Tính sợ bộ đường kính trục...19III.. Tính thiết kế trục theo momen tương đương...323.. Xác định công suất yêu cầu trên động cơCông suCt yêu cHu trên trZc động cơ điện:Pyc = Plvη kW 1.1Tr
Đặc tính kỹ thuật yêu cầu cầu của bộ truyền
Bảng 3.1 Đặc tính ka thuật yêu cHu cTa bộ truyQn bánh răng trZ
Thông số Đơn vị Giá trị
Lo_i bánh răng (thẳng/nghiêng/che V) - Thẳng
Số vòng quay trZc d?n n 1 v/ph 945
Th\i gian làm việc L h gi\ 12000
Hệ số an toàn theo độ bQn ti=p x;c S H - 1,10 – 1,15
Hệ số an toàn theo độ bQn uốn S F - ≥ 1,75
Thiết kế bộ truyền bánh răng trụ bằng Inventor
H[nh 3.1 Nhập thông số thi=t k= cfa sD Design
H[nh 3.2 ChLn cCp chính xác
H[nh 3.3 Cfa sD Calculation sau khi đã điQu chỉnh thi=t k= đ_t yêu cHu đặt ra
Kết quả thiết kế
H[nh 3.4 Kích thước bánh răng d?n
H[nh 3.5 Kích thước bánh răng bị d?n
H[nh 3.6 Mô h[nh 3D bộ truyQn bánh răng trZ răng thẳng Bảng 3.2 Bảng tDng hPp k=t quả tính bộ truyQn bánh răng trZ
Thông số Ký hiệu Đơn vị Giá trị
Sai lệch tỉ số truyQn Δu % 0
Thông số các bánh răng BR 1 BR 2
Hệ số dịch chỉnh x - 0 0 Đư\ng kính vòng lăn d w mm 76 304 Đư\ng kính đỉnh răng d a mm 84 312 Đư\ng kính đáy răng d f mm 66 294
ChiQu rộng vành răng b mm 67 62
Lực ăn khớp trên bánh chủ động
THIẾT KẾ TRỤC VÀ Ổ LĂN I Tính chọn khớp nối
Chọn khớp nối
Ta sf dZng khớp nối vòng đàn hồi đF nối trZc Đư\ng kính trZc cHn nối: d t = d sb = √ 3 0,2.[ T I τ ] = √ 3 36380,95 0,2.15 $ (mm)
Mô men xoWn tính toán: T t =k T k hệ số làm việc phZ thuộc lo_i máy.tra bảng B 16.1
Dựa vào trị số cTa T t và đường kính cTa trước chỗ cG nối, ta tra kích thước cơ bản cTa nối trước vòng đàn hồi theo bảng 16-10a trang 68 trong tài liệu “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2”.
Dựa vào trị số cTa T t và đường kính cTa trước chỗ cG nối, ta tra kích thước cơ bản của cTa vòng đàn hồi theo bảng 16-10b trang 69 trong tài liệu “Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2” như sau.
Kiểm nghiệm khớp nối
a KiFm nghiệm s`c bQn dập vòng đàn hồi σ d = 2 k T I z D o d l c 3
≤ [ σ d ] Ứng suCt dập cho phép vòng cao su [ σ d ] = (2 ÷ 4) Mpa ChLn [ σ d ] = 3 (MPa) σ d = 2.1,5 36380,95
6.71.10 15 = 1,7 < [ σ d ¿ → thda mãn b ĐiQu kiện s`c bQn cTa chốt σ u = k T I l 0 o ,1 d c 3 D o z ≤ [ σ u ¿ [ σ u ¿ = (60 ÷ 80) MPa ChLn [ σ u ¿ = 70 (MPa) l 0 = l + l /2 = 20 + 10/2 = 25 (mm) 1 2 σ u = 1,5 36380,95.250,1 10 3 71 6 = 32,03 < [ σ u ¿ → thda mãn
Lập sơ đồ đặt lực
-Lực tác dZng lên trZc II: Fr= 2011,829 (N)
-Lực tác dZng lên bánh răng trZ răng thẳng:
Tính sợ bộ đường kính trục
- Chọn vật liệu chế tạo trục:
ChLn vật liệu ch= t_o các trZc 1 là thép 45 thư\ng hGa cG σ b `0 MPa ,
`ng suCt xoWn cho phép [ ] τ ÷ 30 Mpa
-Đư\ng kính trZc đưPc xác định bằng mômen xoWn theo công th`c(10.9-[1]) sau : d ≥ √ 3 0,2 T [ τ ]
[] - `ng suCt xoWn cho phép với vật liệu trZc là thép [ ] = 15 30MPa
-Trục II : d 2 ≥ √ 3 0,2 T II [ τ ] = 3 √ 140268.8 0,2.28 ),26 (mm) = ¿ l y ấ d 2 = 45 mm
Thiết kế sơ bộ kết cấu hộp giảm tốc
189 chLn chiQu rộng D lăn : { b b 01 02 #( %( mm mm ) )
Để xác định các khoảng cách trong thiết kế, trước tiên ta có khoảng cách k1 từ mặt m đến chi tiết quay đỉnh trong của cánh hộp Tiếp theo, khoảng cách k2 được xác định từ mặt ô đến chi tiết đỉnh trong của cánh hộp Khoảng cách k3 là khoảng cách từ mặt m đến chi tiết đỉnh nắp D Khoảng cách h n là chiều cao nắp D và đế bulong Cuối cùng, chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng thẳng lớn được tính bằng công thức l m2 = (1,2 ÷ 1,5) d2 = (1,2 ÷ 1,5) x 45 = (54 ÷ 67,5) mm, và cần chú ý rằng l m2 phải được làm tròn đến mm.
ChiQu dài moay ơ nfa khớp nối: l mc2 = ( 1,4 2,5 ÷ )d 2 =(1,2 1.5 ÷ ) 35= ( 42 55 ÷ ) mm , ch n ọ l mc2 U mm l 22 =k 1+ k 2+0,5.(lm 2 +b 02) = 60 mm l 2c =0,5 ( l mc 2 +b 02 ) + + k 3 h n = 68 mm
Tính toán, thiết kế trục, chọn { lăn và các chi tiết khác cho cụm trục I
1 48,437 Phương tr[nh cân bằng :
3 Tính mô men tương đương
4 Tính và chọn đường kính các đoạn trục
Để tính đường kính trục tại các tiết diện j, sử dụng công thức: \( d_j = \sqrt{3 \cdot 0,1 \cdot M_{tdj} [\sigma]} \) Trong đó, \( [\sigma] = 63 \, \text{MPa} \) là ứng suất cho phép của thép 45, theo bảng 10.5 Cụ thể, ta có: \( d_1 = d_0 = \sqrt{3 \cdot 44162,95 \cdot 0,1 \cdot 63,14} \, \text{mm} \), \( d_2 = 3 \cdot \sqrt{54846,13 \cdot 0,1 \cdot 63,57} \, \text{mm} \), và \( d_3 = \sqrt{3 \cdot 31506,83 \cdot 0,1 \cdot 63,1} \, \text{mm} \).
ChLn d theo tiêu chuẩn và phải đảm bảo lWp ghép đưPc, ta chLn:
5 Chọn và kiểm nghiệm then
Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp bánh răng d 2 = d = 35 (mm) br
ChLn then bằng tra bảng B 9.1 a
ChiQu sâu rãnh then trên trZc t =5 (mm) 1
ChiQu sâu rãnh then trên lỗ t = 3.3 (mm) 2
+KiFm nghiệm then: Ứng suCt dập: σ d = 2 T I d l (h−t 1 ) ≤[σ d ] Với [σ d ] là `ng suCt dập cho phép d- đư\ng kính trZc,mm, xác định đưPc khi tính trZc
178 [1 ] với d_ng lWp cố định,vật liệu may ơ là thép làm việc va đâ >p vừa , ta cG [σ d ]
ChiQu sâu rãnh then trên tCm trZc: t = 4 (mm) 1
ChiQu sâu rãnh then trên lỗ t = 2,8 (mm) 2
+KiFm nghiệm then: Ứng suCt dập: σ d = 2 T I d l (h−t 1 ) ≤[σ d ] Với [σ d ] là `ng suCt dập cho phép
178 [1] với d_ng lWp cố định,vật liệu may ơ là thép làm việc va đâ >p vừa, ta cG [σ d ]
26.50 (7−2,8) ,33 Mpa ¿ 100 Mpa(Thda mãn) Ứng suCt cWt: τ c = 2 T I d l b ≤ [τ c ] Với [τ C ] là `ng suCt cWt cho phép do va đập nhe gây nên:
6 Kiểm nghiệm độ bền mỏi
K=t cCu trZc vừa thi=t k= bảo đảm độ bQn mdi n=u hệ số an toàn t_i các ti=t diện nguy hiFm thda mãn điQu kiện: s j = s σj s τj
√ s σj 2 +s τj 2 ≥[s ] trong đG : [ s ] - hệ số an toàn cho phép, thông thư\ng [ s ] = 1,5… 2,5 (khi cHn tăng độ c`ng [ s ] = 2,5…
Trong nghiên cứu này, hệ số an toàn được xem xét riêng cho các phương pháp khác nhau, bao gồm cả hệ số an toàn liên quan đến độ cứng và tải trọng Cụ thể, hệ số an toàn được tính toán dựa trên công thức σj = σ - 1, cho thấy mối quan hệ giữa độ cứng và tải trọng trong các ứng dụng thực tiễn.
Kết quả của phương trình K τdj τ aj + ψ τ τ mj τ − 1 = 0,58 σ − 1 = 0,58.261,6 151,73 = MPa cho thấy rằng các biến σ aj, τ aj, τ mj, σ mj đại diện cho biên độ và trị số trung bình trong quá trình phân tích ứng suất, liên quan đến sự quay trục trong một chiều.
Momen cản uốn (W0j) và momen cản xoắn (Wj) tại diện tích j có tác động quan trọng đến hệ số kF, ảnh hưởng đến các trị số ngẫu nhiên trung bình trong độ bền vật liệu Để hiểu rõ hơn về mối quan hệ này, hãy tham khảo bảng B 10.7.
K σdj và K τdj - hệ số xác định theo công th`c sau :
Hệ số tập trung Kx của ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công Theo bảng 10.8[1]-197, với phương pháp gia công trước là tiện, yêu cầu độ nhẵn R nằm trong khoảng 2,5 đến 0,63μm, và có giá trị 𝜂 = 600.
- K y là hệ số tăng bQ mặt trZc, tra bảng 10.9[1]-197, do không thực hiện tăng bQn bQ mặt trZc nên chLn K y
- ε σ và ε τ - hệ số kích thước kF đ=n ảnh hưởng cTa kích thước ti=t diện trZc đ=n giới h_n mdi
−K σ và K τ - hệ số tập trung `ng suCt thực t= khi uốn và xoWn, trị số cTa ch;ng phZ thuộc vào các lo_i y=u tố gây tập trung `ng suCt
Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh răng:
Ta cG { T M br br 6380,95 D893,4 d br 5mm Nmm MPa
Tra bảng 10.10[1]-198, với � �� = 24 mm ta cG εσ= 0,92, ετ= 0,89 Ta thCy sự tập trung `ng suCt t_i bánh răng trZc 2 là do rãnh then và do lWp ghép cG độ dôi
Xét ảnh hưởng cTa độ dôi, tra bảng 10.11[1]-198, với σb`0 MPa: { ¿ ¿ K K σ τ / / ε ε σ τ =2,03 =2,52
{ s s σj τj = = K K σdj τdj σ τ aj σ aj τ + −1 − + 1 ѱ ѱ σ τ σ τ mj mj = = 1.61.12,59 1.31 2,34 151,73 261,6 I,5 ,9 ¿> s j = s σj s τj
-Kiểm nghiệm tại tiết diện ở ổ lăn:
{ T M oL oL 6380,95 0946.5 d oL 0 mm Nmm Nmm
Do ti=t diện này nằm ở D lăn nên ti=t diện bQ mặt trZc lWp cG độ dôi ra.ChLn kiFu lỗ.Tra bảng B 10.11
{ s s σj τj = = K K σdj τdj σ τ aj σ aj τ + −1 −1 + ѱ ѱ σ τ σ τ mj mj = = 1,61.11,67 1,31.3,43 151,73 261,6 3,77 ,92 ¿> s j = s σj s τj
{ T kn 6380,95 M d kn kn =0 & Nmm mm Nmm
Tra bảng 10.10[1]-198, với � �� = 18 mm ta cG ε = 0,95, ε = 0,92 Ta thCy sự tập trung `ng suCt t_i khớp nối là σ τ do rãnh then và do lWp ghép cG độ dôi.
Xét ảnh hưởng cTa độ dôi, tra bảng 10.11[1]-198, với σb`0 MPa:
Xét ảnh hưởng cTa rãnh then, tra bảng 10.12[1]-198, với trZc phay bằng dao phay ngGn:
7 Kiểm nghiệm trục theo độ bền tĩnh: σ td = √ σ 2 +3 τ 2 ≤ [ ] 𝜂
• Mmax và Tmax (Nmm)– momen uốn lớn nhCt và momen xoWn lớn nhCt t_i ti=t diện nguy hiFm l;c quá tải
• 𝜂𝜂 h (MPa) là giới h_n chảy cTa vật liệu trZc
T_i ti=t diện lWp D lăn - 1: σ td = √ σ 2 +3 τ 2 = √ ( 0,1.30 0 3 ) 2 + 3 ( 0,2.30 0 3 ) 2 =0 ⟹ ( MPa)< thoản mãn [ σ ] '2(MPa)
T_i ti=t diện lWp bánh răng - 2: σ td ⟹ = th a √ ỏ σ 2 +3 mãn τ 2 = √ ( 44893,4 0,1 35 3 ) 2 +3 ( 36380,95 0,2 35 3 ) 2 ,79 ( MPa)< [ σ ] '2( MPa)
T_i ti=t diện lWp D lăn - 0: σ td ⟹ = th a √ σ ỏ 2 +3 mãn τ 2 = √ ( 30946,5 0,1.30 3 ) 2 +3 ( 36380,95 0,2.30 3 ) 2 ,36 ( MPa)< [ σ ] '2(MPa )
T_i ti=t diện lWp khớp nối 3: σ td = √ σ 2 +3 τ 2 = √ ( 0,1 26 0 3 ) 2 +3 ( 36380,95 0,2 26 3 ) 2 = 17,93 (��� ) < [ ]= 272( � 𝜂𝜂𝜂 )
Th\i gian làm việc: L h 000 giờ Số vòng quay: n I 5 v/ p
8.2 Chọn và kiểm nghiệm { lăn cho trục I a Chọn loại {: Do thiết kế bánh răng trụ răng thẳng nên ta chọn { bị đỡ b Dựa vào phZ lZc P2.12 Tr263[1],, với đư\ng kính ngõng trZc 5 mm , ta chLn như sau
B, mm r, mm đ ư ờ ng kính bi mm C, kN
-Khả năng chịu tải động:
Trong điều kiện tải trọng động quy ước Q (kN) và tuỳ thuộc vào thời gian làm việc của hộp giảm tốc, bậc đường cong m được xác định là 3 khi D lăn.
F r là tải trLng hướng tâm ,kN
F a :là tải trLng dLc trZc ,kN k t :là hệ số ảnh hưởng đ=n nhiệt độ,ở đây chLn k =1 do t