đồ án tốt nghiệp chi tiết máy

MỤC LỤC LỜI NÓI ĐẦU Đất nước ta đang trên đà phát triển với xu hướng công nghiệp hóa hiện đại hóa, sự phát triển của những lĩnh vực khoa học kỹ thuật như Cơ khí, Cơ điện tử, Điện, Điện tử, Tự động hóa, Công nghệ thông tin... Giữ vai trò đặc biệt quan trọng, sự phụ thuộc của con người đã đang và tiếp tục được thay thế bởi máy móc tự động 1 hóa, mà ở đó con người có thể điều khiển được hệ thống dây truyền hoạt động trơn chu. Từ đó làm tăng năng suất lao động, giảm giá thành sản phẩm, đảm bảo an toàn cho người lao động. Để làm được điều đó những người kỹ sư phải có trình độ cũng như kiến thức chắc chắn về chế tạo, điều khiển tự động và vận hành. Vì vậy sự đầu tư, quan tâm cho sự phát triển trong tương lai phải được thực hiện một cách nghiêm túc từ ngay từ trong các trường Đại học kỹ thuật nơi mà các sinh viên là kỹ sư, cử nhân tương lai đang theo học. Đồ án môn học Chi tiết máy là tiền đề cơ bản cho sinh viên ngành cơ khí khi còn ngồi trên ghế nhà trường. Bước đầu định hướng được việc mình phải làm gì, làm như thế nào, cách thức thực hiện ra sao… Để hiểu thiết kế được từng chi tiết máy từ đơn giản nhất tới phức tạp hơn rồi tới một sản phẩm máy hoàn chỉnh có công dụng nhất định trong tương lai, qua đó có cách nhìn đúng đắn hơn về ngành nghề mình đang theo học và thêm yêu nghề hơn. Nội dung chính đồ án đề cập tới vấn đề cơ bản nhất trong thiết kế máy và chế tạo máy. Để làm được đồ án này mỗi sinh viên phải nắm được kiến thức cơ bản trong các tài liệu và môn học nguyên lý máy, chi tiết máy, dung sai kỹ thuật đo, vật liệu học, cơ lý thuyết, sức bền vật liệu, tính toán thiết kế hệ dẫn động trong cơ khí, đọc được bản vẽ kỹ thuật, phải biết được các thuật ngữ các kí hiệu trong ngành cơ khí. Cùng với đó là không thể thiếu sự ứng dụng của các phần mềm thiết kế cơ bản trong cơ khí chế tạo như Autodesk AutoCAD 2D, Autodesk AutoCAD Mechanical, Autodesk Inventor 3D, SolidWorks 3D, Catia… Đồng thời khi thiết kế chúng ta phải bám sát với thực tế để sao cho sản phẩm tạo ra có giá thành hợp lý, chi phí sản xuất thấp, tính thẩm mỹ cao, tuổi thọ tốt đảm bảo yêu cầu kỹ thuật thì mới có thể cạnh tranh trên thị trường. Khi thực hiện làm đồ án em cũng gặp phải một số khó khăn nhất định. Như kiến thức về chi tiết máy, kỹ năng vẽ Autocad 2D, Autodesk Inventor 3D còn gặp nhiều hạn chế. Được sự giúp đỡ nhiệt tình của quý thầy cô trong khoa Công nghệ cơ khí trường Đại học Điện lực và đặc biệt là thầy giáo hướng dẫn ThS. Nguyễn Hồng Lĩnh, cùng với đó là sự giúp đỡ của các bạn thành viên trong khoa Công nghệ cơ khí và các bạn trong lớp Đ7-Cơ Điện Tử mà em đã hoàn thành được đồ án môn học này. Do lần đầu tiên thực hiện với vốn kiến thức tổng hợp được còn nhiều hạn chế, cho nên dù đã có nhiều cố gắng nhưng sai sót là điều không thể tránh khỏi. Em rất mong nhận được sự đóng góp của thầy và các bạn để cho lần làm sau được tốt hơn. Em xin chân thành cảm ơn! Sinh viên thực hiện. 2 Lại Văn Tùng Đồ án môn học CHI TIẾT MÁY Sinh viên thực hiện : Lại Văn Tùng Mã số sinh viên : 1281090049 Ngành đào tạo : Người hướng dẫn : ThS. Nguyễn Hồng Lĩnh 3 Ngày bắt đầu : 3/6/2015 Ngày bảo vệ : Ngày kết thúc : Đề Tài THIẾT KẾ HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG XÍCH TẢI Phương án số : 14 Hệ thống dẫn động xích tải gồm : 1 - Động cơ điện 2 - Bộ truyền đai thang 3 - Hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triển 4 - Nối trục đàn hồi 5 - Xích tải Số liệu thiết kế : • Lực vòng trên xích tải ,F(N) : 8500N • Vận tốc xích tải, v(m/s) : 1,25m/s • Số răng đĩa xích tải dẫn, z(răng) : 9 • Bước xích tải, p(mm) :110mm • Thời gian phục vụ L, năm : 9 • Quay một chiều, làm việc 2 ca,tải va đập nhẹ. (1 năm làm việc 300 ngày, 1 ca làm việc 8 giờ ) • Chế độ tải : T1 = T, T2 = 0.6T, t1=24s, t2 = 48s 4 5 PHẦN 1- TÍNH TOÁN CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỶ SỐ TRUYỀN. I- CHỌN ĐỘNG CƠ. Gọi N : là công suất trên xích tải : Hiệu suất chung của hệ dẫn động Nct : Công suất làm việc Ta có : Nct = Do động cơ làm việc với tải trọng thay đổi  Chọn Hiệu Suất Của Hệ Thống. • Hiệu suất truyền động theo công thức (2.9) : 4 * Trong đó: = 0,95 : Hiệu suất của bộ truyền đai. = 1 : Hiệu suất khớp nối trục đàn hồi. = 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng = 0,97 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng = 0,99: Hiệu suất ổ lăn.  = 0,95.1.0,97.0,97.0,994 = 0,86  Tính Công Suất Đẳng Trị ( Công Suất Tính Toán). • Công suất tính toán • Công suất cần thiết trên trục động cơ.  Xác Định Số Vòng Quay Sơ Bộ Của Động Cơ. Theo nguyên lý làm việc thì công suất của động cơ phải lớn hơn công suất làm việc (ứng với hiệu suất của động cơ ) do đó ta phải chọn động cơ có công suất lớn hơn công suất làm việc • Số vòng quay của trục công tác. (vòng/phút) 6 Theo tiêu chuẩn tỉ số truyền đai thang 3- 5, ta chọn 3 và tỉ số truyền hộp giảm tốc hai cấp từ 8-40, ta chọn 10 : • Tỉ số truyền sơ bộ là : Trong đó: = 10 : Tỉ số truyền hộp giảm tốc. = 3 : Tỉ số truyền bộ truyền đai thang. • Số vòng quay sơ bộ của động cơ. (vòng/phút )  Chọn Động Cơ Điện, Bảng Thông Số Động Cơ Điện. - Theo bảng P1.3 (sách TTTK HDCĐK_T1_Trịnh Chất, Lê Văn Uyển) - thông số kĩ thuật của động cơ 4A Vậy ta chọn động cơ kí hiệu 4A132M2Y3 có các thông số : Kiểu động cơ 4A112M2Y 3 Công suất (kW) 11,0 Vận tốc quay (v/ph) 2907 Cos φ η% 0,90 88 2,2 2,0 II- PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN  Chọn Tỉ Số Truyền Của Hệ Thống Dẫn Động. Theo công thức (3.23) : Trong đó : - : số vòng quay của động cơ đã chọn - : số vòng quay của trục máy công tác Ta chọn => Tỉ số truyền của bộ truyền xích ống con lăn là: Hộp giảm tốc bánh răng trụ 2 cấp khai triển: u1 = 1,3u2 7 u2 = = = 2,77 u1 = 1,3u2 = 1,3.2,77 = 3,6 Tỉ số truyền cuối cùng của hộp giảm tốc: uhgt = ux.u1 = 3,83.3,6 = 13,78 Sai số tỉ số truyền hộp giảm tốc: = 0,378 % (3% - 5%) Như vậy sai số nằm trong khoảng cho phép III- LẬP BẢNG ĐẶC TÍNH  Tính Toán Công Suất Trên Trục (chọn nkn = 0.93 theo bảng 2.3 sách TTTK HDĐCK trang 19)  Tính Toán Số Vòng Quay Các Trục. (vòng/phút) (vòng/phút) (vòng/phút)  Tính Monen Xoắn Trên Các Trục. 8  Bảng đặc tính : Động cơ Công Suất (KW) Tỉ số truyền u Số vòng quay n (vòng/phút) Momen xoắn T (Nmm) Trục 1 Trục 2 Trục 3 9,48 9,1 8,74 Ud = 3 2907 33115 U1 = 3,6 969 U2 = 2,77 269 97,11 859510 9 Trục 1 Trục 2 Trục 3 Trục động cơ Trục công tác PHẦN 2- THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN ĐAI THANG  Thông số kĩ thuật để thiết kế bộ truyền đai thang.  Công suất bộ truyền: P = 10,08 kW.  Tỉ số truyền: = 3  Số vòng quay bánh dẫn:  Tải trọng va đập nhẹ, làm việc hai ca.  Trình tự thiết kế gồm các bước sau: I- CHỌN LOẠI ĐAI. Chọn loại đai tiết diện theo hình đồ thị 4.13 (sách TTTk HDĐCK trang 59) với P = 10,08 kW và số vòng quay bánh dẫn n 1 = 2907(vòng/phút) ta chọn loại đai Ƃ có các thông số bt = 14mm, b = 17mm, h = 10,5mm, y 0 = 4,0 mm, diện tích tiết diện A = 138 mm2. 10 II- XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH BÁNH ĐAI. 1. Xác định đường kính bánh đai nhỏ d1. - Dựa và bảng 4.13 (trang 59, Sách TTTK HDĐCK) ta chọn đường kính 2. - bánh đai theo tiêu chuẩn d1= 180 mm . Vận tốc đai : v = = 24,34 (m/s) Nhỏ hơn vận tốc cho phép là 25m/s. Xác định dường kính bánh đai lớn d2. Chọn hệ số trượt � = 0.01 Theo công thức 4.2 (TTTK HDDDDCK trang 53) ta có : u= = =  d2 = u.d1. = 3.160.(1-0.01) = 475,2 mm - Chọn d2 =500 mm (theo bảng 4.21 trang 63 ) - Tỷ số truyền : u= = = 3,16 - Sai lệch �u = .100 = 5,3% III- CHỌN SƠ BỘ KHOẢNG CÁCH TRỤC. - Theo bảng 4.14 trang 60, có u = 3 ta chọn khoảng cách trục : ad2 = 500 mm Kiểm tra a co thỏa mãn công thức 4.14 trang 60 : 0,55 (d1 +d2) + h a 2(d1 +d2)  0,55(160 + 500) + 10,5 500 2(160 + 500)  373,5mm 500 1320 mm Ta thấy thỏa mãn,vậy khoảng cách truc a = 500 mm . IV- XÁC ĐỊNH CHÍNH XÁC CHIỀU DÀI ĐAI VÀ KHOẢNG CÁCH TRỤC. 1. Xác định chiều dài đai L.(d2 –d1 )2 Theo công thức 4.4 trang 54 : L = 2a + (d1 +d2) + (d2 –d1 )2/4a L = 2.500 + (160 + 500) + (500 -160)2/4.500 = 2094 mm - Chọn theo tiêu chuẩn L = 2000 mm (bảng 4.13 trang 59) - Kiểm nghiệm số vòng quay chạy trong 1 giây. i= == 12,17> imax=10 11 Vậy ta cần chọn L = 2500 mm : i= == 9,73< imax =10 2. Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài L : Theo công thức 4.6 trang 54, ta có : a = ( + )/4 Trong đó : λ = l- /2 =2500 - /2 = 1464 � = (d2 –d1 )/2 = ((500-160)/2 = 170 a = (1464 + = 711,7 mm V- KIỂM NGHIỆM GÓC ÔM. - Góc ôm đai trên bánh đai nhỏ : 1 = 180 - 57 = 180 - 57= 153 = 2,66 rad α1 ≥ 1200 - Thỏa điều kiện (ở đây ta chon đai tổng hợp theo hướng dẫn trang 54 ) VI- XÁC ĐỊNH SỐ ĐAI CẦN THIẾT. - Số đai z được xác định theo điều kiện tránh xảy ra trơn trượt giữa đai và bánh đai. - Theo công thức 4.16 trang 60 :  z = P1Kđ/([P0]CC1CuCz) z = 9,48.1,25/(5,6.0,93.1,02.1,14.0,95) = 2,05 Chọn số đai z= 2 Trong đó : - P1 = 9,48 kW : công suất bánh chủ động [P0] = 5,6 : công suất cho phép (bảng 4.19 trang 62) Kđ = 1,25 :hệ số tải trọng động,va đập nhẹ,động cơ nhóm II (bảng 4.7 trang 55) C = 1 – 0,0025(180 -1 ) = 0,93 (công thức trang 61 ) Tra bảng 4.16 trang 61 với l/l0 = 1,1 ta được C1 = 1,02 Cu = 1,14 do u = 3 (tra bảng 4.17 trang 61 ) Cz = 0,95, ta có P1/[P0] = 9,48/5,6 = 1,69, (tra bảng 4.18 tr.61) 12 VII- XÁC ĐỊNH CÁC KÍCH THƯỚC CHỦ YẾU CỦA ĐAI. - Chiều rộng bánh đai. B = (z – 1 )t +2e = (2 – 1 ).19 + 2.12.5 = 44 mm - Đường kính ngoài : Bánh dẫn : dn1 = d1 + 2 h0 = 160 +2.4,2 = 168,4 mm Bánh bị dẫn :dn2 = d2 + 2 h0 =500+2.4,2 = 508,4 mm (Có t,e, h0 tra bảng 4.2 trang 63 với kí hiệu đai Ƃ) VIII- TÍNH LỰC CĂNG BAN ĐẦU VÀ LỰC TÁC DỤNG LÊN TRỤC. - - - Theo công thức 4.19 trang 63, ta có lực căng ban đầu : F0 = 780PKd/(vCz) + Fv = 780.9,48.1,25/(24,34.0,93.2) + 105,45 =309,6 N K d = 1,25 Trong đó: +/ Hệ số tải trọng động +/ C = 0,93 :hệ số ảnh hưởng góc ôm +/ Fv = qm.v2 = 0,178.24,342 = 105,45: Lực căng do lực ly tâm (vớiqm tra bảng 4.22 trang 64) Lực tác dụng lên trục Fr = 2 F0zsin( = 2.309,6.2.sin(153/2) =1204,18 N Thông số d1 , mm Đường kính bánh đai nhỏ Đường kính bánh đai lớn d2,mm B, mm Chiều rộng bánh đai l , mm Chiều dài đai Số đai z a, mm Khoảng cách trục Fr , N Lực tác dụng lên trục Vận tốc m/s Đai thang 160 500 44 2500 2 1809 1204,18 24,34 13 PHẦN 3- TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC. I- Tính Toán Bộ Truyền Cấp Nhanh Bánh Răng Trụ Răng Nghiêng. 1. Thông số kỹ thuật. T= Nmm u = 3,6 2. Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng. - Ta chọn loại vật liệu của hai bánh răng như nhau thép C45 thường hóa (theo bảng 6.1 trang 90), Ta chọn: + Độ rắn bánh răng nhỏ đạt độ rắn HB 241..285HB , + Độ rắn bánh răng lớn đạt độ rắn HB 192.. 240HB 3. Xác định sơ bộ ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH ] và ứng suất uốn cho phép [σF ]: Theo bảng 6.2 (sách 1) với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB 180..350 SH=1,1 SF=1,75 Chọn độ rắn bánh nhỏ HB1=245, độ rắn bánh lớn HB2 là 230HB +/ Giới hạn mỏi tiếp xúc và giới hạn mỏi uốn, tra bảng 6.2 trang 94 : Hlim1 = 2HB1 +70 = 2.245 + 70 =560 Mpa Hlim2 = 2HB2 +70 = 2.23 + 70 =530 Mpa Flim1 = 1,8HB1 = 1,8.245 =441 Mpa Flim2 = 1,8HB2 = 1,8.230 =414 Mpa 14 3.1 - Số chu kỳ làm việc cơ sở, công thức 6.5 trang 93 : Theo công thức (6.5 trang 93), ta có : N HO1 = 30.HB12,4 = 30.2452,4 = 1,6.107 chu kỳ N HO 2 = 30.HB2 = 30.230 = 1,39.107 chu kỳ 6 NF01 =NF01 = NF0 = 4.10 chu kỳ : đối với tất cả các loại thép (NF0 là số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử bền uốn ) 2,4 2,4 3.2 - Số chu kỳ làm việc tương đương. - Số lần ăn khớp bánh răng trong 1 vòng quay c=1 - Tuổi thọ: Lh = 9.300.8.2 = 43200giờ. Theo công thức (6.7 trang 93), ta có : 3 3 n n   Ti   Ti  ti   N HE1 = 60c.∑  ÷ niti = 60cLh n∑  ÷ i =1  Tmax  i =1  Tmax  ∑ ti     T 3 24  0,6T 3 48  = 60.1.43200.969.  ÷ . +  ÷.   T  72  T  72  = 10,16.108(chu kỳ) Theo công thức 6.8 trang 93, ta có : N 10,16.108 N HE2 = HE1 = = u 3,6 2,82.108 chu kỳ m 6 n n   Ti   Ti  ti   N FE1 = 60c.∑  ÷ niti = 60cLh n∑  ÷ T T t i =1  max  i =1  max  ∑ i     T  6 24  0,6T 6 48  = 60.1.43200.969.  ÷ . +  ÷.   T  72  T  72  F = 9,15.108chu kỳ NFE2 = = = 2,54.108 chu kì 15 3.3 – Hệ số tuổi thọ Theo các công thức 6.3 và 6.4 trang 93, ta có : K HL = m N HO / N HE H K FL = m N FO / N FE F Trong đó : mH, mF là bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn, mH = 6, mF = 6, khi độ rắn mặt bánh răng 350 . Theo chú ý ở trang 94, khi tính K HL và K FL theo các công thức (6.3) và (6.4) N HO cần chú ý rằng bắt đầu từ NF0 và đường cong mỏi gần đúng là một đường thẳng song song với trục hoành ,tức là trên khoảng này giới hạn mỏitiếp xúc và giới hạn mỏi uốn không thay đổi. Vì vậy khi tính ra NHE> NHO K HL thì lấy NHE = NHO, do đó = 1, tương tự ta có Do NHE1>NHO1 ,NHE2> NHO2 ,NFE1> NFO1 ,NFE2> NFO2  KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1 K FL = 1. 3.4 - Ứng suất tiếp xúc và Ứng suất uốn cho phép. Theo các công thức , 6.1 va 6.2 trang 93, ta có : [ σ H 1 ] = σ H l im1 K HL 1 = 560. = 509MPa sH 1,1 [ σ H 2 ] = σ H lim2 K HL 1 = 530. = 481,8MPa sH 1,1 [ σ F 1 ] = σ 0 F lim1 1.K FL 1.1 = 441. = 252 MPa sF 1,75 [ σ F 2 ] = σ 0 F lim2 1.K FL 1.1 = 414. = 236,5MPa sF 1,75 KFC= 1, hệ số xét đến ảnh hưởng đạt tải. 16 - Do bộ truyền bôi trơn tốt (bộ truyền hở )nên ta tính toán theo độ bền mỏi tiếp xúc để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm lại điều kiện bền uốn. - Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, theo công thức 6.12 trang 95, nên ta có: [ σ H ] = 0,5([ σ H 1 ] + [ σ H 2 ] ) = 0,5.(509 + 481,8) = 495,4 MPa - So sánh với điều kiện: [ σ H ] min = [ σ H 2 ] = 481,8 MPa Do đây là bánh răng trụ lên ta có điều kiện : [ σ H ] = 495,4 ≤ 1, 25[ σ H ] min = 602,25MPa Ứng suất quá tải cho phép theo các công thức 6.13 va 6.14 trang 95, 96 : [ σ H ] max σ ch 2 = 2,8 = 2,8.450=1260 MPa [ σ F 1 ] max σ ch1 = 0,8 = 0,8.580=464 Mpa [ σ F 2 ] max σ ch 2 = 0,8 = 0,8.450=360 MPa 4. Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng. Theo bảng 6.6 trang 97, ta chọn - Theo công thức 6.16 trang 97, ta tính được - ψ ba = 0,3 ψ bd = 0,53ψ ba (u + 1) = 0,53.0,3.(3,6 + 1) = 0.69 - Dựa vào ψ bd tra bảng 6.7 trang 98, ta xác định được hệ số tập trung tải trọng : (sơ đồ 3) K H β = 1,1; K F β = 1,2 5. Tính sơ bộ khoảng cách trục - Tính toán cho bánh răng trụ răng nghiêng ta dùng công thức: aw ≥ ka (u + 1) 3 T1K H β ψ ba [ σ H ] u 2 = 43.(3,6 + 1) 3 93430.1,1 = 144,23mm 0,3.495, 42.3,6 17 ka Trong đó : : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng và loại bánh Răng Bảng 6.5 tr.96 chọn ka= 43 T1 = 93430 : Nmm mômen xoắn trên trục bánh chủ động [σH ] = 495,4 MPa : ứng suất tiếp xúc cho phép U = 3,6 : tỉ số truyền aw = 150mm Theo tiêu chuẩn ta chọn 6. Xác định thông số bộ truyền Theo công thức 6.17 trang 97, ta có : m= (0.01÷0.02) aw = (0.01÷0.02) .150 = 1,5 ÷ 3 mm Theo tiêu chuẩn của bảng 6.8 trang 99, ta chọn mn=2,5mm 7. Xác định số răng và góc nghiêng răng. 8o ≤ β ≤ 20o - Từ điều kiện góc nghiêng răng: - Theo công thức 6.31 trang 103, ta có : - 2aw cos 20o 2aw cos8o ≤ z1 ≤ mn (u + 1) mn (u + 1) 2.150.cos 20o 2.150.cos8o ≤ z1 ≤ 2,5(3,6 + 1) 2,5(3,6 + 1) ⇒ 24,51 ≤ z1 ≤ 25,83 ⇒ - Suy ra: - Chọn z1= 25 răng. - Số răng bánh bị dẫn Ta chọn z2=90 răng z2 = z1.u = 36.3,6 = 90 um = - Ta tính lại tỉ số truyền thực: ∆= - Sai số tương đối tỉ số truyền: Góc nghiêng răng: β = arccos z2 90 = = 3,6 z1 25 um − u = 0% < 2% u mn ( z1 + z2 ) 2,5.(25 + 90) = arccos = 16,59o 2aw 2.150 18 8. Tìm hệ số dịch chỉnh Tính toán hệ số dịch tâm y và hệ số ky : Theo công thức 6.22 trang 100, ta có : y= aw 150 − 0,5(z1 + z2 ) = − 0,5(25 + 90) = 2,5 m 2,5 ky = 1000 y 1000.2,5 = = 21,74 z1 + z2 25 + 90 Công thức 6.23 trang 100 : Tra bảng 6.10a trang 101, ta được kx= 3,215 Suy ra hệ số giảm đỉnh răng y theo công thức 6.24 trang 100 : (z1 + z2 ) y = kx . /1000=3,215.(25+90)/1000=0.36 Theo bảng 6.9 trang 100,ta chọn x1= 0 ; x2 = 0 9. Xác định kích thước bộ truyền Theo bảng 6.11 trang 104, ta có : • Đường kính vòng chia mz 2,5.25 d1 = n 1 = = 65,21mm cos β cos16,59o mz 2,5.90 d2 = n 2 = = 234,77 mm cos β cos16,59o Khoảng cách trục chia: a = 0,5(d1+d2) = 0,5.(65,21 + 234,77) = 149,99 mm • Đường kính vòng lăn : • d w1 = 2 aw 2.150 = = 65,21mm um + 1 3,6 + 1 d w 2 = d w1um = 65,21.3,6 = 234,78mm • Đường kính đỉnh răng : d a1 = d1 + 2(1 + x1 − ∆y )mn = 65,21 + 2.(1 − 0,36)2,5 = 68,41mm d a 2 = d 2 + 2(1 + x2 − ∆y ) mn = 234,77 + 2.(1 − 0,36)2,5 = 237,97 mm • Đường kính đáy răng 19 d f 1 = d1 − 2(2,5 − 2 x1 )mn = 65, 21 − 2(2,5 − 2.0).2,5 = 52,71mm d f 2 = d 2 − 2(2,5 − 2 x2 ) mn = 234,77 − 2(2,5 + 2.0).2,5 = 222,27 mm • Bề rộng răng: bw = awψ ba = 150.0,3 = 45mm 10. Chọn cấp chính xác cho bộ truyền - Vận tốc vòng bánh răng: v= π d1n1 3,14.65,21.969 = = 3,3m / s 60000 60000 Dưa vào bảng 6.13 trang 106, ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9 11. Xác định lực tác dụng lên bộ truyền. • Lực vòng : 2T 2.93430 Ft1 = 1 = = 2865,5 N d w1 65,21 - • Lực hướng tâm : F tgα 2865,5.tg 20 Fr1 = t1 nw = = 1088, 26 N cos β cos16,59 • Lực dọc trục Fa1 = Ft1tg β = 2865,5.tg16,59 = 853,7 N 12. Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc - Ứng suất tiếp xúc được tính bởi công thức 6.33 trang 105, ta có : σH = zM zH zε d w1 2T1K H (u + 1) bwu Trong đó : zM = 274 MPa1/2 +/ :hệ số kể đến vật liệu của bánh răng ăn khớp (tra bảng 6.5 bánh răng làm bằng thép) +/ Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo công thức 6.34 tr.105 : 20 zH = 2cos βb sin2α tw βb = arctg (cos α t .tg β ) = arctg (cos 20,8.tg16,59) = 15,56o  tg 20o   tgα nw  α tw = α t = arctg  = arctg  = 20,8o ÷ o ÷  cos β   cos16,59  ⇒ zH = 2cos15,56o = 1,7 sin(2.20,8) +/ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng (công thức 6.37 tr.105) : b .sinβ 45.sin16,59 εβ = w = = 1,64 mn .π 2,5.π > 1 (ta dùng công thức 6.36c) zε = 1 εα   1 1   1   1 ε α = 1,88 − 3,2  + ÷ cos β = 1,88 − 3, 2  + ÷ cos16,59o = 1,64  25 90     z1 z2    1 = 0,78 1,64 ⇒ zε = +/ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc (công thức 6.39 tr.106): K H = K H β .K Hv .K Hα = 1,03.1,02.1,14 = 1,19 Trong đó : KHβ - - - =1,03 là hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng tra bảng 6.7 K Hα = 1,14 :hệ số sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp (tra bảng 6.14 tr.107) K Hv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong cùng ăn khớp, tra bảng P2.3 phụ lục trang 250 với cấp chính xác 8 ,v = 3,3 ta K Hv được = 1,02 21 => σ H = Do zM z H zε d w1 2T1K H (u + 1) 274.1,7.0,78 2.93430.1,19.(3,6 + 1) = = 442,72 MPa bwu 65,21 45.3,6 σ H = 442,72 MPa < [ σ H ] = 495,4 MPa , đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc 13. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo công thức 6.43 va 6.44 trang 108, ta có : σ F1 = σF2 = 2T1 K F Yε Yβ YF 1 2.93430.1,55.0,6.0,88.3,9 = = 81,29 (bw d w1m) 45.65,21.2,5 σ F 1.YF 2 81,29.3,6 = = 75,04 MPa YF 1 3,9 Yε = Trong đó : Yβ = 1 − 1 1 = = 0,6 ε α 1,64 MPa : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. β° 16,59° = 1− = 0,88 140 140 YF1,YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2. z1 25 zv1 = = = 28,40 3 3 cos β cos 16,59 z2 90 zv 2 = = = 102,24 3 3 cos β cos 16,59 Tra bảng 6.18 trang 109 với x1=0, x2 = 0, ta có YF1 = 3,9, YF2 = 3,6 KF : hệ số tải trọng khi tính bền uốn (theo công thức 6.45 tr.109) : K F = K F β .K F α .K Fv KFβ = 1,08 hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng khi tinh về uốn, tra bảng P2.3 phụ lục trang 250. 22 KFα = 1,39 : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đông thời ăn khớp khi tính về uốn, tra bảng 6.14 K Fv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn theo công thức 6.46 trang 109 ,ta có : K Fv = 1 + vF bw d w1 3,11.45.65,21 = 1+ = 1,03 2T1 K F β K Fα 2.93430.1,08.1,39 vF = δ F .g 0 .v. aw 150 = 0,002.73.3,3. = 3,11 u 3,6 KF=1,08.1,39.1,03=1,55 Ta có : σF2 σ F1 = 81,29 MPa < [ σF2 σ F1 ] = 252 MPa = 75,04 MPa < [ ] = 236.5 Mpa  Đảm bảo điều kiện về độ bền uốn 14. Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo 6.48 với Kqt=Tmax/T=1,67 [ σ H ] max =442,72.572,12< = 1256 MPa Theo 6.49 Kqt=81,29.1,67=135,75 MPa NHO1 ,NHE2> NHO2 ,NFE1> NFO1 ,NFE2> NFO2 15. KHL1 = KHL2 = KFL1 = KFL2 = 1 K FL = 1. 3.4- Ứng suất tiếp xúc và Ứng suất uốn cho phép. Theo các công thức , 6.1 va 6.2 trang 93, ta có : 25 [ σ H 1 ] = σ H l im1 K HL 1 = 560. = 509 MPa sH 1,1 [ σ H 2 ] = σ H l im2 K HL 1 = 530. = 481,8MPa sH 1,1 [ σ F 1 ] = σ 0 F lim1 1.K FL 1.1 = 441. = 252 MPa sF 1,75 [ σ F 2 ] = σ 0 F lim2 1.K FL 1.1 = 414. = 236,5MPa sF 1,75 Trong đó, SH =1,1 và SF = 1,75 là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn tra bảng 6.2 trang 94. KFC= 1, hệ số xét đến ảnh hưởng đạt tải. - Do bộ truyền bôi trơn tốt (bộ truyền hở )nên ta tính toán theo độ bền mỏi tiếp xúc để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm lại điều kiện bền uốn. - Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, theo công thức 6.12 trang 95, nên ta có: [ σ H ] = [ σ H ] min = [ σ H 2 ] = 481,8MPa - So sánh với điều kiện: - So sánh với điều kiện: [ σ H ] min = [ σ H 2 ] = 481,8 MPa Do đây là bánh răng trụ lên ta có điều kiện : [ σ H ] = 481,8 ≤ 1,25[ σ H ] min = 602,25MPa Ứng suất quá tải cho phép theo các công thức 6.13 va 6.14 trang 95, 96 : [ σ H ] max σ ch 2 = 2,8 = 2,8.450=1260 MPa [ σ F 1 ] max σ ch1 = 0,8 = 0,8.580=464 Mpa [ σ F 2 ] max σ ch 2 = 0,8 = 0,8.450=360 MPa 4.Hệ số chiều rộng vành răng và hệ số tập trung tải trọng. 26 Theo bảng 6.6 trang 97, ta chọn - Theo công thức 6.16 trang 97, ta tính được - ψ ba = 0,4 ψ bd = 0,53ψ ba (u + 1) = 0,53.0,4.(2,77 + 1) = 0,8 - Dựa vào ψ bd tra bảng 6.7 trang 98, ta xác định được hệ số tập trung tải trọng : K H β = 1,05; K F β = 1,12 5.Tính sơ bộ khoảng cách trục - Tính toán cho bánh răng trụ răng thẳng ta dùng công thức: aw ≥ ka (u + 1) 3 T1K H β ψ ba [ σ H ] u 2 = 49,5.(2,77 + 1) 3 323067.1,05 = 204,65mm 0,4.481,82.2,77 ka Trong đó : : hệ số phụ thuộc vào vật liệu của bánh răng và loại bánh răng Bảng 6.5 tr.96 chọn ka= 49,5 T2 = 859510 Nmm : mômen xoắn trên trục bánh chủ động [σH ] = 481,8 MPa : ứng suất tiếp xúc cho phép U = 2,77 : tỉ số truyền - Theo tiêu chuẩn ta chọn aw = 210mm 6.Xác định thông số bộ truyền Theo công thức 6.17 trang 97, ta có : m= (0.01÷0.02) aw = (0.01÷0.02) .210 = 2,1 ÷ 4,2 mm Theo quan điểm thống nhất hóa trong thiết kế, chọn môdun tiêu chuẩn của bánh răng cấp chậm bằng môdun của bánh răng cấp nhanh m = 2,5 mm 7.Xác định số răng và góc nghiêng răng. β =0 - Từ điều kiện góc nghiêng răng: - Theo công thức 6.31 trang 103, ta có : 27 z1 = 2aw cos β 2.210.cos 0 = = 44,6 mn (u + 1) 2,5(2,77 + 1) - Suy ra: - Chọn z1= 45 răng. - Số răng bánh bị dẫn Ta chọn z2=125 răng z2 = z1.u = 45.2,77 = 124,65 um = - Ta tính lại tỉ số truyền thực: Sai số tương đối tỉ số truyền: ∆= - z2 125 = = 2,77 z1 45 um − u | 2,77 − 2,77 | = = 0% < 2% u 2,77 Tính lại khoảng cách trục aw theo công thức 6.21 : m.( z1 + z2 ) 2.5(45 + 125) aw = = = 212,5mm 2 2 Ta chọn aw theo tiêu chuẩn : aw = 215 mm 8.Tìm hệ số dịch chỉnh Tính toán hệ số dịch tâm y và hệ số ky : Do z1 = 45 > 30, lên ta chọn hệ số dịch chỉnh y =0 =>x1= x2 = 0 9.Xác định kích thước bộ truyền Theo bảng 6.11 trang 104, ta có : • Đường kính vòng chia : mz 2,5.45 d1 = n 1 = = 112,5mm cos β cos 0o mz 2,5.125 d2 = n 2 = = 312,5mm cos β cos 0o • Khoảng cách trục chia: a = 0,5(d2+d1) = 0,5.(112,5 + 312,5) = 212,5 mm 28 Đường kính vòng lăn 2 aw 2.215 = = 114mm u + 1 2,77 + 1 = d w1u = 114.2,77 = 315,78mm d w1 = d w2 Đường kính vòng đỉnh d a1 = d1 + 2m = 112,5 + 2.2,5 = 117,5mm - d a 2 = d 2 + 2m = 312,5 + 2.2,5 = 317,5mm - Đường kính vòng đáy d f 1 = d1 − 2,5m = 112,5 − 2,5.2,5 = 106, 25mm d f 2 = d 2 − 2,5m = 312,5 − 2,5.2,5 = 306,25mm • Bề rộng răng: b = awψ ba = 215.0, 4 = 86mm 10.Chọn cấp chính xác cho bộ truyền Vận tốc vòng bánh răng theo công thức 6.40 trang 106 : π d1n 3,14.112,5.269 v= = = 1,58(m / s) 60000 60000 - - Dưa vào bảng 6.13 trang 106, ta chọn cấp chính xác bộ truyền là 9 11.Xác định lực tác dụng lên bộ truyền. Ft1 = • 2T2 2.323067 = = 5667.8 N d w1 114 Lực vòng : Lực hướng tâm : F tgα 5667,8.tg 20 Fr1 = t1 nw = = 2063N cos β cos 0 29 12.Kiểm nghiệm ứng suất tiếp xúc Ứng suất tiếp xúc được tính bởi công thức 6.33 trang 105, ta có : σH = zM zH zε d w1 2T1K H (u + 1) bwu Trong đó : zM = 274 MPa1/2 +/ :hệ số kể đến vật liệu của bánh răng ăn khớp (tra bảng 6.5 bánh răng làm bằng thép) +/ Hệ số xét đến hình dạng bề mặt tiếp xúc,theo công thức 6.34 tr.105 : 2 zH = sin2α tw α tw = α t = 20o ⇒ zH = 2 = 1,76 sin(2.20) +/ Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng : Do đây là bánh răng thẳng ta dùng công thức 6.36a (4 − ε α ) zε = 3   1 1   1   1 ε α = 1,88 − 3,2  + ÷ = 1,88 − 3,2  + ÷ = 1,78 z z 45 125     1 2   4 − 1,78 = 0,86 3 ⇒ zε = +/ Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc (công thức 6.39 tr.106): K H = K H β .K Hv .K H α = 1,02.1,07.1,37 = 1,5 Trong đó : KHβ - =1,02 tra bảng 6.7 trang 98 K Hα = 1,37 :hệ số sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp (tra bảng 6.14 tr.107) 30 K Hv : hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong cùng ăn khớp, tra bảng P2.3 phụ lục trang 250 với cấp chính xác 9 ,v = 1,58, K Hv ta được = 1,07, z z z 2T1K H (u + 1) 274.1,76.0,86 2.323067.1,5.3,77 => σ H = M H ε = = 450,55MPa d w1 bwu 114 86.2,77 - σ H = 450,55MPa < [ σ H ] = 481,8MPa , đảm bảo điều kiện bền tiếp xúc 31 PHẦN 4 : THIẾT KẾ TẤT CẢ THEN VÀ TRỤC TRÊN HỘP GIẢM TỐC Sơ Đồ Lực Không Gian Fr1 Ft2 Fa2 Fa1 Fr3 Ft1 Ft3 Fr2 Ft4 Fr4 Fr 32 Fr  Bảng đặc tính : Động cơ Công Suất (KW) Tỉ số truyền u Số vòng quay n (vòng/phút) Momen xoắn T (Nmm) I. Trục 1 Trục 2 Trục 3 9,48 9,1 8,74 Ud = 3 2907 U1 = 3,6 969 U2 = 2,77 269 33115 97,11 859510 Xác định lực tác dụng lên bộ truyền. Trục 1 : lực do bộ truyền đai và cặp bánh răng cấp nhanh trong hộp giảm tốc tác dụng lên , ta có - Lực do bộ truyền đai tác dụng: Fr = 1204,18 N - các lực do bánh răng rác dụng : • Lực vòng : 2T 2.93430 Ft1 = 1 = = 2865,5 N d w1 65,21 • Lực hướng tâm : F tgα 2865,5.tg 20 Fr1 = t1 nw = = 1088, 26 N cos β cos16,59 • Lực dọc trục Fa1 = Ft1tg β = 2865,5.tg16,59 = 853,7 N Trục 2 : do hai bánh răng ở hai cấp nhanh và chậm tác dụng : Do cặp cấp nhanh : Ft2 = Ft1 = 2865,5 N Fr2 = Fr1 = 1088,26N Fa2 = Fa1 = 853,7 N 33 Các lực Ft2, Fr2, Fa2 và Ft1, Fr1, Fa1 cùng phương ngược chiều Do cặp cấp chậm : 2T 2.323067 Ft 3 = 2 = = 5667.8 N d w1 114 Lực vòng : • Lực hướng tâm : F tgα 5667,8.tg 20 Fr 3 = t1 nw = = 2063 N cos β cos0  Trục 3 : do cặp bánh răng cấp chậm : Ft4 = Ft3= 5667,8 N Fr4 = Fr3 = 2063 N Các lực Ft4, Fr4 và Ft3, Fr3 cùng phương ngược chiều II. Chọn vật liệu : -Thép 45 tôi cải thiện - Độ rắn: 200HB, ϭb2 = 750Mpa, ϭch2 = 450Mpa. -Ứng suất xoắn cho phép [τ] = 12...30 Mpa và lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, lấy trị số lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc. III. Tính sơ bộ đường kính trục: Ta có: T 33115 d dc ≥ 3 =3 = 20,2mm 0,2 [ τ ] 0,2.20 d1 ≥ 3 T1 93430 =3 = 26,5mm 0,2[ τ ] 0,2.25 d2 ≥ 3 T2 323067 =3 = 43,22mm 0,2[ τ ] 0,2.20 d3 ≥ 3 T3 859510 =3 = 55,6mm 0,2 [ τ ] 0,2.25 34 d dc = 20mm d1 = 25mm d 2 = 45mm Chọn theo tiêu chuẩn: IV. d3 = 55mm xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Theo bảng 10.2 ta xác dịnh gần đúng chiều rộng ổ lăn bo d ,mm bo,mm 20 15 25 17 45 25 55 29 Theo công thức 10.10, ta đi tính chiều dài may ơ bánh đai và bánh răng : - Bánh đai và bánh nhỏ trong cấp nhanh : lm21= (1,2…1,5)d1 = (1,2…1,5).25 = 30 ÷ 37,5 mm -> lấy lm21 = 35 mm - Bánh lớn trong cấp nhanh và bánh nhỏ trong cấp chậm : lm22= (1,2…1,5)d2 = (1,2…1,5).45 = 54 ÷ 67,5 mm -> lấy lm22 = 60 mm - Bánh lớn trong cấp chậm, khớp nối và đĩa xích dẫn của xích tải : lm23 = (1,2…1,5)d3 = (1,2…1,5).55 = 66 ÷ 82,5 mm -> lấy lm23 = 70 mm - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của hộp k1 Tra theo bảng 10.3, trang 189, ta được k1 = 10 - Khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp k2, ta được k2 = 10 - Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến lắp ổ k3 = 15 - Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 18 Theo bảng 10.4 Tr.191, ta có công thức tính các khoảng cách trên các trục : Hình minh học : hình 10.7 trang 192 l22 = 0,5.(lm22 + bo2)+k1+k2 = 0,5.(60 + 25)+10+10 = 62,5 mm 35 l23 = l22 +0,5.(lm22+lm23)+k1 = 62,5 + 0,5.(60+70)+10 = 137,5 mm l21 = lm22+lm23+3.k1+2.k2 +bo = 60+70+3.10+2.10+25 = 205 mm -Chiều dài may ơ khớp nối theo công thức 10.13 trang 189, ta có : lmkn = (1,2 – 1,4).45 = 54 ÷ 63 mm -> lấy lm23 = 60 mm Khoảng cách giữa các khối đỡ và khoảng cách khối đỡ và khoảng đặt lực của đai hoăc khớp nối :  Trục 1 : Khoảng cách từ đai ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ theo công thức 10.14 trang 190 : • l12 = lm12 + Bo1 35 + 17 + k3 + hn = + 15 + 18 = 59mm 2 2 Khoảng cách từ gối đỡ đến bánh răng 1 của cặp bánh răng cấp nhanh : Ta có : l13 = l22 = 62,5 mm Khoảng cách giữa hai gối đỡ là : l11 = l21 = 205 mm l11=205 l12=59 Fr Ft1 l13=62,5 Fa1 Fr1  Trục 2 : tính theo các công thức trong bảng 10.4 trang 191,lấy hình minh họa là hình 10.7 tragn 192 : l22 = 0,5.(lm22 + bo2)+k1+k2 = 0,5.(60 + 25)+10+10 = 62,5 mm l23 = l22 +0,5.(lm22+lm23)+k1 = 62,5 + 0,5.(60+70)+10 = 137,5 mm l23=137, l22=62,5 l21 = lm22+lm23+3.k1+2.k2 +bo = 60+70+3.10+2.10+25 = 205 mm F Fa2 36 Ft2  Trục 3 : Khoảng cách từ gối đỡ đến xích tải theo công thức 10.14 trang 190 : l31 = l21 = 205mm Khoảng cách từ gối đỡ đến bánh răng của cặp bánh răng cấp nhanh : Ta có : l32 = l23 = 137,5 mm Khoảng cách giữa hai gối đỡ là l33 = l31 + lm32 + Bo 3 70 + 29 + k3 + hn = 205 + + 15 + 18 = 287,5mm 2 2 l33=287,5 l31=205 l32=137,5 Fnt Fr4 Ft4 37 V. Tính toán và thiết kế lực tác dụng vào các trục trong hộp giảm tốc 1. Trục 1 : • Áp dụng phương trình cân bằng moment và phương trình cân bằng lực ta xác định các lực của các ổ tác dụng lên trục ∑ M i/ j = 0 ∑F i/ j =0 Lực tác dụng bánh đai. Fr = 1204,18 N • Lực tác dụng lên bánh răng. Ft1= 2865,5 N Fa1= 853,7N Fr1 = 1088,26N • M a1 = Fa1 . • • d1 65, 21 = 853,7. = 27834 MPa 2 2 Mômen uốn : Theo phương X trong mặt phẳng ngang (xoz) ∑ M yB = Ft1.62,5 − RDx .185 = 1760.62,5 − RDx .205 = 0  ∑ Fx = RBx − Ft1 + RDx = RBx − 2865,5 + RDx = 0 = 2329( N )  RDx = 536,5( N )  RBx ⇒  • Theo phương Y trong mặt phẳng thẳng đứng (yoz) ∑ M xB = Fr .59 − Fr1.62,5 − M a1 + RDy .205 = 0  ∑ Fy = − Fr − Fr1 + RBy + RDy = 0 ∑ M xB = 1204,18.59 −1088,26.62,5 − 27834 + RDy .205 = 0 ⇔ ∑ Fy = − Fr − Fr1 + RBy + RDy = 0 = 2171( N )  RDy = 121( N )  RBy ⇒  38 Vẽ biểu đồ moment uốn Mx (Nmm) trong mặt phẳng thẳng đứng (yoz) - Tại A; ta có MAx = 0 - Tại B; ta có MBx = -Fr.l12 = -1204,18.59 = - 71047 Nmm - Tại C; ta có MCx = RBy.l13 – Fr.(l13 + l12 ) = 2171.62,5 – 1204.(59+62,5) = -10598 Nmm MCx(Ma1)= MCx + Ma1 = -10598 + 27834 = 17236 Nmm - Tại D: ta có MDx = 0 • Vẽ biểu đồ moment uốn My (Nmm) trong mặt phẳng ngang (xoz) - Tại A; ta có MAy = 0 - Tại B; ta có MBy = 0 - Tại C; ta có MCy = -RBx.l13 = -2329.62,5 = -145563 Nmm - Tại D: ta có MDy = 0 • l11=205 l12=59 y Fr Ft1 l13=62,5 Fa1 O x z Fr1 Chuyển trục thành dầm sức bền Fr RBy B A RBx Ma1 Fr1 Ft1 RDy D C RDx -71047 -10598 17236 39 -145563 My(Nmm) 93430 T (Nmm) • Momen tương đương tại các tiết diện nguy hiểm M td = M x2 + M y2 + 0, 75.Ti 2   Tại A 2 2 M tdA = M xA + M yA + 0, 75.T12 M tdA = 0, 75.934302 M tdA = 80913 Nmm 40  Tại B 2 2 M tdB = M xB + M yB + 0, 75.T12 M tdB = (−71047) 2 + 0, 75.934302 M tdB = 107678 Nmm  Tại C 2 2 M tdC = M xC + M yC + 0, 75.T12 M tdC = (17236) 2 + (−145563) 2 + 0, 75.93430 2 M tdC = 167429 Nmm  Tại D 2 2 M tdD = M xD + M yD + 0, 75.T12 M tdD = 0, 75.934302 M tdD = 80913Nmm • Đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm Với thép 45 бb =750 Mpa,d=25mm .Theo bảng 10.5 [1] chọn [б] = 63  Tại A M tdA 80913 dA = 3 =3 = 23, 42mm 0,1.[б] 0,1.63  Tại B M tdB 107678 dB = 3 =3 = 25, 76mm 0,1.[б] 0,1.63  Tại C M tdC 167429 dC = 3 =3 = 29,84mm 0,1.[б] 0,1.63  Tại D 41 M tdD 80913 dD = 3 =3 = 23, 42mm 0,1.[б] 0,1.63  Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau dA = 24 mm dB = 26 mm dC = 30 mm dD = 24 mm 2. Trục 2 Áp dụng phương trình cân bằng moment và phương trình cân bằng lực ta xác định các lực của các ổ tác dụng lên trục ∑ M i/ j = 0 • ∑F i/ j • =0 Lực tác dụng lên bánh răng nghiêng. Ft2 = Ft1= 2865,5 N Fa2=Fa1= 853,7N Fr2=Fr1 = 1088,26N M a 2 = Fa 2 . • Mômen uốn : d2 234,77 = 853,7. = 100212 MPa 2 2 Lực tác dụng lên bánh răng thẳng. Ft1 = Ft3= 5667,8 N Fr1 = Fr3 = 2063 N • Theo phương Y trong mặt phẳng thẳng đứng (yoz) ∑ M xE = Fr 2 .62,5 − M a 2 − Fr 3 .137,5 + RHy .205 = 0  ∑ Fy ↑= REy + Fr 2 − Fr 3 + RHy =0 = 566( N )  RHy = 1541( N )  REy ⇒  42 • Theo phương X trong mặt phẳng ngang (xoz) ∑ M yE  ∑ Fx [ = − Ft 2 .62,5 − Ft 3 .137,5 + RHx .205 = 0 = − REx + Ft 2 + Ft 3 − RHx = 0 = 4675( N )  REx = 3858( N )  RHx ⇒  Vẽ biểu đồ moment uốn Mx (Nmm) trong mặt phẳng thẳng đứng (yoz) - Tại E; ta có MEx = 0 - Tại F; ta có MFx =REy.l22 = 560.62,5= 34750 Nmm MFxmax = MFx+ Ma2 = 34750 + 100212=134962Nmm - Tại G; ta có MGx = REy.l23 + Fr3.(l23 – l22) + Ma2 = 560.137,5 + 2063.(137,5 – 62,5) + 100212= 331937 Nmm - Tại H: ta có MHx = 0 • Vẽ biểu đồ moment uốn My (Nmm) trong mặt phẳng ngang (xoz) - Tại E; ta có MEy = 0 - Tại F; ta có MFy = REx.l22 = 3858.62,5= 241125 Nmm - Tại G; ta có MGy = REx.l23 – Ft2.(l23– l22)= 3858.137,52865,5.(137,5-62,5)= 315563 Nmm - Tại H: ta có MHy = 0 • l21=205 l23=137,5 l22=62,5 Ft3 Fr2 Fr3 Fa2 Ft2 Chuyển trục thành dầm sức bền 43 Fr2 REy RHy Fr3 Ma2 E F REx Ft2 G Ft3 H RHx 34750 134962 Mx (Nmm) 331937 My (Nmm) 241125 315563 323067 T (Nmm) 44 • Momen tương đương tại các tiết diện nguy hiểm M tdj = M x2 + M y2 + 0, 75.Ti 2   Tại E 2 2 M tdE = M xE + M yE + 0, 75.T2 2 M tdE = 0, 75.323067 2 M tdE = 279784 Nmm  Tại F 2 2 M tdF = M xF + M yF + 0, 75.T2 2 M tdF = 1349622 + 2411252 + 0, 75.323067 2 M tdF = 393237 Nmm  Tại G 2 2 M tdG = M xG + M yG + 0, 75.T2 2 M tdG = 331937 2 + 3155632 + 0, 75.323067 2 M tdG = 536695 Nmm  Tại H 45 2 2 M tdH = M xH + M yH + 0,75.T22 M tdH = 0, 75.323067 2 M tdH = 279784 Nmm • • Đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm Với thép 45 бb =750 Mpa,d=45mm .Theo bảng 10.5 [1] chọn [б] = 50  Tại E M tdE 279784 dE = 3 =3 = 38, 25mm 0,1.[б] 0,1.50  Tại F M tdF 393237 dF = 3 =3 = 42,84mm 0,1.[б] 0,1.50  Tại G M tdG 536695 dG = 3 =3 = 47,5mm 0,1.[б] 0,1.50  Tại H M tdH 279784 dH = 3 =3 = 38, 25mm 0,1.[б] 0,1.50  Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau dE = 38 mm dF = 42 mm dG = 48 mm dH = 38 mm 3. • Trục 3 Áp dụng phương trình cân bằng moment và phương trình cân bằng lực ta xác định các lực của các ổ tác dụng lên trục 46 ∑M ∑F i/ j i/ j =0 =0 Lực tác dụng lên bánh răng thẳng Ft4 = Ft3= 5667,8 N Fr4 = Fr3 = 2063 N • Lực tác dụng lên nối trục đàn hồi • Fnt = Fr = ( 0, 2 ÷ 0,3) . 2T3 859510 = (0, 2...0,3).2. = 2300 N D0 150 Trong trường hợp đang tính toán ta dùng khớp nối trục đàn hồi với T3= 859510 cùng với đường kính trục sơ bộ trục 3 đã chọn 55 nên theo bảng 16.10 [1] tra được D0 = 150 mm là đường kính vòng tròn qua tâm các chốt. • Theo phương Y trong mặt phẳng thẳng đứng (yoz)  ∑ Fy ↑= − RMy + Fr 4 − RPy =0  M  ∑ M x = 137,5.Fr 4 − 205 RPy = 0 = 1384( N )  RMy = 679( N )  RPy ⇒  • Theo phương X trong mặt phẳng ngang (xoz) = RMx − Ft 4 + RPx − Fnt = 0 = 137,5.Ft 4 + 287,5.Fnt − 205.RPx = 0 ∑ Fx [  M ∑ M y = 7027( N )   RMx = 941( N )  RPx ⇒  Vẽ biểu đồ moment uốn Mx (Nmm) trong mặt phẳng thẳng đứng (yoz) - Tại M; ta có MMx = 0 - Tại N; ta có MNx = -RMy.l32 = -679.137,5 = -93363 Nmm - Tại P; ta có MPx = -RMy.l31 +Fr4.(l31-l32) = -679.205 + 2063.67,5 = 58 Nmm - Tại Q: ta có MQx = 0 • Vẽ biểu đồ moment uốn My (Nmm) trong mặt phẳng ngang (xoz) - Tại M; ta có MMy = 0 - Tại N; ta có MNy = -RMx.l32 = -941.137,5 = -129388 Nmm - Tại P; ta có MPy = -RMx.l31 + Ft4.(l31-l32) = -941.205 + 5667,8.67,5 = 189672 Nmm • 47 - Tại Q: ta có MQy = 0 l33=287,5 l31=205 l32=137,5 Fnt Fr4 Ft4 Chuyển trục thành dầm sức bền Fr4 RMy M RPy N Ft4 RMx Q P RPx Fnt -93363 -129388 58 Mx (Nmm) Mx (Nmm) 48 189672 T (Nmm) • 859510 Momen tương đương tại các tiết diện nguy hiểm M tdj = M x2 + M y2 + 0, 75.Ti 2   Tại M 2 2 M tdM = M xM + M yM + 0, 75.T3 2 M tdM = 0, 75.8595102 M tdM = 744357 Nmm  Tại N 2 2 M tdN = M xN + M yN + 0,75.T32 M tdN = ( −93363)2 + ( −129388) 2 + 0, 75.859510 2 M tdN = 761266 Nmm  Tại P 49 2 2 M tdP = M xP + M yP + 0, 75.T32 M tdP = 582 + 189672 2 + 0, 75.859510 2 M tdP = 768143 Nmm  Tại Q 2 2 M tdQ = M xQ + M yQ + 0, 75.T22 M tdQ = 0, 75.8595102 M tdQ = 744357 Nmm • • Đường kính trục tại các tiết diện nguy hiểm Với thép 45 бb =750 Mpa,d=55mm .Theo bảng 10.5 [1] chọn [б] = 50  Tại M M tdM 744357 dM = 3 =3 = 52,99mm 0,1.[б] 0,1.50  Tại N M tdN 761266 dN = 3 =3 = 53,39mm 0,1.[б] 0,1.50  Tại P M tdP 768143 dP = 3 =3 = 53,55mm 0,1.[б] 0,1.50  Tại Q M tdQ 744357 dQ = 3 =3 = 52,99mm 0,1.[б] 0,1.50  Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau dM = 52 mm dP = 55 mm dN = 55 mm dQ = 52 mm 50 1. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi. Với thép C45 có бb = 750MPa Ta có - Giới hạn mỏi uốn : б-1 = 0,436.бb = 0,436.750 = 327 MPa - Giới hạn mỏi xoắn : τ-1 = 0,58.б-1 = 327.0,58 = 189,66 MPa - Theo bảng 10.7 [1] : ta có ψб = 0,1; ψτ = 0,05 • Các trục của hộp giảm tốc đều quay,ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng, do đó theo (10.22) [1] ta có - бmj = 0 M бaj = j Wj • - Trong đó: Theo (10.15) (10.17) và bảng 10.6 [1] ta có M j = M yj2 + M xj2 π .d 3j Wj = 32 M tdj dj = 3 0,1[б] • Trục quay 1 chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động theo (10.23) [1] ta có τ mj = τ aj = Tj 2W0 j π .d 3j W0 j = 16 • Kết cấu trục thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau (10.19) [1] 51 sσj .sτj sj = - • s +s 2 σj 2 τj ≥ [s] Trong đó: sσj và sτj là hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j theo (10.20) và (10.21) [1] sσ j = σ −1 Kσ dj .σ aj + ψ σ .σ mj sτ j = τ −1 Kτ djτ aj + ψ ττ mj Xác định hệ số an toàn ở các tiết diện nguy hiểm của trục a. Trục 1 Nhìn trên biểu đồ moment ta thấy tiết diện nguy hiểm là tại ổ lăn B và bánh răng C  Tại B π .d B3 π .263 WB = = = 1726 32 32 - Tra bảng 10.6 [1] có (mm3); π .d B3 W0 B = = 3451 16 - б aB = Ứng suất pháp và tiếp sinh ra: MB = wB τ aB = τ mB = - (mm3). (−71047) 2 = 41 ( N / mm 2 ) 1726 T1 93430 = = 13,54 ( N / mm 2 ) 2w0 B 2.3451 Theo bảng 10.10 [1] lấy: εσ = 0,9 ; ετ = 0,85 52 Theo bảng 10.12 [1] lấy: Kσ = 1,9 ; Kτ = 1,8 (cắt bằng dao phay ngón, - trục có rãnh then) - Theo bảng 10.8 [1] lấy: KX = 1,08 (PP tiện Ra 2,5…0,63) - Theo bảng 10.9 [1 ] lấy: KY = 1,4 (thép thấm cácbon) Kτ Kσ = 2,12 = 2,11 ετ εσ Tỉ số: ; - Tra bảng 10.11 [1] lắp kiểu k6 ta chọn ; Kσ Kτ = 3, 2 = 2,3 εσ - ετ ; Theo (10.25) và (10.26) [1] ⇒ Kσ dB Kσ + K X −1 εσ 3, 2 + 1, 08 − 1 = = = 2,34 KY 1, 4 ⇒ Kτ dB - Kτ + K X −1 ετ 2,3 + 1, 08 − 1 = = = 1, 7 KY 1, 4 Xác định hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp, theo (10.20) và (10.21) [1] ta có σ −1 327 = = 3, 4 Kσ dB .σ aB + ψ σ .σ mB 2,34.41 + 0,1.0 τ −1 189, 66 sτ B = = =8 Kτ dBτ aB +ψ τ τ mB 1, 7.13,54 + 0, 05.13,54 sσ B = ⇒s= - 3, 4.8 3, 42 + 82 = 3,13 > [ s ] Hệ số an toàn cho phép thông thường [s]=1,5…2,5 ⇒ Tiết diện tại B thỏa mãn điều kiện. 53  Tại C WC = - Tra bảng 10.6 [1] có π .dC3 W0C = = 5301 16 - б aC π .dC3 π .303 = = 2651 32 32 (mm3); (mm3). Ứng suất pháp tuyến và tiếp tuyến sinh ra: 172362 + (−145563) 2 MC = = = 55,3 ( N / mm 2 ) WC 2651 τ aC = τ mC = - T1 93430 = = 8,8 ( N / mm 2 ) 2 w0C 2.5301 Theo bảng 10.10 [1] lấy: εσ = 0,88 ; ετ = 0,81 Theo bảng 10.12 [1] lấy: Kσ = 1,9 ; Kτ = 1,8 (cắt bằng dao phay ngón, trục có rãnh then) - Theo bảng 10.8 [1] lấy: KX = 1,08 (PP tiện Ra 2,5…0,63) - Theo bảng 10.9 [1 ] lấy: KY = 1,4 (thép thấm cacbon) Kτ Kσ = 2, 22 = 2,16 ετ εσ Tỉ số: ; - Tra bảng 10.11 [1] lắp kiểu k6 ta chọn ; Kσ Kτ = 3, 2 = 2,3 εσ - ετ ; Theo (10.25) và (10.26) [1] 54 ⇒ Kσ dC Kσ + K X −1 εσ 3, 2 + 1, 08 − 1 = = = 2,34 KY 1, 4 ⇒ Kτ dC - Kτ + K X −1 ετ 2,3 + 1, 08 − 1 = = = 1, 7 KY 1, 4 Xác định hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp, theo (10.20) và (10.21) [1] ta có σ −1 327 = = 2,53 Kσ dC .σ aC +ψ σ .σ mC 2,34.55,3 + 0,1.0 τ −1 189, 66 sτ C = = = 12,32 Kτ dCτ aC +ψ ττ mC 1, 7.8,8 + 0, 05.8,8 sσ C = ⇒s= 2,53.12,32 2,53 + 12,32 2 2 = 2, 48 > [ s ] Hệ số an toàn cho phép thông thường [s]=1,5…2,5 ⇒ Tiết diện tại C thỏa mãn điều kiện. b. Trục 2 - Nhìn trên biểu đồ moment ta thấy tiết diện nguy hiểm là tại bánh răng F và bánh răng G  Tại F π .d F3 π .423 WF = = = 7274 32 32 - Tra bảng 10.6 [1] có (mm3); π .d B3 W0 B = = 14547 16 - (mm3). Ứng suất pháp và tiếp sinh ra: 55 б aF MF 1349622 + 2411252 = = = 38 ( N / mm 2 ) wF 7274 τ aF = τ mF = - T2 323067 = = 11,1 ( N / mm 2 ) 2 w0 F 2.14547 Theo bảng 10.10 [1] lấy: εσ = 0,82 ; ετ = 0,77 Theo bảng 10.12 [1] lấy: Kσ = 1,9 ; Kτ = 1,8 (cắt bằng dao phay ngón, trục có rãnh then) - Theo bảng 10.8 [1] lấy: KX = 1,08 (PP tiện Ra 2,5…0,63) - Theo bảng 10.9 [1 ] lấy: KY = 1,4 (thép thấm cácbon) Kτ Kσ = 2, 33 = 2,32 ετ εσ Tỉ số: ; - Tra bảng 10.11 [1] lắp kiểu k6 ta chọn ; Kσ Kτ = 3, 2 = 2,3 εσ - ετ ; Theo (10.25) và (10.26) [1] ⇒ Kσ dF Kσ + K X −1 εσ 3, 2 + 1, 08 − 1 = = = 2,34 KY 1, 4 ⇒ Kτ dF - Kτ + K X −1 ετ 2,31 + 1, 08 − 1 = = = 1, 71 KY 1, 4 Xác định hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp, theo (10.20) và (10.21) [1] ta có 56 σ −1 327 = = 3, 67 Kσ dF .σ aF +ψ σ .σ mF 2,34.38 + 0,1.0 τ −1 189, 66 sτ F = = = 9, 7 Kτ dFτ aF + ψ τ τ mF 1, 71.11,1 + 0, 05.11,1 sσ F = ⇒s= 3,95.10, 41 3,95 + 10, 41 2 2 = 3, 69 > [ s ] Hệ số an toàn cho phép thông thường [s]=1,5…2,5 ⇒ Tiết diện tại F thỏa mãn điều kiện.  Tại G π .dG3 π .483 WB = = = 10857 32 32 - Tra bảng 10.6 [1] có (mm3); - W0G - б aG π .dG3 = = 21715 16 (mm3). Ứng suất pháp và tiếp sinh ra: MG 331937 2 + 3155632 = = = 42,18 ( N / mm 2 ) wG 10857 τ aG = τ mG = - T2 323067 = = 7, 4 ( N / mm 2 ) 2 w0G 2.21715 Theo bảng 10.10 [1] lấy: εσ = 0,82 ; ετ = 0,76 Theo bảng 10.12 [1] lấy: Kσ = 1,9 ; Kτ = 1,8 (cắt bằng dao phay ngón, trục có rãnh then) - Theo bảng 10.8 [1] lấy: KX = 1,08 (PP tiện Ra 2,5…0,63) - Theo bảng 10.9 [1 ] lấy: KY = 1,4 (thép thấm cácbon) Kτ Kσ = 2,36 = 2,31 ετ εσ Tỉ số: ; - Tra bảng 10.11 [1] lắp kiểu k6 ta chọn ; 57 Kσ K = 3, 2 τ = 2,3 εσ ετ ; - Theo (10.25) và (10.26) [1] ⇒ Kσ dG Kσ + K X −1 εσ 3, 2 + 1, 08 − 1 = = = 2,34 KY 1, 4 ⇒ Kτ dG - Kτ + K X −1 ετ 2,34 + 1, 08 − 1 = = = 1, 73 KY 1, 4 Xác định hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp, theo (10.20) và (10.21) [1] ta có σ −1 327 = = 3,31 Kσ dG .σ aG +ψ σ .σ mG 2,34.42,18 + 0,1.0 τ −1 189, 66 sτ G = = = 14, 4 Kτ dGτ aG +ψ ττ mG 1, 73.7, 4 + 0, 05.7, 4 sσ G = ⇒s= - 3,31.14, 4 3,31 + 14, 4 2 2 = 3, 23 > [ s ] Hệ số an toàn cho phép thông thường [s]=1,5…2,5 ⇒ Tiết diện tại G thỏa mãn điều kiện. c. Trục 3 Nhìn trên biểu đồ moment ta thấy tiết diện nguy hiểm là tại bánh răng N và ổ lăn P  Tại N π .d N3 π .553 WN = = = 16334 32 32 - Tra bảng 10.6 [1] có (mm3); 58 W0 N π .d N3 = = 32667 16 - б aN = Ứng suất pháp và tiếp sinh ra: MN = wN τ aN = τ mN = - (mm3). ( −93363) 2 + ( −129388) 2 = 9, 77 ( N / mm2 ) 16334 T3 859510 = = 13,15 ( N / mm 2 ) 2 w0 N 2.32667 Theo bảng 10.10 [1] lấy: εσ = 0,8 ; ετ = 0,75 Theo bảng 10.12 [1] lấy: Kσ = 1,9 ; Kτ = 1,8 (cắt bằng dao phay ngón, trục có rãnh then) - Theo bảng 10.8 [1] lấy: KX = 1,08 (PP tiện Ra 2,5…0,63) - Theo bảng 10.9 [1 ] lấy: KY = 1,4 (thép thấm cácbon) Kτ Kσ = 2, 4 = 2, 4 ετ εσ Tỉ số: ; - Tra bảng 10.11 [1] lắp kiểu k6 ta chọn ; Kσ K = 2,85 τ = 2, 2 εσ - ετ ; Theo (10.25) và (10.26) [1] ⇒ Kσ dN Kσ + K X −1 εσ 2,85 + 1, 08 − 1 = = = 2, 09 KY 1, 4 ⇒ Kτ dN Kτ + K X −1 ετ 2, 4 + 1, 08 − 1 = = = 1, 77 KY 1, 4 59 - Xác định hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp, theo (10.20) và (10.21) [1] ta có σ −1 327 = = 16 Kσ dN .σ aN + ψ σ .σ mN 2, 09.9, 77 + 0,1.0 τ −1 189, 66 = = = 7,92 Kτ dNτ aN +ψ ττ mN 1, 77.13,15 + 0, 05.13,15 sσ N = sτ N ⇒s= 16.7,92 16 + 7,92 2 2 = 7,1 > [ s ] Hệ số an toàn cho phép thông thường [s]=1,5…2,5 ⇒ Tiết diện tại N thỏa mãn điều kiện.  Tại P π .d P3 π .553 WP = = = 16334 32 32 - Tra bảng 10.6 [1] có (mm3); - π .d P3 W0 P = = 32667 16 - б aP (mm3). Ứng suất pháp và tiếp sinh ra: MP 582 + 1896722 = = = 11, 61 ( N / mm 2 ) wP 16334 τ aP = τ mP = - - T3 859510 = = 13,15( N / mm 2 ) 2w0 P 2.32667 Theo bảng 10.10 [1] lấy: εσ = 0,81 ; ετ = 0,76 Theo bảng 10.12 [1] lấy: Kσ = 1,9 ; Kτ = 1,8 (cắt bằng dao phay ngón, trục có rãnh then) Theo bảng 10.8 [1] lấy: KX = 1,08 (PP tiện Ra 2,5…0,63) Theo bảng 10.9 [1 ] lấy: KY = 1,4 (thép thấm cácbon) 60 Kσ = 2,35 εσ Kτ = 2,37 ετ Tỉ số: ; - Tra bảng 10.11 [1] lắp kiểu k6 ta chọn ; Kσ K = 2,85 τ = 1,8 εσ - ετ ; Theo (10.25) và (10.26) [1] ⇒ Kσ dP Kσ + K X −1 εσ 2,85 + 1, 08 − 1 = = = 2, 09 KY 1, 4 ⇒ Kτ dP - Kτ + K X −1 ετ 2,35 + 1, 08 − 1 = = = 1, 74 KY 1, 4 Xác định hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và ứng suất tiếp, theo (10.20) và (10.21) [1] ta có σ −1 327 = = 13, 47 Kσ dP .σ aP +ψ σ .σ mP 2, 09.11, 61 + 0,1.0 τ −1 189, 66 sτ P = = = 8, 06 Kτ dPτ aP +ψ τ τ mP 1, 74.13,15 + 0, 05.13,15 sσ P = ⇒s= - 13, 47.8, 06 13, 47 + 8, 06 2 2 = 6,9 > [ s ] Hệ số an toàn cho phép thông thường [s]=1,5…2,5 ⇒ Tiết diện tại P thỏa mãn điều kiện. VI. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VÀ CHỌN THEN • Chọn then thiết kế là then bằng 61 • • Chọn vật liệu làm then là thép C45. Biểu thức về điều kiện bền dập và điệu kiện bền cắt theo (9.1) và (9.2) бd = 2T ≤ [ б] d .lt (h − t1 ) lt = (0,8...0,9) l m Trong đó :Theo bảng 9.5 [1] ; [б]=150MPa (tải trọng tĩnh,lắp cố định) [τc]=90MPa • Bảng kiểm tra bền dập và bền cắt, ta tra bảng 9.1a [1] ta được các thông số như sau Mặt cắt A d mm 24 T Nmm 93430 Loại then bxh 8x7 t1 mm 4 lt mm 30 MPa MPa 86,5 32,44 C 30 93430 8x7 4 30 69,2 25,95 F 43 323067 12 x8 5 51 98,2 24,55 G N 48 54 323067 859510 14 x 9 16 x 10 5,5 6 51 60 75,41 18,85 132,6 33,16 ⇒ Tất cả các then đều thỏa điều kiện bền dập và điệu kiện bền cắt I. PHẦN 5- TÍNH TOÁN THIẾT KẾ CHỌN Ổ LĂN VÀ KHỚP NỐI TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VÀ CHỌN Ổ LĂN a. Trục 1  Đặt trên trục 1 là bộ truyền bánh răng nghiêng có lực dọc trục 62 Fa1 = 853,7 N - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ B: 2 2 FrB = RBx + RBy = 23292 + 21712 = 3184 N - Tải trọng hướng tâm tác dụng lên ổ D: 2 2 FrD = RDx + RDy = 536,52 + 1212 = 550 N  Sơ đồ tải trọng  Tính sơ bộ tỉ số Fa Fr Fa 853,7 = = 1,55 > 0,3 FrD 550 ⇒ Ta chọn sơ bộ ổ đũa côn cho trục đầu vào của hộp giảm tốc ⇒ Theo bảng P2.11 [1] ta chọn ổ đũa côn cỡ trung 7305có các thông số như bảng sau 63 Kí d D D1 d1 B C1 T r r1 α C C0 hiệu ổ mm mm mm mm mm kN mm mm mm (º) kN kN 7305 25 62 50,5 43,5 17 15 18,25 2 0,8 13,5 29,6 20,9  Tính kiểm nghiệm khả năng tải của ổ Theo bảng 11.4 [1], với ổ đũa đỡ - chặn, Ta có,e = 1,5tan(α) = 1,5tan(13,5) = 0,24 • Tính chọn hệ số X, Y, (hệ số tải trọng hướng tâm, hệ số tải trọng dọc trục) - Chọn V=1 ứng vòng trong quay. - Lực dọc trục tác động vào ổ A, B do lực hướng tâm gây ra, theo (11.7) • FsB = 0,83.e.FrB = 0,83.0, 24 . 3184 = 634, 25 N FsD = 0,83.e.FrD = 0,83.0, 24 . 550 = 109,56 N - Tổng lực tác dụng lên các ổ như hình vẽ. - Tổng lực dọc trục tác dụng vào các ổ theo (11.10) [1] ta có  ∑ FaB = FsD − Fa1 = 109,56 − 853, 7 = −744,14 N > FsB = 634, 25 N   ∑ FaD = FsB + Fa1 = 634, 25 + 853, 7 = 1487,95 N > FsD = 109,56 N - Do đó theo (11.10a) và (11.10b) ta lấy  FaB = ∑ FaB = 744,14 N   FaD = ∑ FaD = 1487,95 N 64 FaB 744,14 = = 0, 23 < e V .FrB 1.3184 FaD 1487,95 = = 2, 7 > e V .FrD 1.550 Ta có : ⇒ Theo bảng 11.4 [1] ta chọn XB = 1, YB = 0 XD = 0,4, YD = 1,67 • Tải trọng quy ước trên ổ B và ổ D. Theo (11.3)[1] QB = ( X BVFrB + YB FaB ) kt kd - - Tại B: Tại D: QB = ( 1.1.3184 + 0 ) 1.1, 2 = 3820,8 N QD = ( X DVFrD + YD FaD ) kt kd QD = ( 0, 4.550 + 1, 6.1487,95 ) .1.1, 2 = 3120,86 N Với (bảng 11.3 [1]) ⇒ Từ kết quả trên ta thấy rằng ổ B chịu tải trọng lớn hơn nên ta tính toán theo ổ B, • Tải trọng động tương đương theo (11.12) [1], ta có QE = QEO = 10/3 ∑( Q L ) ∑L 10/3 i i i 10/3 T  QE = QB .10/3  1 ÷  T1  QE = 3820,8.10/3 10/3 Q  = QD .10/3  1 ÷  QD  10/3 L1  T2  + ÷ Lh  T1  10/3 L1  Q2  + ÷ Lh  QD  L2 Lh L2 Lh 24 48 + (0,6)10/3 . = 3016, 45 72 72 Trong đó với ổ đũa côn m = 10/3, Lhi xem sơ đồtải trọng đầu bài. • Tính toán khả năng tải động của ổ - Thời gian làm việc - L = 60 Lh n.10−6 = 60.43200.969.10−6 = 2511, 65 triệu vòng 65 - Theo (11.1) Cd = QE .10/3 L = 3016, 45.10/3 2511,65 = 28, 08kN < C = 29, 6kN ⇒ Như vậy là ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động.  Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Theo bảng 11.6, với ổ đũa côn X0 = 0,5; Y0 = 0,22.cotgα = 0,22.cotg(13,5) = 0,92 • Theo (11.9) (11.20) [1] Qt = X 0 .FrD + Y0 .Fa1 = 0,5.550 + 0,92.853, 7 = 1060, 4 N  Qt = FrD = 550 N [...]... Đường kính bánh đai nhỏ Đường kính bánh đai lớn d2,mm B, mm Chi u rộng bánh đai l , mm Chi u dài đai Số đai z a, mm Khoảng cách trục Fr , N Lực tác dụng lên trục Vận tốc m/s Đai thang 160 500 44 2500 2 1809 1204,18 24,34 13 PHẦN 3- TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN TRONG HỘP GIẢM TỐC I- Tính Toán Bộ Truyền Cấp Nhanh Bánh Răng Trụ Răng Nghiêng 1 Thông số kỹ thuật T= Nmm u = 3,6 2 Vật liệu và nhiệt luyện bánh răng -... xác dịnh gần đúng chi u rộng ổ lăn bo d ,mm bo,mm 20 15 25 17 45 25 55 29 Theo công thức 10.10, ta đi tính chi u dài may ơ bánh đai và bánh răng : - Bánh đai và bánh nhỏ trong cấp nhanh : lm21= (1,2…1,5)d1 = (1,2…1,5).25 = 30 ÷ 37,5 mm -> lấy lm21 = 35 mm - Bánh lớn trong cấp nhanh và bánh nhỏ trong cấp chậm : lm22= (1,2…1,5)d2 = (1,2…1,5).45 = 54 ÷ 67,5 mm -> lấy lm22 = 60 mm - Bánh lớn trong cấp... Do bộ truyền bôi trơn tốt (bộ truyền hở )nên ta tính toán theo độ bền mỏi tiếp xúc để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm lại điều kiện bền uốn - Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng thẳng, theo công thức 6.12 trang 95, nên ta có: [ σ H ] = [ σ H ] min = [ σ H 2 ] = 481,8MPa - So sánh với điều kiện: - So sánh với điều kiện: [ σ H ] min = [ σ H 2 ] = 481,8 MPa Do đây là bánh răng trụ lên ta... bộ truyền bôi trơn tốt (bộ truyền hở )nên ta tính toán theo độ bền mỏi tiếp xúc để tránh hiện tượng tróc rỗ bề mặt và kiểm nghiệm lại điều kiện bền uốn - Đây là bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, theo công thức 6.12 trang 95, nên ta có: [ σ H ] = 0,5([ σ H 1 ] + [ σ H 2 ] ) = 0,5.(509 + 481,8) = 495,4 MPa - So sánh với điều kiện: [ σ H ] min = [ σ H 2 ] = 481,8 MPa Do đây là bánh răng trụ lên ta... MPa ... theo học Đồ án môn học Chi tiết máy tiền đề cho sinh viên ngành khí ngồi ghế nhà trường Bước đầu định hướng việc phải làm gì, làm nào, cách thức thực sao… Để hiểu thiết kế chi tiết máy từ đơn... tới sản phẩm máy hoàn chỉnh có công dụng định tương lai, qua có cách nhìn đắn ngành nghề theo học thêm yêu nghề Nội dung đồ án đề cập tới vấn đề thiết kế máy chế tạo máy Để làm đồ án sinh viên... Theo bảng 10.2 ta xác dịnh gần chi u rộng ổ lăn bo d ,mm bo,mm 20 15 25 17 45 25 55 29 Theo công thức 10.10, ta tính chi u dài may bánh đai bánh : - Bánh đai bánh nhỏ cấp nhanh : lm21= (1,2…1,5)d1