Đồ Án môn học chi tiết máy Đầu Đề thiết kế hệ dẫn Động băng tải

ĐỒ ÁN MÔN HỌC CHI TIẾT MÁYHỌC KÌ NXH.2.34 ĐẦU ĐỀ: THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Thông tin sinh viên Sinh viên 1 Sinh viên 2 Sinh viên thực hiện Nguyễn Anh Văn Đỗ Danh Vinh... Đồ án môn

TÍNH ĐỘNG HỌC

Chọn động cơ điện

1 Lực kéo băng tải: FB00 (N)

4 Thời gian phục vụ: Lh= 18000 (giờ)

5 Số ca làm việc: 2 (ca)

6 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền ngoài @0 (độ)

7 Đặc tính làm việc: Êm

1.1.2 Hiệu suất hệ dẫn động o η=η k η OL 3 η đ η BR

 Trong đó,tra bảng 2.3[1] tr19 ta được:

 Hiệu suất bộ truyền bánh răng : η BR =0,97

 Hiệu suất bộ truyền đai : η đ = 0,95

1.1.3 Công suất cần thiết trên trục động cơ :

1.1.4 Số vòng quay trên trục công tác: n lv = 60000 v π D = 60000.1,05 π 330 = 60,77 ( vg / ph )

1.1.5 Chọn tỉ số truyền sơ bộ : u sb =u đ u BR

Theo bảng 2.2Tr21[1] ta có:

Tỉ số truyền bộ truyền đai: u đ = 2,8

Tỉ số truyền bộ truyền bánh răng : u br =4 ,5

1.1.6 Số vòng quay trên trục động cơ: n sb =n lv u sb `,77.12,6v5,7 (vg / ph)

1.1.7 Chọn động cơ: Động cơ được chọn phải thỏa mãn:

{ n P đc đc ≈ n ≥ P sb v5,7 yc = 4,96( ( vg K W / ph) )

Chọn số vòng quay đồng bộ nđb = 730 (vg/ph)

Tra bảng phụ lục P1.2 Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1 chọn được động cơ có các thông số:

Thông số động cơ được chọn:

 Ký hiệu động cơ: 3K160Mb8

 Công suất động cơ: P=5,5(kW)

 Vận tốc quay: ns0 (vòng/phút)

 Đường kính động cơ: dB(mm)

 Hệ số công suất: cos φ=0,86

 Tỷ số momen cực đại: T max / T dn =2 ,2

 Tỷ số momen khởi động: T k / T dn = 2,0

Phân phối tỉ số truyền cho các bộ truyền trong hệ thống

1.2.1 Tỉ số truyền của hệ: u t = n đc n lv = 730

1.2.2 Tỉ số truyền của bộ truyền đai: u đ = 2,8

1.2.3 Tỉ số truyền của bộ truyền ngoài: u br = u t u x = 12,01

Tính toán các thông số trên các trục hệ dẫn động

1.3.1 Số vòng quay trên các trục:

 Số vòng quay trên trục động cơ: n đc s0 (vg / ph)

 Số vòng quay trên trục I: n 1 = n đc u đ = 730

 Số vòng quay trên trục II: n 2 = n 1 u br = 260,71

 Số vòng quay trên trục công tác: n lv = n 2 u k = 60,77

1.3.2 Công suất trên các trục:

 Công suất trên trục công tác

 Công suất trên trục II

 Công suất trên trục của động cơ:

1.3.3 Mômen xoắn trên các trục:

 Mô men xoắn trên trục động cơ:

 Mô men xoắn trên trục I:

 Mô men xoắn trên trục II:

 Mô men xoắn trên trục công tác:

Bảng 1.1 Thông số động học Động cơ I II Công tác

T(N.mm) 64364,38 169600,32 699317,09 693031,1 PHẦN 2: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI DẸT Điều kiện làm việc

 Đặc tính làm việc: êm

 Đai dẹt loại đai vải cao su.

2.2 Chọn đường kính bánh đai d 1 =(5.2 … 6.4)√ 3 T 1 =¿ 208,39÷265,48 mm Chọn d1 theo tiêu chuẩn (Tr 53[1]), được d1= 224mm

Kiểm tra về vận tốc đai: v= π d 1 n

Chọn đường kính d2: ɛ = 0,01 d 2 =u d 1 ¿) = 2,8.224 (1-0,01) b0,93 (mm) Theo bảng 20.15 (Tr 163[1]), chọn d2c0 (mm)

Tỷ số truyền thực thế u t = d 2 d 1 ¿¿ = 224(1−0,01) 630 =2,84

Sai lệch tỷ số truyền ΔU = | U t U −U | 100 %= | 2,84−2,8 2,8 | 100 %=1,43% ≤ 4 %

2.3 Xác định khoảng cách trục và chiều dài đai

Số vòng chạy của đai i= v L = 8,56 4,5 = 1,9 (m / s) th a mãnỏ

2.4 Xác định góc ôm của bánh đai nhỏ

Tính chính xác khoảng cách trục : a = λ+ √ λ 2 −8 Δ 2

Góc ôm của bánh đai nhỏ:

2.5 Xác định tiết diện của đai và chiều rộng bánh đai

 Kđ: hệ số tải trọng động Tra bảng 4.7 Tr 55[1] được Kđ= 1,2

Ta có đai vải cao su: ( d δ

40 suy ra δ ≤ 40 d 1 = 224 40 =5,6 Tra bảng 4.1 Tr 51 [1] được loại đại BKHJI65 không có lớp lót, dày đai δ =5(mm)

 Ứng suất có ích cho phép

[σ F ] 0 =k 1 − k 2 δ d 1 , với k1 và k2 là hệ số phụ thuộc vào ứng suất ban đầu σ 0 và loại đai Xác định như sau:

 Góc nghiêng của bộ truyền @0 o : σ 0 =1,6 (Mpa)

 Tra bảng 4.9 Tr 56 [1] với σ 0 = 1,6 (Mpa), được k1=2,3 và k2=9,0

C α : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α 1

C v : hệ số ảnh hướng của lực ly tâm đến độ bám của đai trên bánh đai (do sử dụng đai vải cao su nên kv=0,04)

C0: hệ số kể đến vị trí của bộ truyền và phương pháp căng đai Tra bảng 4.12 (Tr 57 [1]) với góc nghiêng của bộ truyền @0 o , được C0= 1

Tra bảng 4.1 (Tr 51 [1]), chọn bc (mm)

Tra bảng 21.16[2] (Tr 164), từ chiều rộng đai bb,99(mm) được B= 63(mm)

2.6 Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Lực tác dụng lên trục

2.7 Tổng hợp các thông số của bộ truyền đai dẹt

Bảng 2.1 Tổng hợp các thông số của bộ truyền đai

Loại đai Đường kính bánh đai nhỏ Đường kính bánh đai lớn

Chiều dài đai (kể đến các nối đai)

Góc ôm bánh đai nhỏ

BKHJI65 d1"4 mm d2c0 mm bc mm δ =5 mm Bq mm L= 4500 mm a= 1400 mm α 1 = 163,5 o

Chọn đường kính bánh đai

d 1 =(5.2 … 6.4)√ 3 T 1 =¿ 208,39÷265,48 mm Chọn d1 theo tiêu chuẩn (Tr 53[1]), được d1= 224mm

Kiểm tra về vận tốc đai: v= π d 1 n

Chọn đường kính d2: ɛ = 0,01 d 2 =u d 1 ¿) = 2,8.224 (1-0,01) b0,93 (mm) Theo bảng 20.15 (Tr 163[1]), chọn d2c0 (mm)

Tỷ số truyền thực thế u t = d 2 d 1 ¿¿ = 224(1−0,01) 630 =2,84

Sai lệch tỷ số truyền ΔU = | U t U −U | 100 %= | 2,84−2,8 2,8 | 100 %=1,43% ≤ 4 %

Xác định khoảng cách trục và chiều dài đai

Số vòng chạy của đai i= v L = 8,56 4,5 = 1,9 (m / s) th a mãnỏ

Xác định góc ôm của bánh đai nhỏ

Tính chính xác khoảng cách trục : a = λ+ √ λ 2 −8 Δ 2

Góc ôm của bánh đai nhỏ:

Xác định tiết diện của đai và chiều rộng bánh đai

 Kđ: hệ số tải trọng động Tra bảng 4.7 Tr 55[1] được Kđ= 1,2

Ta có đai vải cao su: ( d δ

40 suy ra δ ≤ 40 d 1 = 224 40 =5,6 Tra bảng 4.1 Tr 51 [1] được loại đại BKHJI65 không có lớp lót, dày đai δ =5(mm)

 Ứng suất có ích cho phép

[σ F ] 0 =k 1 − k 2 δ d 1 , với k1 và k2 là hệ số phụ thuộc vào ứng suất ban đầu σ 0 và loại đai Xác định như sau:

 Góc nghiêng của bộ truyền @0 o : σ 0 =1,6 (Mpa)

 Tra bảng 4.9 Tr 56 [1] với σ 0 = 1,6 (Mpa), được k1=2,3 và k2=9,0

C α : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α 1

C v : hệ số ảnh hướng của lực ly tâm đến độ bám của đai trên bánh đai (do sử dụng đai vải cao su nên kv=0,04)

C0: hệ số kể đến vị trí của bộ truyền và phương pháp căng đai Tra bảng 4.12 (Tr 57 [1]) với góc nghiêng của bộ truyền @0 o , được C0= 1

Tra bảng 4.1 (Tr 51 [1]), chọn bc (mm)

Tra bảng 21.16[2] (Tr 164), từ chiều rộng đai bb,99(mm) được B= 63(mm)

Lực căng ban đầu và lực tác dụng lên trục

Tổng hợp các thông số của bộ truyền đai dẹt

Bảng 2.1 Tổng hợp các thông số của bộ truyền đai

Loại đai Đường kính bánh đai nhỏ Đường kính bánh đai lớn

Chiều dài đai (kể đến các nối đai)

Góc ôm bánh đai nhỏ

BKHJI65 d1"4 mm d2c0 mm bc mm δ =5 mm Bq mm L= 4500 mm a= 1400 mm α 1 = 163,5 o

TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG THẲNG

Chọn vật liệu bánh răng

 Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

 Độ rắn HB = 192÷ 240, chọn HB2 = 230

 Giới hạn chảy σ ch2 = 450 (MPa)

 Chế độ nhiệt luyện: Tôi cải thiện

 Độ rắn HB = 192÷ 240, chọn HB1$0 (MPa)

 Giới hạn chảy σch1 = 450 (MPa)

Xác định ứng suất cho phép

Y R Y S K xF =1 o SH, SF: hệ số an toàn khi tính về ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn

- Bánh chủ động: SH1=1,1; SF1=1,75

- Bánh bị động: SH2=1,1; SF2=1,75 o σ Hlim 0 , σ Flim 0 : ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ cơ sở. σ Hlim 0 =2HB+70 σ Flim 0 =1,8HB

- Bánh chủ động σ Hlim1 0 =2HB1+70= 550 MPa σ Flim1 0 =1,8HB1= 432 MPa

- Bánh bị động σ Hlim2 0 =2HB2+70= 530 MPa σ Flim2 0 =1,8HB2= 414 MPa o KHL, KFL: hệ số tuổi thọ

- mH, mF: Bậc của đường cong mỏi Bánh răng có HB N H 01 (282x10 6 > 15,5x10 6 ) lấy N HE 1 = N H01 do đó K HL1 =1 o Ta có N FE1 > N F01 (282x10 6 > 4x10 6 ) lấy N FE1 = N F 01 do đó K FL 1=1

Bánh bị động: o Ta có N HE 2 > N H 02 (65,7 × 10 6 > 14x10 6 ) lấy N HE2 = N H 02 do đó K HL2 =1 o Ta có N FE2 > N F02 (65,7 × 10 6 > 4x10 6 ) lấy N FE 2 = N F02 do đó K FL2=1

Thay số vào công thức được:

1,75 1#6,57MPa Với bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng

Xác định sơ bộ khoảng cách trụ

 K a : hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng K a = 49,5 Mpa

 T 1 : momen xoắn trên trục chủ động T 1= 169600,32 Nmm

 [ σ H ] sb : ứng suất tiếp xúc cho phép [ σ H ] sb H1,82 Mpa

 ψ ba , ψ bd : hệ số chiều rộng vành răng Chọn ψ ba = 0,45 ψ bd = 0,53 ψ ba ( u +1)=0,53.0,45.(4,29+1)=1,26

 K Hβ : hệ số kể đến sự phân bố không đều của tải trọng trên chiều rộng vành răng Tra bảng 6.7[1] (trang 98) với ψ bd =1,26 , HBl m2 u mm

Chiều dài may ơ bánh răng trục I lm1=(1,2…1,5)d1=(1,2…1,5)35=(42…52,5) mm chọn l m1 = 45 mm chiều dài phần chìa trục I l mc =( 1,4 ÷2,5) d=¿ l mc 1 =(1,4 ÷2,5) d 1 =(1,4 ÷ 2,5) 35= 49 87,5 (mm)

Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục, chọn theo bảng

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 mm;

-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2 mm;

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3mm;

-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn= 15mm

Với trục II l22 = 0,5.(lm2+b02)+k1 + k2=0,5.(91 +27)+10+10= 79 mm l21 = 2 l22 = 158 mm l2c= 0,5.(lmc2+b02)+k3 + hn=0,5.(95+27) +15+15= 91 mm

Với trục I l1c = 0,5.(lmc1 + b01) + k3 + hn = 0,5.(65+21)+15+15 = 86 mm l12= 79 mm l11 = 2.l12 = 2 66 = 158 mm

4.3 Tính toán thiết kế trục:

4.3.1 Tính toán thiết kế cụm trục I

- Tính phản lực và vẽ biểu đồ mô men :

Ta có các lực và kích thước :

Xác định phản lực lên các gối đỡ:

Ta có các phương trình cân bằng lực trên trục I : Σ Fx = Fdy + Fx1 + Ft1 + Fx2 = 0 Σ Fy = -Fdx +Fy1 - Fr1 + Fy2= 0 Σ Mx1 = -Fr1.l12 + Fy2.l11 + Fdx.l1c = 0 Σ My1 =Fx2.l11 – Fdy.l1c + Ft1.l12 = 0

Thay các giá trị: Fđ24,35(N),Fr91,22(N), FtF46,58(N), l118(mm), l12ymm, l1cmm

Sơ đồ đặt lực, biểu đồ momen và kết cấu trục 1

+Chọn kích thước các đoạn trục:

Xuất pháp từ độ bền;lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau : d11= d130 mm d10( mm d122 mm

- Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp bánh răng d122 mm chọn then bằng tra bảng 9.1a (trang 173)

- Chiều sâu rãnh then trên trục t1=5mm

- Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2=3.3mm

- Chiều dài then lt=(0.8 ÷ 0.9) lmc1=(0.8 ÷ 0.9) 50@ ÷ 45 ( mm )

Theo dãy tiêu chuẩn chọn chiều dài then bằng lt@(mm)

+Kiểm nghiệm then: Ứng suất dập: σ d = 2 T dl t (h− t 1 ) ≤ [ σ d ] Với [ σ d ] làứng suất dập cho phép

Tra bảng 9.5[1](Trang 178) với dạng lắp cố định; vật liệu may-ơ là thép làm việc êm Ta có : [ σ d ]0(Mpa) σ d = 2 x 169600.32

32 x 40(8−5) 33 ≤ [ σ d ]0(Mpa) Ứng suất cắt: τ c = 2T dl t b ≤ [ τ c ] [ τ c ] là ứng suất cắt cho phép

Tra bảng 9.5[1](trang 178) với then làm băng thép 45 làm việc êm ta có

32 x 40 x 10 &.5 ≤ [ τ c ] ` ÷ 90 ( Mpa ) Vậy mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

- Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp bánh đai d10( mm chọn then bằng tra bằng tra bảng 9.1a [trang 173]

- Chiều sâu rãnh then trên trục :t1=4mm

- Chiều dài then lt=(0.8 ÷ 0.9) lmc2=(0.8 ÷ 0.9) 70V ÷ 63 ( mm )

Theo dãy tiêu chuẩn chọn chiều dài then bằng ltV(mm)

28 x 56 (7− 4) r.11≤ [ σ d ]0(Mpa) Ứng suất cắt: τ c = 2T dl t b ≤ [ τ c ] [ τ c ] là ứng suất cắt cho phép

28 x 56 x 8 '.04 ≤ [ τ c ] = 60÷ 90 ( Mpa ) Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.

4.3.1.3:Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi và tĩnh Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện: s j = s σj s τj

Trong đó [s] là hệ số an toàn cho phép; thông thường [s]=1,5….2,5 (Khi cần tang độ cứng ) [s]=2,5…3 như vậy có thể không cần kiểm nghiệm độ cứng của trục s sj và s tj - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp tại tiết diện j : s σj = σ −1

Trong đó: σ −1 và τ −1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng σ −1 =0.436 σ b =0.436 x 600&1.6( MPa) τ −1 =0.58 σ −1 =0.58 x 261.6 1.7 ( MPa)

, , , là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j,do quay trục một chiều: σ aj = M j

Với là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục. là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ,tra bảng B10.7 Trang 197[1] với 600 MPa,ta có: y σ =0,05 và y τ =0

K σ dj và K τ dj - hệ số xác định theo công thức sau :

+ Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8 (trang 197)với yêu cầu trục được gia công trên máy tiện với các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra= 2,5÷ 0,63 (𝜇m),và [ σ b ¿=¿

+ K y : hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9[1]( trang 197) phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Ta lấy K y =1.6

+ ε σ và ε τ :hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

+ K σ và K τ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất

Tra bảng B với trục tiết diện tròn

{ τ aj = σ τ aj mj = = W M 2W T j j = j oj 103977,16 σ = 2650.72 mj 2 169600.32 =0 x 5301.44 9,2 99 Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra Tra bảng 10.11[1](Trang 198) Ta có:

Vây thay vào công thức : s j = √ s s σj σj 2 s + τj s τj 2

Vậy trục đảm bảo độ bền

4.3.1.5 Kiểm nghiệm tại thiết diện lắp bánh răng

Tra bảng 10.6Tr196[1] với trục có một rãnh then :

Ta thấy sự tập trung ứng suất là do rãnh then và do lắp ghép có độ dôi.

Tra bảng 10.11Tr198[1], ta có: Ảnh hưởng của độ dôi, chọn kiểu lắp k6:

K τ ε τ =1.64 Ảnh hưởng của rãnh then khi cắt bằng dao phay ngón Tra bảng 10.12Tr199[1] ta có: K σ =1.76 và K τ =1.54

Trị số kích thước ε σ và ε τ với d j 2 (mm) Tra bảng 10.10Tr198[1] ta có: ε σ =0.885 và ε τ =0.815

Do tiết diện trục đồng thời có nhiều nguyên nhân gây tập trung ứng suất nên ta chọn tỉ số lớn để tính, vì vậy chọn: K ε σ σ =2.06 và K ε τ τ =2

Thay số vào công thức:

4.3.1.6 Kiểm nghiệm tại vị trí lắp bánh đai

Do Mj=0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính riêng ứng suất tiếp

Tra bảng B với trục có 1 rãnh then

Do tiết diện này nằm ở đĩa xích nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra Chọn kiểu lỗ Tra bẳng B ta có ảnh hưởng của độ dôi:

K τ ε τ =1.64 Ảnh hưởng của rãnh then khi cắt bằng dao phay đĩa: Tra bảng 10.12Tr[199] và nội suy, ta có: K σ =1.76 và K τ = 1.54

Trị số kích thước ε σ và ε τ với dj = 26mm Tra bảng 10.10Tr[198] và nội suy ta có: ε σ =0.9 vàε τ = 0.85

4.3.1.7 Kiểm nghiệm độ bền tĩnh. Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (khi mở máy) cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

[ σ ] ≈ 0.8 σ ch =0.8 x 340'2( Mpa) σ td = √ σ 2 +3 τ 2 = √ 75.09 2 +3 x 43.15 2 5,9 ( Mpa )≤ [ σ ] 60 Mpa

⇒ Trục thỏa mãn độ bền tĩnh.

4.3.2 Tính chi tiết trục II:

- Lực tác dụng lên từ khớp nối: Fkn 48,29 (N)

- Lực tác dụng lên bánh răng: Ft = Ft1 = Ft2 F46,58 (N)

Ta có các phương trình cân bằng lực trên trục II : Σ Fx = Fx3 - Ft2 + Fx4 +Fkn = 0 Σ Fy = Fy3 + Fr2 + Fy4 = 0 Σ Mx (3)= Fr2.l22 + Fy4.l21 = 0 Σ My (3) = Ft2.l22 - Fx4.l21 - Fkn.(l21 + l2c) = 0

Thay các giá trị: Fkn 48,29 ,(N),Fr91,22(N), FtF46,58(N), l218(mm), l22= 79mm, l2cmm

+ Fy3= - 845,61 (N) (chọn chiều ngược lại)

Như vậy ta có biểu đồ momen như sau:

 Vật liệu làm trục thép C45, đường kính trục dP mm => ta có

Tính chính xác đường kính trục:

Theo công thức 10.15 Tr194[1] và 10.16Tr194[1] ta có:

 Chọn lại đường kinh đoạn trục:

Theo kết quả tính toán ở trên ta có: d21= 48,4 (mm), d22= 49,2 (mm), d23= 47,24 (mm), d20=0 (mm).

 Do lắp ổ lăn tại vị trí A và D nên ta chọn theo tiêu chuẩn Tr195[1] được: d21=d20P (mm)

 Tại vị trí C lắp bánh răng nên ta chọn: d22 = 52(mm)

 Ta chọn đường kính khớp nối B d23 = 48 (mm)

 Chọn then lắp tại vị trí lắp bánh răng (vị trí C)

 Chọn loại then: Then bằng

 Theo bảng 9.1a Tr173[1] ta chọn kích thước của then như sau: b22 (mm) h22 (mm) t22 (mm) r22 (mm)

 Chọn chiều dài then: l= (0,8…0,9) lm23 = (0,8…0,9).65R…58,5 (mm)=> Theo bảng 9.1a Tr173[1] chọn lV (mm)

 Kiểm nghiệm điều kiện bền dập và điều kiện bền cắt:

Trong đó , ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, Mpa d22- đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng, d22R (mm)

T2- momen xoắn trên trục II: T2i9317,09 Mpa l, b22, h22, t22 – kích thước của then [ ] - ứng suất cắt cho phép , Mpa Theo bảng 9.5 Tr178[1] với: Dạng lắp cố định;

Vật liệu mayo: Thép Đặc tính tải trọng: Tĩnh => [ ]0 Mpa

[ ]- ứng suất dập cho phép, Mpa ; với then bằng thép C45 chịu tải trọng tĩnh => [ ]` Mpa

 Thay số vào công thức ta được: σ d = 2 T 2 d 22 l(h 22 − t 22 ) = 2.699317,09

 Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí lắp khớp nối B : dmãn) 23 = 48 mm

 Chọn then bằng theo bảng 9.1a Tr173[1] ta chọn kích thước của then như sau: b23 (mm) h23 (mm) t23 (mm) r23 (mm)

 Chọn chiều dài then: l= (0,8…0,9) lm22= (0,8…0,9).85V…63 (mm)

=> Theo bảng 9.1a Tr173[1] chọn lV (mm)

Trong đó , ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, Mpa d22- đường kính trục tại chỗ lắp khớp nối, d23P (mm)

 Thay số vào công thức ta được: σ d = 2 T 2 d 23 l(h 23 −t 23 ) = 2.699317,09

4.3.2.3 Tính kiểm nghiệm trục II về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế dảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau:

Trong đó: o [s] hệ số an toàn cho phép, thông thường [s]=1,5…2,5(khi cần tăng độ cứng [s]=2,5…3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục). o sϬj và sɽj – hệ số an toàn chỉ xét riêng cứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng xuất tiếp tại tiết diện j: o Trong đó : σ −1 và τ −1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng:

Mpa Mpa o , , , là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j,do quay trục một chiều: Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó

Trong đó Mj theo công thức 10.15 Tr196[1]

Khi trục quay 1 chiều ứng xuất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: và - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra theo bảng 10.7 Tr197[1]

Kбdj và Kɽdj –hệ số, xác định theo công thức 10.25 và 10.26 Tr197[1]

Trong đó: o - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, cho trong bảng 10.8 tr 197[1]. o - hệ số tang bền mặt trụ, cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. o và - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi,trị số trong bảng 10.10 Tr198 [1]. o và - hệ số tập trung thực tế khi uốn và khi xoắn,trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi, có thể trực tiếp tỉ số và - bảng 10-11 Tr198[1].

- Trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế và đối với rãnh then, chân răng then hoa và chân răng hệ mét cho trong bảng 10.12 phụ thuộc vào giới hạn bền của vật liệu trục.

- Trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế và góc lượn, ngấn lõm, lõm ngang và tại chân ren trục vít có thể tra trong bảng 10.13 Tr199[1].

4.3.2.4 Kiểm nghiệm tại tiết diện ổ lăn D

Ta có các thông số:

Tra bảng 10.6 Tr196[1] ta được: o { W W oj j = = ( ( π d π d 16 32 3 j 3 j ) ) = = π π 50 50 16 32 3 3 $543,69 271,8 mm mm 3 3 o { τ aj = σ τ aj mj = = W M 2W T j j = j oj 159093,96 12271,85 = 2.24543,69 σ 669317,09 mj =0 ,67 ,25 Mpa Mpa o Trị số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi với b`0 Mpa, tra bảng 10.7 Tr197 [1] t được và o Kбdj và Kɽdj –hệ số, xác định theo công thức 10.25 và 10.26 Tr197[1]

Hệ số Ky chọn Ky=1

Hệ số Kx với phương pháp gia công với độ nhẵn bề mặt: Tiện Ra: 2,5…0,63 và бb= 600 Mpa=> chọn Kx=1,06

Hệ số và tra trong bảng 10.10 Tr198[1] ta được: và

Ta thấy sự tập trung ứng suất do lắp có độ dôi: Chọn kiểu lắp với trục: r6

Thay các giá trị vào ta được:

Thay số vào công thức 10.20 và 10.21 Tr195[1] ta được:

4.3.2.5 Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh răng C

Tra bảng 10.6 Tr196[1] ta được: o W j = π d 3 j

2× 26412,0 ,24 o Trị số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi với b`0 Mpa, tra bảng 10.7 Tr197 [1] t được và o Kбdj và Kɽdj –hệ số, xác định thoe công thức 10.25 và 10.26 Tr197[1]

Hệ số Kx với phương pháp gia công với độ nhẵn bề mặt: Tiện Ra: 2,5…0,63 và бb= 600 Mpa=> chọn Kx=1.06

+ Tập trung ứng suất gây bởi rãnh then: Tra bảng 10.12 Tr199[1] gia công bằng dao phay ngón ta được:

Từ (1) và (2) => Lấy max( )= 2,75 và max( )=2,05

4.3.2.6 Kiểm nghiệm tại tiết diện khớp nối B

Do Mj23=0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính riêng ứng suất tiếp

Tra bảng 10.6 Tr196[1] ta được:

16 −14 x 5,5 ¿¿ ¿ 20265,93 mm 3 o Trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: τ mj23 =τ aj23 = τ max

2.20265,93 ,25Mpa o Trị số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi với b`0 Mpa, tra bảng 10.7 Tr197 [1] t được và o Kбdj và Kɽdj –hệ số, xác định thoe công thức 10.25 và 10.26 Tr197[1]

Hệ số và tra trong bảng 10.10 Tr108[1] ta được:

=> Thoả mãn 4.3.2.7 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Thiết kế trục

Chọn vật liệu chế tạo trục là thép 45 có σ b `0 (Mpa), ứng suất xoắn cho phép [ τ ] ÷ 28 (Mpa).

4.2.2 Xác định lực tác dụng:

4.2.2.1 Sơ đồ lực tác dụng lên các trục:

4.2.2.2 Xác định các lực tác dụng lên trục:

 Lực tác dụng lên trục từ khớp nối: F kn 48,29 (N)

 Lực tác dụng lên trục từ bộ truyền đai: F đ 24,35 (N)

 Lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng:

Xác định sơ bộ đường kính trục:

 T 1 – Mômen xoắn danh nghĩa trên trục I: T 1 9600,32 (Nmm)

 [ τ ] – Ứng suất xoắn cho phép, [ τ ] ÷ 30 (MPa), với trục vào hộp giảm tốc ta chọn [ τ ]= 20 (MPa).

 T 2 – Mômen xoắn danh nghĩa trên trục I: T 2 i9217,09 (Nmm)

 [ τ ] – Ứng suất xoắn cho phép, [ τ ] ÷ 30 (MPa), với trục vào hộp giảm tốc ta chọn [ τ ]= 28 (MPa).

Như vậy, ta chọn: d sb 1 5 (mm) d sb 2 P (mm

4.2.3 Xác định sơ bộ khoảng các giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

 Xác định chiều rộng ổ lăn trên trục:

Tra bảng B 10.2 189 [ 1 ] với: d sb1 5 (mm) d sb 2 P(mm)

Ta được chiều rộng ổ lắn trên các trục: b o 1 ! (mm) b o 2 ' (mm)

Vì hộp giảm tốc 1 cấp, nên ta có:

Chiều dài may ơ của khớp nối truc II. l mc2 =(1,4 ÷ 2,5 ) d 2 =(1,4 ÷2,5 )50p ÷ 125(mm)

Chiều dài may ở của bánh răng trục II l m2 =(1,2 1 , 5) d 2 =(1,2 1 , 5)50=(60 75)¿>l m2 u mm

Chiều dài may ơ bánh răng trục I lm1=(1,2…1,5)d1=(1,2…1,5)35=(42…52,5) mm chọn l m1 = 45 mm chiều dài phần chìa trục I l mc =( 1,4 ÷2,5) d=¿ l mc 1 =(1,4 ÷2,5) d 1 =(1,4 ÷ 2,5) 35= 49 87,5 (mm)

Các kích thước khác liên quan đến chiều dài trục, chọn theo bảng

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp, hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 mm;

-Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp:k2 mm;

-Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3mm;

-Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn= 15mm

Với trục II l22 = 0,5.(lm2+b02)+k1 + k2=0,5.(91 +27)+10+10= 79 mm l21 = 2 l22 = 158 mm l2c= 0,5.(lmc2+b02)+k3 + hn=0,5.(95+27) +15+15= 91 mm

Với trục I l1c = 0,5.(lmc1 + b01) + k3 + hn = 0,5.(65+21)+15+15 = 86 mm l12= 79 mm l11 = 2.l12 = 2 66 = 158 mm

Tính toán thiết kế trục

4.3.1 Tính toán thiết kế cụm trục I

- Tính phản lực và vẽ biểu đồ mô men :

Ta có các lực và kích thước :

Ta có các phương trình cân bằng lực trên trục I : Σ Fx = Fdy + Fx1 + Ft1 + Fx2 = 0 Σ Fy = -Fdx +Fy1 - Fr1 + Fy2= 0 Σ Mx1 = -Fr1.l12 + Fy2.l11 + Fdx.l1c = 0 Σ My1 =Fx2.l11 – Fdy.l1c + Ft1.l12 = 0

Thay các giá trị: Fđ24,35(N),Fr91,22(N), FtF46,58(N), l118(mm), l12ymm, l1cmm

+Chọn kích thước các đoạn trục:

Xuất pháp từ độ bền;lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau : d11= d130 mm d10( mm d122 mm

- Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp bánh răng d122 mm chọn then bằng tra bảng 9.1a (trang 173)

- Chiều sâu rãnh then trên trục t1=5mm

- Chiều dài then lt=(0.8 ÷ 0.9) lmc1=(0.8 ÷ 0.9) 50@ ÷ 45 ( mm )

Theo dãy tiêu chuẩn chọn chiều dài then bằng lt@(mm)

32 x 40(8−5) 33 ≤ [ σ d ]0(Mpa) Ứng suất cắt: τ c = 2T dl t b ≤ [ τ c ] [ τ c ] là ứng suất cắt cho phép

32 x 40 x 10 &.5 ≤ [ τ c ] ` ÷ 90 ( Mpa ) Vậy mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt

- Xác định mối ghép then cho trục 1 lắp bánh đai d10( mm chọn then bằng tra bằng tra bảng 9.1a [trang 173]

- Chiều sâu rãnh then trên trục :t1=4mm

- Chiều dài then lt=(0.8 ÷ 0.9) lmc2=(0.8 ÷ 0.9) 70V ÷ 63 ( mm )

Theo dãy tiêu chuẩn chọn chiều dài then bằng ltV(mm)

28 x 56 (7− 4) r.11≤ [ σ d ]0(Mpa) Ứng suất cắt: τ c = 2T dl t b ≤ [ τ c ] [ τ c ] là ứng suất cắt cho phép

28 x 56 x 8 '.04 ≤ [ τ c ] = 60÷ 90 ( Mpa ) Vậy tất cả các mối ghép then đều đảm bảo độ bền dập và độ bền cắt.

4.3.1.3:Kiểm nghiệm trục theo độ bền mỏi và tĩnh Độ bền của trục được đảm bảo nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện: s j = s σj s τj

Trong đó [s] là hệ số an toàn cho phép; thông thường [s]=1,5….2,5 (Khi cần tang độ cứng ) [s]=2,5…3 như vậy có thể không cần kiểm nghiệm độ cứng của trục s sj và s tj - hệ số an toàn chỉ xét đến riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét đến ứng suất tiếp tại tiết diện j : s σj = σ −1

Trong đó: σ −1 và τ −1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng σ −1 =0.436 σ b =0.436 x 600&1.6( MPa) τ −1 =0.58 σ −1 =0.58 x 261.6 1.7 ( MPa)

, , , là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j,do quay trục một chiều: σ aj = M j

Với là momen cản uốn và momen cản xoắn tại tiết diện j của trục. là hệ số kể đến ảnh hưởng của các trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi ,tra bảng B10.7 Trang 197[1] với 600 MPa,ta có: y σ =0,05 và y τ =0

K σ dj và K τ dj - hệ số xác định theo công thức sau :

+ Kx : hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt cho trong bảng 10.8 (trang 197)với yêu cầu trục được gia công trên máy tiện với các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra= 2,5÷ 0,63 (𝜇m),và [ σ b ¿=¿

+ K y : hệ số tăng bề mặt trục, cho trong bảng 10.9[1]( trang 197) phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu Ta lấy K y =1.6

+ ε σ và ε τ :hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi

+ K σ và K τ : hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào các loại yếu tố gây tập trung ứng suất

Tra bảng B với trục tiết diện tròn

{ τ aj = σ τ aj mj = = W M 2W T j j = j oj 103977,16 σ = 2650.72 mj 2 169600.32 =0 x 5301.44 9,2 99 Do tiết diện này nằm ở ổ lăn nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra Tra bảng 10.11[1](Trang 198) Ta có:

Vây thay vào công thức : s j = √ s s σj σj 2 s + τj s τj 2

Vậy trục đảm bảo độ bền

4.3.1.5 Kiểm nghiệm tại thiết diện lắp bánh răng

Tra bảng 10.6Tr196[1] với trục có một rãnh then :

Ta thấy sự tập trung ứng suất là do rãnh then và do lắp ghép có độ dôi.

Tra bảng 10.11Tr198[1], ta có: Ảnh hưởng của độ dôi, chọn kiểu lắp k6:

K τ ε τ =1.64 Ảnh hưởng của rãnh then khi cắt bằng dao phay ngón Tra bảng 10.12Tr199[1] ta có: K σ =1.76 và K τ =1.54

Trị số kích thước ε σ và ε τ với d j 2 (mm) Tra bảng 10.10Tr198[1] ta có: ε σ =0.885 và ε τ =0.815

Thay số vào công thức:

4.3.1.6 Kiểm nghiệm tại vị trí lắp bánh đai

Do Mj=0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính riêng ứng suất tiếp

Tra bảng B với trục có 1 rãnh then

Do tiết diện này nằm ở đĩa xích nên tiết diện bề mặt trục lắp có độ dôi ra Chọn kiểu lỗ Tra bẳng B ta có ảnh hưởng của độ dôi:

K τ ε τ =1.64 Ảnh hưởng của rãnh then khi cắt bằng dao phay đĩa: Tra bảng 10.12Tr[199] và nội suy, ta có: K σ =1.76 và K τ = 1.54

Trị số kích thước ε σ và ε τ với dj = 26mm Tra bảng 10.10Tr[198] và nội suy ta có: ε σ =0.9 vàε τ = 0.85

4.3.1.7 Kiểm nghiệm độ bền tĩnh. Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (khi mở máy) cần kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh.

[ σ ] ≈ 0.8 σ ch =0.8 x 340'2( Mpa) σ td = √ σ 2 +3 τ 2 = √ 75.09 2 +3 x 43.15 2 5,9 ( Mpa )≤ [ σ ] 60 Mpa

⇒ Trục thỏa mãn độ bền tĩnh.

4.3.2 Tính chi tiết trục II:

- Lực tác dụng lên từ khớp nối: Fkn 48,29 (N)

- Lực tác dụng lên bánh răng: Ft = Ft1 = Ft2 F46,58 (N)

Ta có các phương trình cân bằng lực trên trục II : Σ Fx = Fx3 - Ft2 + Fx4 +Fkn = 0 Σ Fy = Fy3 + Fr2 + Fy4 = 0 Σ Mx (3)= Fr2.l22 + Fy4.l21 = 0 Σ My (3) = Ft2.l22 - Fx4.l21 - Fkn.(l21 + l2c) = 0

Thay các giá trị: Fkn 48,29 ,(N),Fr91,22(N), FtF46,58(N), l218(mm), l22= 79mm, l2cmm

Như vậy ta có biểu đồ momen như sau:

 Vật liệu làm trục thép C45, đường kính trục dP mm => ta có

Tính chính xác đường kính trục:

Theo công thức 10.15 Tr194[1] và 10.16Tr194[1] ta có:

 Chọn lại đường kinh đoạn trục:

Theo kết quả tính toán ở trên ta có: d21= 48,4 (mm), d22= 49,2 (mm), d23= 47,24 (mm), d20=0 (mm).

 Do lắp ổ lăn tại vị trí A và D nên ta chọn theo tiêu chuẩn Tr195[1] được: d21=d20P (mm)

 Tại vị trí C lắp bánh răng nên ta chọn: d22 = 52(mm)

 Ta chọn đường kính khớp nối B d23 = 48 (mm)

 Chọn then lắp tại vị trí lắp bánh răng (vị trí C)

 Chọn loại then: Then bằng

 Theo bảng 9.1a Tr173[1] ta chọn kích thước của then như sau: b22 (mm) h22 (mm) t22 (mm) r22 (mm)

 Chọn chiều dài then: l= (0,8…0,9) lm23 = (0,8…0,9).65R…58,5 (mm)=> Theo bảng 9.1a Tr173[1] chọn lV (mm)

Trong đó , ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, Mpa d22- đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng, d22R (mm)

 Thay số vào công thức ta được: σ d = 2 T 2 d 22 l(h 22 − t 22 ) = 2.699317,09

 Kiểm nghiệm độ bền then tại vị trí lắp khớp nối B : dmãn) 23 = 48 mm

 Chọn then bằng theo bảng 9.1a Tr173[1] ta chọn kích thước của then như sau: b23 (mm) h23 (mm) t23 (mm) r23 (mm)

 Chọn chiều dài then: l= (0,8…0,9) lm22= (0,8…0,9).85V…63 (mm)

=> Theo bảng 9.1a Tr173[1] chọn lV (mm)

Trong đó , ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, Mpa d22- đường kính trục tại chỗ lắp khớp nối, d23P (mm)

 Thay số vào công thức ta được: σ d = 2 T 2 d 23 l(h 23 −t 23 ) = 2.699317,09

4.3.2.3 Tính kiểm nghiệm trục II về độ bền mỏi

Kết cấu trục vừa thiết kế dảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thoả mãn điều kiện sau:

Trong đó: o [s] hệ số an toàn cho phép, thông thường [s]=1,5…2,5(khi cần tăng độ cứng [s]=2,5…3, như vậy có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của trục). o sϬj và sɽj – hệ số an toàn chỉ xét riêng cứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng xuất tiếp tại tiết diện j: o Trong đó : σ −1 và τ −1 - giới hạn mỏi uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng Có thể lấy gần đúng:

Mpa Mpa o , , , là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j,do quay trục một chiều: Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó

Trong đó Mj theo công thức 10.15 Tr196[1]

Khi trục quay 1 chiều ứng xuất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: và - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi tra theo bảng 10.7 Tr197[1]

Kбdj và Kɽdj –hệ số, xác định theo công thức 10.25 và 10.26 Tr197[1]

Trong đó: o - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt, phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, cho trong bảng 10.8 tr 197[1]. o - hệ số tang bền mặt trụ, cho trong bảng 10.9 phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. o và - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi,trị số trong bảng 10.10 Tr198 [1]. o và - hệ số tập trung thực tế khi uốn và khi xoắn,trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất Tại các bề mặt trục lắp có độ dôi, có thể trực tiếp tỉ số và - bảng 10-11 Tr198[1].

- Trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế và đối với rãnh then, chân răng then hoa và chân răng hệ mét cho trong bảng 10.12 phụ thuộc vào giới hạn bền của vật liệu trục.

- Trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế và góc lượn, ngấn lõm, lõm ngang và tại chân ren trục vít có thể tra trong bảng 10.13 Tr199[1].

4.3.2.4 Kiểm nghiệm tại tiết diện ổ lăn D

Tra bảng 10.6 Tr196[1] ta được: o { W W oj j = = ( ( π d π d 16 32 3 j 3 j ) ) = = π π 50 50 16 32 3 3 $543,69 271,8 mm mm 3 3 o { τ aj = σ τ aj mj = = W M 2W T j j = j oj 159093,96 12271,85 = 2.24543,69 σ 669317,09 mj =0 ,67 ,25 Mpa Mpa o Trị số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi với b`0 Mpa, tra bảng 10.7 Tr197 [1] t được và o Kбdj và Kɽdj –hệ số, xác định theo công thức 10.25 và 10.26 Tr197[1]

Hệ số Kx với phương pháp gia công với độ nhẵn bề mặt: Tiện Ra: 2,5…0,63 và бb= 600 Mpa=> chọn Kx=1,06

4.3.2.5 Kiểm nghiệm tại tiết diện bánh răng C

Tra bảng 10.6 Tr196[1] ta được: o W j = π d 3 j

2× 26412,0 ,24 o Trị số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi với b`0 Mpa, tra bảng 10.7 Tr197 [1] t được và o Kбdj và Kɽdj –hệ số, xác định thoe công thức 10.25 và 10.26 Tr197[1]

Từ (1) và (2) => Lấy max( )= 2,75 và max( )=2,05

4.3.2.6 Kiểm nghiệm tại tiết diện khớp nối B

Do Mj23=0 nên ta chỉ kiểm tra hệ số an toàn khi chỉ tính riêng ứng suất tiếp

Tra bảng 10.6 Tr196[1] ta được:

16 −14 x 5,5 ¿¿ ¿ 20265,93 mm 3 o Trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: τ mj23 =τ aj23 = τ max

2.20265,93 ,25Mpa o Trị số ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi với b`0 Mpa, tra bảng 10.7 Tr197 [1] t được và o Kбdj và Kɽdj –hệ số, xác định thoe công thức 10.25 và 10.26 Tr197[1]

Hệ số và tra trong bảng 10.10 Tr108[1] ta được:

=> Thoả mãn 4.3.2.7 Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh

Chọn ổ lăn trên trục I

5.1.1 Chọn loại ổ lăn Đường kính đoạn trục lắp ổ d= d a =d b 0 mm

Ta có tải trọng hướng tâm tác dụng lên 2 ổ : o Tại vị trí ổ lăn 1:

Do chịu tải trọng nhỏ và chỉ có lực hướng tâm, dùng ổ bi đỡ một dãy cho các gối đỡ 1 và 2. Đồng thời với kết cấu trục đã thiết kế và đường kính ngõng trục d 0 (mm), chọn ổ bi đỡ một dãy cỡ nặng tra bảng P2.7Tr254[1], ta có: o Ký hiệu: 306 o Đường kính trong: d= 30 mm o Đường kính ngoài: Dr mm o Khả năng tải động: C % kN o Khả năng tải tĩnh: C o 1 kN o Chiều rộng ổ lăn: B mmChọn cấp chính xác của ổ là 0.

5.1.2 Kiểm nghiệm khả năng tải động vủa ổ lăn

Khả năng tải động của ổ lăn được xác định theo công thức 11.1Tr213[1]:

C d =Q m √ L Trong đó: o L – Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay :

L` n L h 10 −6 = 60× 260.71 × 18000× 10 −6 = 281.57(triệu vòng) o m – bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn: m=3 (do là ổ bi) o Q – tải trọng động quy ước (kN) được xác định theo công thức 11.3TR214[1], với F a =0 :

- V – hệ số kể đến vòng nào quay, ở đây vòng trong quay:

- k t – hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, k t =1 ;

- k đ – hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra theo bảng 11.3Tr215[1], k đ =1 ;

- X – hệ số tải trọng hướng tâm, với ổ đỡ chỉ chịu lực hướng tâm X =1 ;

Thay số vào công thức ta có:

Ta thấy Q 1 Q0max=5,26kN < C0 ,2 kN (Khả năng tải tĩnh được đảm bảo)

PHẦN 6: THIẾT KẾ KẾT CẤU

Thiết kế vỏ hộp giảm tốc và một số chi tiết

 Công dụng: Đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và bộ phận máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đến, đựng dầu bôi trơn bảo vệ các chi tiết tránh bụi.

 Chỉ tiêu cơ bản của vỏ hộp giảm tốc: Độ cứng cao và khối lượng nhỏ.

 Thành phần bao gồm: Thành hộp, nẹp hoặc gân, mặt bích, gối đỡ, …

 Vật liệu làm vỏ gang: Gang xám GX15-32.

 Phương pháp gia công: Đúc. a Chọn bề mặt ghép nắp và thân

- Bề mặt lắp ghép song song với trục đế và đi qua đường tâm của trục. b Xác định kích thước cơ bản của vỏ hộp

Dựa vào bảng 18.1 Tr85[2] ta được:

Tên gọi Biểu thức tính toán Giá trị

Chiều dày Thân hộp: δ δ =0,03 a+3 > 6 δ =0.03.190+3=8,7 δ =9 mm

Gân tang cứng Chiều dày gân: e e= ( 0,8 ÷ 1 ) δ = (0.8 ÷ 1¿ 9 7,2 ÷ 9 e=8,5mm

Chiều cao gân: h h< 58 mm h@ mm Độ dốc Khoảng 2 ° 2 ° Đường kính Bu lông nền: d 1 d 1 >0,04 a+10> 12 mm d 1 > 0,04.190+10,6(mm) d 1 mm

Bu lông ghép mặt bích thân và nắp: d 3 d 3 = ( 0,8 ÷ 0,9 ) d 2 ¿(0,8 ÷ 0,9 ) 14 ¿ 11,2 ÷ 12,6 d 3 mm

Vít ghép nắp cửa thăm d5 d 5 =(0,5 ÷ 0,6) d 2 ¿(0,5 ÷ 0,6 ) 14 d 5 = 8 mm ¿ 7 ÷ 8,4

Mặt bích ghép nắp và thân

Chiều dày mặt bích thân: S 3

Chiều dày mặt bích nắp: S 4

Kích thước gối trục Đường kình ngoài và tâm lỗ vít D 2 ,D 3 Tra bảng 18.2

Tra bảng 18.2 Trục II: D= 90 mm

Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ: K 2

Mặt đế hộp Chiều dày không có phần lồi: S 1

Chiều dày khi có phần lồi: D d ; S 1 ;S 2

Bề rộng mặt đế hộp:

Khe hở giữa các chi tiết

Giữa bánh răng và thành hộp

Giữa bánh răng và đáy hộp

Giữa mặt bên các bánh răng với nhau

Số lượng bu lông nền Z

L, B – Chiều dài và chiều rộng của hộp

Một số kết cấu liên quan đến cấu tạo vỏ hộp

Theo bảng 18.2 Tr88 [2] ta được kích thước nắp ổ với hai trục như sau:

Vị trí D(mm) D2(mm) D3(mm) D4(mm) d4(mm) z h

 Chức năng: nhờ có chốt định vị, khi xiết bu lông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân) do đó loại trừ được các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng

 Chọn loại chốt định vị: Chốt côn.

 Theo bảng 18.4b Tr91[2] ta được kích thước của chốt định vị như sau: d(mm) c(mm) l(mm)

 Chức năng: Để kiểm tra, quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp, trên đỉnh hộp có làm cửa thăm Cửa thăm được đậy bằng nắp, trên nắp có thể lắp thêm nút thông hơi.

 Chức năng: Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi nắp trên cửa thăm.

 Tra bảng 18.6 Tr93 [2] ta được kích thước của nút thông hơi:

 Chức năng: Sau thời gian làm việc dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn của biến chất cần phải thay dầu mới, để tháo dầu cũ ra thì đáy hộp có lỗ thoát dầu được bịt kín bằng nút tháo dầu.

 Chọn nút tháo dầu hình trụ.

 Tra bảng 18.7 Tr93 [2] ta được kích thước nút tháo dầu: d b m f L c q D S D0

 Chức năng que thăm dầu: dùng để kiểm tra mức dầu, chất lượng dầu bôi trơn trong hộp giảm tốc Để tránh sóng dầu gây khó khăn cho việc kiểm tra, đặc biệt khi máy làm việc 3 ca, que thăm dầu thường có vỏ bọc bên ngoài.

 Kích thước của que thăm dầu:

 Vòng phớt o Vòng phớt được dùng để lót kín và là chi tiết được dùng khá rộng rãi do có kết cấu đơn giản, thay thế dễ dàng nhưng chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt có độ nhám cao. o Chọn loại vòng phớt không điều chỉnh được khe hở ( vận tốc trượt nhỏ, ổ bôi trơn bằng mỡ). o Tra bảng 15.17 Tr50 [2] ta được kích thước rãnh lắp vòng phớt và vòng phớt. d d1 d2 D a b S0

 Vòng chắn mỡ(dầu) o Chức năng: Để ngăn cách mỡ trong bộ phận ổ với dầu trong hộp. o Kích thước vòng mỡ(dầu) như hình vẽ a

 Kết cấu bánh răng chủ động o Trong đó: + Bw1,5mm

 Theo các công thức Tr13[2] ta chọn được kết cấu bánh răng bị động như sau: o Chiều dày của vành răng: δ =(2,5 4 )m=(2,5 4 ).2= 5 8mm => Chọn δ =9 mm o Chiều dài mayo: l=lm23mm. o Đường kính ngoài của mayo:

=> Chọn D,5mm. o Chiều dày của đĩa: C= (0,2…0,3) d= (0,2…0,3) b,6…17,4mm

=> Chọn C!,5mm. o D v = D f 2 −2 δ '6 mm o Đường kính tâm lỗ: D0=0,5(D+Dv) =0,5(85,5+276)1mm. o da12mm.

LẮP GHÉP, BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI

Dung sai và lắp ghép ổ lăn

Lắp vòng trong của ổ lên trục theo hệ thống lỗ cơ bản và lắp vòng ngoài vào vỏ theo hệ thống trục cơ bản. Để các vòng không trượt trên bề mặt trục hoặc lỗ khi làm việc, ta chọn kiểu lắp trung gian với các vòng không quay và lắp có độ dôi với các vòng quay. Chọn miền dung sai khi lắp các vòng ổ:

Tra bảng 20-12, 20-13 trang 132 ta được:

Lắp bánh răng lên trục

Để truyền momen xoắn từ trục lên bánh răng và ngược lại, ta chọn sử dụng then bằng Mối ghép then thường không được lắp lẫn hoàn toàn do rãnh then trên trục thường được phay thường thiếu chính xác Để khắc phục cần cạo then theo rãnh then để lắp.

Lắp bánh răng lên trục theo kiểu lắp chặt:

Dung sai mối ghép then

Tra bảng B20.5 và B20.6Tr125[2] với tiết diện then trên các trục ta chọn kiểu lắp ghép trung gian N9-Js9

Sai lệch giới hạn của chiều rộng then: ¿ ¿

Sai lệch chiều sâu rãnh then:

{ Trục II Trục I :t : t= =5 4 ,5 mm mm ⇒ ⇒ N N max max =+ =+0,2 0,2 mm mm

Lắp ghép giữa nắp với ổ và bạc với trục

Trục Vị trí lắp Kiểu lắp Lỗ Trục

Trục I Trục và vòng trong ổ ϕ 30 k 6 ϕ 30 +0,002 +0,015

Trục và vòng chắn dầu ϕ 28

D 10 k 6 ϕ 28 +0,065 +0,149 ϕ 28 +0,002 +0,015 Đoạn trục lắp bánh đai ϕ 28 k 6 ϕ 28 +0,002 +0,015

Trục II Trục và vòng chắn dầu ϕ 48

H 7 d 11 ϕ 90 0 +0,030 ϕ 90 −0,340 −0,120 Đoạn trục lắp khớp nối

[1] Sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 1.

[2] Sách tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập 2. ĐÁNH GIÁ MỨC ĐỘ LÀM VIỆC

Nguyễn Anh Văn: 50% Đỗ Danh Vinh: 50%

Tiêu đề	Thiết Kế Hệ Dẫn Động Băng Tải
Tác giả	Nguyễn Anh Văn, Đỗ Danh Vinh
Người hướng dẫn	TS. Nguyễn Xuân Hạ
Trường học	Trường Đại Học Bách Khoa Hà Nội
Chuyên ngành	Chi Tiết Máy
Thể loại	đồ án môn học
Năm xuất bản	2023
Thành phố	Hà Nội

Định dạng
Số trang	86
Dung lượng	1,21 MB