ và vỏ hộp

Cốc lót và vỏ hộp

Lắp ghép then với trục

Tính toán các yếu tố của vỏ hộp và các chi tiết khác 1) Tính toán các yếu tố của vỏ hộp

Bôi trơn hộp giảm tốc

Bánh răng được bôi trơn bằng cách ngâm trong dầu chứa ở trong hộp chiều sâu ngâm dầu của bánh răng 4 là 1/4 bán kính của bánh răng

Với bánh răng có vận tốc vòng v1>5m/s vật liệu bánh răng là thép có