do an chi tiet may

- Để điều chỉnh ăn khớp cho các cặp bánh răng trong hộp, ta dùng cách tăng chiều rộng vành răng của các bánh răng chủ động lên khoảng 10% so với chiều rộng của bánh răng bị động. 6.4: [r]

(1)

MỤC LỤC

BẢN THUYẾT MINH GỒM NHỮNG PHẦN CHÍNH SAU

PHẦN 1: Tính chọn động phân phối tỉ số truyền…… ………

1 Chọn động cơ.………

2 Phân phối tỉ số truyền mômen xoắn trục ……… ….4

3 Tính thơng số trục……… …

PHẦN 2: Tính tốn truyền ngồi…… ……….…

1 Chọn loại xích………5

2 Tính thơng số truyền xích………5

3 Kiểm nghiệm xích độ bền……….………7

4 Kích thước đĩa xích……… ………….………8

5 Bảng thông số truyền xích………

PHẦN 3: Tính truyền bánh răng……… ……… ……11

1 Chọn vật liệu……… ……… 10

2 Xác định ứng suất cho phép……….…… 10

3 Tính thơng số truyền bánh trụ nghiêng…….13

4 Kiểm nghiệm răng……….……….15

5 Bảng thông số truyền bánh trụ nghiêng.… 22

PHẦN 4: Tính tốn thiết kế trục……… 22

1 Tính thơng số ban đầu trục……… 22

2 Tính đường kính đoạn trục……… 24

- Trục 1………24

- Trục 2………28

3 Kiểm nghiệm trục độ bền mỏi……… 32

4 Tính kiểm nghiệm then……….37

PHẦN 5: Tính chọn ổ đỡ……… 40

1 Chọn ổ đỡ cho trục 1……… 40

2 Chọn ổ đỡ cho trục 2……… 41

(2)

PHẦN I

TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ, PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN VÀ MÔ MEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC.

1

1.1.Chọn động cơ.

Công suất cần thiết:

- Công suất làm việc trục máy công tác:

Plv = F.V/1000

Với F:Là lực kéo băng tải V:Là vận tốc băng tải

Thay số ta có: => Plv = 11500.0,24/1000 = 2,76 ( KW)

Do tải trọng thay đổi nhiều mức nên ta chọn động theo công suất tương đương

Ptd = Plv.β ( β >1)

Với β = √( Ti

T1)

2

. ti

tck

Thay số ta có: β = √12.2,6

8 +(0,72

2).4,2

8 = 0,77

Vậy cơng suất tính tốn trục máy công tác là:

Pt = Ptd = Plv.β thay số ta có: Ptd = 2,76.0,77 = 2,13 (KW)

- Hiệu suất toàn hệ dẫn động là:

Ta gọi ɳ ɳη ht là hiệu suất toàn hệ thống xác định theo

công thức:

ht = k ol3 x brt

(3)

+ k hiệu suất khớp nối với: k = 0,99

+ ol hiệu suất cặp ổ lăn: ol = 0,99

+ dt hiệu suất truyền xích: x = 0,96

+ brt hiệu suất truyền bánh trụ: brt = 0,96

Thay số vào ta có: ht = 0,99.0,993.0,96.0,96 = 0,89

- Vậy công suất cần thiết trục động cơ:

Pct= Pt/ ht thay số ta có: Pct = 2,13/0,89 = 2,39 (kW)

- Số vòng quay đồng động cơ:

+ Số vòng quay trục máy công tác: nlv= 60000.V/(π.D)

Với V: vận tốc băng tải (m/s) D:là đường kính băng tải (mm)

Thay số vào ta có: nlv= 60000.0,24/(3,14.200) = 22,93 (v/p)

- Ta chọn sơ tỉ số truyền chung cho toàn hệ dẫn động: Ut = Ux.Ubrt

Ta chọn sơ tỉ số truyền sau + Tỉ số truyền truyền xích: Ux =

+ Tỉ số truyền hộp với hộp giảm tốc bánh răng: Ubrt =

Vậy tỉ số truyền toàn hệ dẫn động là: Ut = 6.5 = 30

- Số vòng quay trục động cơ: nsb = nlv.Ut

Thay số vào ta có: nsb = 30.22,93 = 687,9 (v/p)

Chọn số vòng quay đồng động : nđb = 701 ( v/p)

Để chọn động ta dựa vào bảng P1.3 phụ lục SGKTTTKHDĐCKtập1 Ta sử dụng loại động 4A112MB8Y3 có thơng số kĩ thuật sau:

Bảng thông số kĩ thuật động cơ

Kiểu động Công

suất (kw)

Vận tốc quay(v/p)

cos φ % Tmax

Tdn

Tk Tdn 4A112MB8Y

(4)

Để đảm bảo cho động làm việc ổn định ta cần kiểm nghiệm lại điều kiện động làm việc

+ndc= 701(v/p) nsb= 687,9 (v/p)

+Pdc Pct = 2,39 kW

đồng thời mômen mở máy phải thoả mãn điều kiện: Tmm/T ≤ TK/Tdn

Như động chọn phù hợp với yêu cầu đặt

1.2: Phân phối tỉ số truyền và mômen xoắn trục

- Ta tính lại tỉ số truyền chung cho toàn hệ dẫn động: Với: Ut = ndc/nlvthay số ta có: Ut = 701/22,93 = 30,57

Ta phân phối lại tỉ số truyền sau: chọn Ux =

Ta có Ubrt = Ut/Ux = 30,57/6 = 5,095

1.3:Tính thơng sớ trục:

-Tính tốn tốn tốc độ quay trục : +Trục động : ndc = 701 (v/p)

+Trục số 1: nІ = ndc/Ux thay số ta có: nІ = 701/6 = 116,83 (v/p)

+Trục số 2: nІІ = nІ/Ubrt thay số vào ta có: nІІ = 116,83/5,095 = 22,93

(v/p)

+Trục số 3: nІІІ = nІІ /Uk thay số vào ta có: nІІІ = 22,93/1 = 22,93

(v/p)

- Tính công suất trục:

+Pdc = Pct = 2,39 (kw)

+ PІ = Pdc. x. ol thay số ta có: 2,39.0,99.0,96 = 2,27 (kw) + PІІ = PІ ol brt thay số ta có: 2,27.0,99.0,96 = 2,16 (kw) + PІІІ = PІІ . ot dt thay số ta có: 2,16.0,99.0,99 = 2,13 (kw) - Tính mơmen xoắn trục:

+Tdc = 9,55.106.Pct/ndc = 9,55.106.2,39/701 = 32560 (N.mm) + TІ = 9,55.106. P

І / nІ = 9,55.106.2,27/116,83 = 185556 (N.mm)

+ TІІ = 9,55.106. P

ІІ / nІІ = 9,55.106.2,16/22,93 = 899608

(5)

+ TІІІ = 9,55.106.P

ІІІ/nІІІ = 9,55.106.2,13/22,93 = 887113 (N.mm)

Thông số Trục

Tỉ số truyền Tốc độ quay (v/p)

Công suất (kw)

Mômen xoắn (N.mm) Trục động

6 701 2,39 32560

Trục số 116,83 2,27 185556

Trục số

5,095 22,93 2,16 899608

Trục số 22,93 2,13 887113

PHẦN ІІ : TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN NGỒI

2.1: Các sớ liệu ban đầu

+ Công suất: Pđc = 2,39 kW

+ Số vòng quay trục dẫn: nđc = 701 v/p

+Tỉ số truyền: Ux =

+ Góc nghiêng nối tâm truyền ngồi: 30o

2.2:Thiết kế bợ trùn xích 2.2.1:Chọn loại xích

Vì tải trọng nhỏ, vận tốc thấp nên ta chọn loại xích ống lăn

2.2.2: Xác định thơng sớ xích và bợ trùn

- Chọn số đĩa xích dẫn theo cơng thức: z1 = 29 –  = 29 –  = 17

Chọn z1 = 17

- Tính số đĩa xích lớn theo công thức: z2 = u  z1 =  17 = 102

Lấy z2 = 103

Ta có tỉ số truyền thực tế Ux =

z2 z1 =

103

17 = 6,06

- Xác định hệ số điều kiện sử dụng xích K theo cơng thức :

K = Kd Ka  Ko Kdc Kb  Klv = 1,3     1,3  1,45 =

2,45 Trong đó:

Kd = 1,3 (bộ truyền làm việc có va đập)

(6)

Ko = (đường nối hai tâm đĩa xích hợp với đường nằm ngang góc

nhỏ 60o)

Kdc = (trục điều chỉnh được)

Kb =1,3 (bôi trơn đạt yêu cầu mơi trường có bụi)

Klv = 1,45 (làm việc hai ca)

Hệ số Kn = n01 / n1 = 200 / 701 = 0,29

Hệ số Kz = z01 / z1 = 25 / 17 = 1,47

Chọn xích dãy, Kx =

Cơng suất tính tốn : Pt =

K × KZ× Kn× P1

Kx =

2,45×1,47×0,29×2,39

1 = 2,5 kw

Theo bảng 5.5 SGKTTTKHDĐCK tập theo cột n01 = 200 (vg/ph) ta

chọn bước xích p = 15,875 mm

Theo bảng 5.8 SGKTTTKHDĐCK tập số vịng quay tới hạn tương ứng bước xích 15,875 mm nth = 1000 vg/ph, nên điều kiện n < nth thỏa

mãn

- Vận tốc trung bình xích:

V = π × d × n60000 = n× z × p60000 = 701×6000017×15,875 = 3,15 m/s - Lực vịng có ích:

Ft = 1000v× P = 10003,15×2,39 = 758,73 N

-Kiểm nghiệm bước xích p

Theo bảng 5.8 SGKTTTKHDĐCK tập ta có p < pmax

- Chọn khoảng cách trục sơ

a = (30  50)  p = 40  15,875 = 635 mm - Số mắt xích X

X = 2× a

pc + z1+z2

2 +(

z2−z1

2π )

2

×P a

= 215,875×635+17+103

2 +(

103−17

2π )

2

×15,875

635 = 144,68

Chọn X = 144 mắt xích

- Chiều dài xích L = p  X = 144.15,875 = 2286 mm - Tính xác khoảng cách trục

a = 0,25.p [X−z1+z2

2 +√(X−

z1+z2

2 )

2

−8×(z2−z1

2π )

2

] = 0,25.15,875 [144−17+103

2 +√(144−

17+103

2 )

2

−8×(103−17

2π )

2

(7)

= 629,23 mm

Ta chọn a = 627,34 mm ( giảm khoảng cách trục (0,0020,004).a ) - Số lần va đập xích giây:

i = z1× n1

15× X =

17×701

15×144 = 5,5 ≤ [i] = 50

Theo bảng 5.9 SGKTTTKHDĐCK tập với bước xích p = 31,75 mm, ta chọn [i] = 50

2.2.3: Tính kiểm nghiệm xích về đợ bền.

- Kiểm tra xích theo hệ số an toàn v o

Q s

F F F



 

+ Tải trọng phá hủy Q tra theo bảng 5.2 SGKTTTKHDĐCK tập với bước xích p = 15,875 mm Q = 22,7 kN

khối lượng mét xích q = 0,8 kg/m + Lực nhánh căng F1 Ft = 758,75 N

+ Lực căng lực ly tâm gây nên Fv = q  v2 = 0,8.3,152 = 7,94 N

+ Lực căng ban đầu xích Fo

Fo = Kf  a  q  g =  0,63  0,8  9,81 = 19,78 N

 s = 28,86 > [s] = (7,3  7,6)

Vậy truyền xích đảm bảo đủ bền

- Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc đĩa xích theo cơng thức: σH = 0,47 √kr×

(Ft× Kd+Fvd)× E

A × kd

= 0,47 √0,5×(758,75×1,3+3,65)×2,1.105

51,5×1,3

= 514,37 Mpa Trong đó:

+[σh] ứng suất tiếp xúc cho phép

+ kr = 0,50 hệ số ảnh hưởng đến số đĩa xích

+ Kd = 1,3 hệ số tải trọng động

+ kd = hệ số phân bố không tải trọng cho dãy

+ Fvd lực va đập m dãy xích

Fvd = 13.10-7n1.p3.m

= 13.10-7.701.15,8753.1 = 3,65 N

+ E = 2,1.105 môđun đàn hồi

(8)

tra theo bảng 5.12 SGKTTTKHDĐCK tập ta có A = 51,5 mm2

Vậy dùng thép 45 độ rắn HB210 đạt ứng suất tiếp xúc cho phép

[σH] = 600Mpa, đảm bảo độ bền cho đĩa

Tương tự với đĩa tương tự: σH2 ≤ [σH] (với vật liệu

nhiệt luyện)

2.2.4: Bán kính đáy

r=0,5025d1'+0,05

với d1' tra theo bảng 5.2 SGKTTTKHDĐCK tập ta được: d1'=10,16(mm)

=> r=0,5025.10,16+0,05=5,16(mm) 2.2.5: Kích thước đĩa xích

d1 =

p × z1 π =

15,875×17

π = 85,9 mm

d2 =

pc× z2

π =

15,875×103

π = 520,5 mm

- Đường kính đỉnh răng:

da1 = d1 + 0,7.p = 97 mm da2 = d2 + 0,7.p = 531,16 mm - Đường kính chân răng:

df1=d1−2r=85,9−2.5,16=75,58(mm)

df2=d2−2r=520,5−2.5,16=510,18(mm) 2.2.6: Lực tác dụng lên trục

Fr = Kx  Ft = 1,15  758,75 = 873 N

Trong Kx = 1,15 truyền nghiêng góc nhỏ 40o

(9)

Thơng số Kí hiệu Giá trị

1 Loại xích - Xích ống lăn

2 Bước xích p 15,875 (mm)

3 Số mắt xích x 144

4 Chiều dài xích L 2286 (mm)

5 Khoảng cách trục a 627,34 (mm)

6 Số đĩa xích nhỏ Z1 17

7 Số đĩa xích lớn Z2 103

8 Vật liệu đĩa xích Thép 45(Tơi,ram) Đường kính vịng chia đĩa xích

nhỏ

d1 85,9 (mm)

10.Đường kính vịng chia đĩa xích lớn

d2 520,5 (mm)

11.Đường kính vịng đỉnh đĩa xích nhỏ

da1 97(mm)

12.Đường kính vịng đỉnh đĩa xích lớn

da2

531,16(mm)

13.Bán kính đáy r 5,16(mm)

14.Đường kính chân đĩa xích nhỏ

df1 75,58(mm)

15.Đường kính chân đĩa xích lớn

df2 510,18(mm)

16.Lực tác dụng lên trục Fr 873 (N)

17.Xích dãy Kx

PHẦN ІІІ TÍNH TỐN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG

3.1: Các số liệu ban đầu

- Công suất N = 2,27 (kw) - Tỉ số truyền u = 5,095

- Tốc độ quay bánh chủ động n1 = 116,83 (vg/ph)

- Thời gian làm việc lh = 17000(giờ)

Tmm = 1,4T1

T2 = 0,72T1

t1 = 2,6 (giờ)

t2 = 4,2 (giờ)

tck = (giờ)

(10)

3.2.1: Chọn vật liệu chế tạo.

Ta sử dụng vật liệu loại nhóm I loại vật liệu có độ rắn HB 350, bánh

răng thường hố tơi cải thiện, nhờ có độ rắn thấp

Nên cắt cách xác sau nhiệt luyện đồng thời truyền có khả chạy mịn ,hơn để tăng khả chạy mòn răng, ta nên nhệt luyện bánh lớn có độ rắn thấp bánh nhỏ từ 10 – 15 đơn vị tức H1 H2 + (10….15)HB

Ta tra bảng 6.1 SGKTTTKHDĐCK tập ta chọn - Vật liêụ chế tạo bánh nhỏ là:

+Thép C45 cải thiện;

+Độ rắn:HB = (241….285);

+Giới hạn bền: σb1 = 850MPa;

+Giới hạn chảy: σch1 = 580MPa;

Chọn độ rắn bánh nhỏ là: HB1 = 250

- Vật liệu chế tạo bánh lớn là: +Thép C45 cải thiện;

+Độ rắn HB = (192….240); +Giới hạn bền σb2 = 750MPa; +Giới hạn chảy σch2 = 450MPa;

Chọn độ rắn bánh lớn:HB2 = 240

3.2.2: Xác định ứng suất cho phép

- Ứng suất tiếp xúc cho phép [ σH¿ và ứng suất uốn cho phép [¿ ¿σF]

¿

đựoc xác định theo công thức sau:

+ [ σH ] = σHlimo

sH ZR.ZV.KXH.KHL

+ [ σH ] = σFlimo

SF YR.YS.KXF.KFC.KFL

Trong đó:

ZR : hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt làm việc;

ZV : hệ số xét đến ảnh hưởng vận tốc vòng;

KXH : hệ số xét đến ảnh hưởng kích thước răng;

YR : hệ số xét đến ảnh hưởng độ nhám mặt lượn chân răng;

YS : hệ số xét đến độ nhạy vật liệu tập trung ứng suất;

KXF : hệ số xét đến kích thước ảnh hưởng đến độ bền uốn;

Trong thiết kế sơ ta lấy: ZR.ZV.KXH = YR.YS.KXF =

(11)

σ

¿ ¿ ¿

] = σHlimo

SH KHL (1-a)

[¿ ¿σF]

¿

= σFlimo

sF KFL.KF (2-a)

Trong : σ0Hlim ; σ0Flim lần lượt ứng suất tiếp xúc cho phép ứng suất uốn cho phép với số chu kỳ sở, tra bảng 6.12SGKTTTKHĐCK tập với thép C45 cải thiện đạt độ rắn HB = (180….350)

Ta có: σo

Hlim = 2HB + 70 ; SH = 1,1;

σo

Flim = 1,8HB ; SF = 1,75;

với SH,SF hệ số an tồn tính độ bền tiếp xúc độ bền uốn;

Thay kết qua vào công thức ta có: σo

Hlim1 = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa;

σo

Hlim2 = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 MPa;

σo

Flim1 = 1,8HB1 = 1,8.250 = 450 Mpa;

σo

Flim2 = 1,8HB2 = 1,8.240 = 432 Mpa;

+KFC :là hệ số ảnh hưởng đến đặt tải KFC = (khi đặt tải phía truyền

quay chiều);

+KHL, KFL : hệ số tuổi thọ xét đến ảnh hưởng thời gian phục vụ chế độ

tải trọng truyền xác định theo công thức: KHL =

mH √NHO

NHE (1-1)

KFL =

mF √NFO

NFE (1-2)

Trong đó: mH, mF bậc đường cong mỏi thử độ bền tiếp xúc độ

bền uốn;

mH = mF = độ rắn mặt HB 350;

NHO – số chu kỳ thay đổi ứng suất sở thử độ bền tiếp xúc

Với: NHO = 30 HHB2,4 (1-3) Do đó:

+NHO1 = 30.2502,4 = 17,068.106

+NHO2 = 30.2402,4 = 15,47.106

+NFO - số chu kỳ thay đổi ứng suất sở thử độ bền uốn: NFO = 4.106

đối với tất loại thép

(12)

Với +NHE = 60.C.∑(Mi/Mmax)3.ni.ti (1-1a)

+NFE = 60.C.∑(Mi/Mmax ¿mF ni.ti (1-2a)

Trong đó: C : số lần ăn khớp vòng quay bánh răng; ni :là số vòng quay bánh phút;

Mi :mô men xoắn chế độ thứ I;

Mmax : mô men xoắn lớn tác dụng lên bánh xét;

ti : là tổng số giờ làm việc bánh răng;

Ta có: Với bánh nhỏ (bánh số 1); C = ; nI = 116,83 (v/p);

Với bánh lớn (bánh số 2); C = ; nII = 22,93 (v/p);

Thay số vào ta có:

+NHE1 = 60.1.116,83.17000 (1)

3

.2,6+(0,72)3.4,2

8 = 62,1.10

+NHE2 = 60.1.22,93.17000 (1)

3

.2,6+(0,72).34,2

8 = 12,2.10

+NFE1 = 60.1.116,83.17000 (1)

6.2,6

+(0,72)6.4,2

8 = 47,4.10

+NFE2 = 60.1.22,93.17000. (1)

6.2,6

+(0,72)6.4,2

8 = 9,3.10

Xét NHE1 > NHO1, => KHL1 = ;

Vì NHE2 < NHO2 nên ta có KHL2 =

mH √NHO

NHE =

6

√15,47.106

12,2.106 = 1,04

Tương tự ta có: NFE1 > NFO , NFE2 > NFO => KFL1 = , KFL2 = 1;

Ta thay giá trị vào công thức (1-a) (2-a)

Ta có: [σH]1 =

570.1

1,1 = 518 Mpa;

[σH]2 =

550.1,04

1,1 = 520 Mpa;

[σF]1 =

450.1,1

(13)

[σF]2 =

432.1,1

1,75 = 246,86 Mpa;

- Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] dùng để tính truyền bánh nghiêng

(HB < 350), chọn số nhỏ trị số đây: Theo công thức: [σH] = 0,5.([σH1] + [σH2])

[σH] = 1,18.[σH2]

Ta có: [σH] = 0,5.( 518 + 520) = 519 Mpa

[σH] = 1,18.520 = 613,6 Mpa

Vậy ta lấy [σH] = 519 Mpa

+ Ứng suất tiếp xúc ứng suất uốn cho phép tải xác định theo công thức công thức sau:

[σH]max = 2,8σch

[σF]max = 0,8σch

Vậy => [σH1]max = 2,8.580 = 1624MPa;

[σH2]max = 2,8.450 = 1260MPa;

[σF1]max = 0,8.580 = 464MPa;

[σF2]max = 0,8.450 = 360MPa;

3.2.3:Tính tốn thơng sớ bợ truyền bánh trụ nghiêng

a: Tính sơ bợ đường kính vòng lăn

Theo cơng thức:

dw1 = 68.\f(,ψd u

Trong đó:

+ T1: Là mômen xoắn bánh dẫn 1: T1 = 185556 N.mm

+ KHα: Là hệ số phân bố không tải trọng

Vì tính sơ nên ta chọn KHα =

+ ψd = \f(bw,dw1 chọn theo ψa = \f(bw,aw = 0,3

Ψd = 0,53.ψa.(u+1) = 0,53.0,3.(5,095+1) = 0,969

+ Theo trị số Ψd bảng 6.7SGKTTTKHĐCK tập ta tìm

KHβ = 1,15 (sơ đồ 3)

+ Ứng suất tiếp xúc cho phép [σH] = 519MPa

+ KHv: Là hệ số tải trọng động

Vì tính sơ nên lấy KHv = 1,2

Vậy dw1 = 68

3

√185558.1,15.1.1,2(5,095+1)

0,969 (519)2.5,095 = 71,7

Lấy dw1 = 72 mm

(14)

aw = \f(,2 =

72.(5,096+1)

2 = 219,42

Lấy aw = 220 mm

Môđun pháp: m = (0,01÷0,02).aw = 2,2÷4,4 mm

Theo bảng 6.8 SGKTTTKHĐCK tập Chọn m = mm

c: Chọn sơ bộ góc nghiêng β = 15°

Số bánh nhỏ Z1 = \f(dw1.cosβ,m = 72 cos 153 = 23,2

Lấy Z1 = 23

Z2 = u.Z1 = 23.5,095 = 117,2

Chọn Z2 = 117

Tỉ số truyền thực tế là: U = Z1

Z1 =

117

23 = 5,087

Tính lại góc nghiêng β

Cosβ = \f(,2.aw = 3.(232.220+117) = 0,9545 => β = 17º21'

d: Các kích thước bánh răng

- Các đường kính vịng chia (bộ truyền khơng dịch chỉnh) d1 = dw1 =

m Z1 cosβ =

3.23

0,9545 = 72 mm

d2 = dw2 =

m Z2 cosβ =

3.117

0,9545 = 367 mm

- Chiều rộng vành răng:

bw = ψd.dw1 = 0,969.72 = 69,77 mm

Lấy bw = 70 mm

Khoảng cách trục aw = 220 mm

- Hệ số trùng khớp dọc

εβ = \f(bw.sinβ,π.m =

17 70.sin(¿¿o21

' )

3,14.3

¿

= 2,2 thỏa mãn điều kiện εβ ≥ 1,1

3.2.4: Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc

- Ứng suất tiếp xúc bề mặt phải thoả mãn điều kiện:

σH = ZM.ZH.Zε √

2.T1 KH.(U+1)

bw dw1

U

Trong đó:

+ZM – hệ số xét đến ảnh hưởng tính vật liệu bánh

(15)

Theo bảng 6.5 SGKTTTKHDĐCK tập ta có: ZM = 274MPa1/3

+ZH - hệ số kể đến ảnh hưởng hình dạng bề mặt tiếp xúc

ZH = \f(2.cosβ,

αtw: Là góc ăn khớp mặt mút bánh nghiêng,

truyền không dịch chỉnh αtw = αt

ta có: tanαt = \f(tanα,cosβ

Lấy α = 20°  tanαt = tan 20

o

0,9545 = 0,3813

 αt = 20°52'

Vậy ZH = √ 2.0,9545

sin⁡(2 20o52') = √

2.0,9545

0,6657 = 1,69

+ Zε: Là hệ số xét đến tổng chiều dài tiếp xúc với bánh nghiêng

Zε = \f(1,εα

εα: Là hệ số trùng khớp ngang

εα = [1,88 - 3,2.( \f(1,Z1 + \f(1,Z2 )].cosβ

= [1,88 - 3,2.( 231 + 1171 )].0,9545 = 1,64

=> Zε = √

1,64 = 0,78

+KH hệ số tải trọng tiếp xúc;

KH = KHβ.KHα.KHv

Trong đó:

+KHβ hệ số kể đến ảnh hưởng phân bố không tải trọng

chiều rộng vành

Theo bảng 6.7 SGKTTTKHDĐCK tập ta có KHβ = 1,15 chọn

+KHα hệ số kể đến phân bố không tải trọng cho đôi đồng

thời ăn khớp

Với bánh trụ nghiêng tra bảng 6.14SGKTTTKHDĐCK tập KHα = 1,16

+KHv hệ số kể đến xuất tải trọng động vùng ăn khớp,

tính theo cơng thức sau: KHv = +

VH dw1.bw

2T1 KHα KHβ (1-1) -Với VH = δH.go.V √aw1

U (1-2)

(16)

V = π dw1 nІ

60.103 thay số vào ta có: V =

3,14.72 116,83

60.103 = 0,44

(m/s)

Tra bảng 6.13 SGKTTTKHDĐCKtập1 chọn cấp xác 9;

+ δH – hệ số kể đến ảnh hưởng sai số ăn khớp

Theo bảng 6.15 SGKTTTKHDĐCK tập truyền bánh trụ nghiêng nên ta chọn δH = 0,002;

+go – hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước

Theo bảng 6.16 SGKTTTKHDĐCK tập chọn go = 73;

+dw1 – đường kính vịng lăn bánh nhỏ dw1 = 72 (mm)

Thay số vào cơng thức (1-2) ta có: VH = 0,002.73.0,44 √ 220

5,095 = 0,42 (m/s)

+T1 mô men xoắn trục bánh chủ động với

T1 = 185556 (N.mm)

+bw chiều rộng vành

bw = 70 mm

Vậy ta thay giá trị vừa xác định vào công thức (1-1) ta có: KHv = + 2.185556 1,15 1,160,42.72.70 = 1,0043

Ta đem thay giá trị vào công thức: KH = KHα.KHβKHv

=> KH = 1,15.1,16.1,0043 = 1,34

Ta thay giá trị vừa tính vào cơng thức

+σH = ZM.ZH.Zε √

2.T1 KH.(U+1)

bw dw21 U

= 274.1,69.0,78

72¿2.5,095 ¿

70.¿

2.185556 1,34.(5,095+1)

¿ √¿

= 462,46 MPa;

Theo số liệu xác định trị số ứng suất tiếp xúc cho phép

[σH] = 519 MPa;

(17)

+ZV hệ số kể đến ảnh hưởng vận tốc vòng V = 0,44 (m/s) <

nên => ZV =

+ZR hệ số kể đến ảnh hưởng độ nhám mặt làm việc với

Ra = (1,25….0,63) có ZR = 1;

+KXH hệ số kể đến ảnh hưởng kích bánh với kích thước vịng đỉnh

răng

da < 700(mm) ta có KXH =

Vậy => σH = 519.1.1.1 = 519 MPa mà σH = 462,46 Mpa < [σH] = 519 MPa

Vậy truyền thoả mãn yêu cầu độ bền mỏi tiếp xúc

3.2.5: Kiểm nghiệm về độ bền uốn

Hai điều kiện đưa với truyền bánh trụ + σF1 =

2T1 KF.YεԐ Yβ YF1

bw m dw1 ≤ [σF1] (1)

+ σF2 =

σF1 YF2

YF1 ≤ [σF2] (2)

-Trong +T1 mơ men xoắn bánh chủ động T1 = 185556 (N.mm)

+m mô đun Với m =

+bw chiều rộng vành răng, bw = 70(mm)

+dw1 đường kính vịng lăn bánh chủ động

dw1 = 72 (mm)

+Yβ hệ số kể đến độ nghiêng

Yβ = - \f(β°,140 = - 17

o

21'

140 = 0,8761

+YF1, YF2 hệ số dạng bánh tính

theo cơng thức sau: - ZVn1 =

Z1

cos3β

- ZVn2 =

Z2

cos3β

Ta thay số vào công thức ta có: ZVn1 =

23

(18)

ZVn2 =

117

0,95453 = 134,5

Tra bảng 6.18 SGKTTTKHDĐCK tập chọn bánh không dịch chỉnh ta có:

YF1 = 3,88 YF2 = 3,6;

+ Yε =

1

εα hệ số kể đến trùng khớp với εα hệ số trùng khớp

ngang

Ta có: εα = 1,64

=> Yε =

1

1,64 = 0,61

+ KF hệ số tải trọng tính uốn;

Với KF = KFβ.KFα.KFv

Trong đó:

+KFβ hệ số kể đến phân bố không tải trọng vành

tra bảng 6.7 SGKTTTKHDĐCK tập có KFβ = 1,37

+KFα hệ số xét đến ảnh hưởng phân bố không tải

trọng cho đôi đồng thời ăn khớp Với bánh trụ nghiêng

tra bảng 6.14SGKTTTKHDĐCK tập KFα = 1,4

+KFv hệ số xét đến tải trọng động xuất vùng ăn

khớp,tính theo cơng thức KFv = +

VF bw dw1

2.T1 KFβ KFα Với VF = δF.go.V √aw

U

Trong đó:

+δF hệ số kể đến ảnh hưởng sai số ăn khớp

Tra bảng 6.15 SGKTTTKHDĐCK tập chọn δF = 0,006

+go hệ số kể đến ảnh hưởng sai lệch bước

Tra bảng 6.16 SGKTTTKHDĐCK tập với cấp xác ứng với mơđun bánh m = (mm) ta chọn go = 73

(19)

+dw1 đường kính vịng lăn bánh nhỏ

d1 = 72 (mm)

+U tỉ số truyền truyền bánh trụ,U= 5,095 +bw chiều rộng vành răng, bw = 70 (mm)

+T1 mô men xoắn trục bánh chủ động,

T1 = 185556 (N.mm)

Vậy => VF = 0,006.73.0,44 √ 220

5,095 = 1,27

Thay kết tính vào cơng thức ta suy ra: KFv = + 2.185556 1,4 1,371,27.70.72 = 1,01

mà KF = KFβ.KFα.KFv thay số ta có: KF = 1,4.1,37.1,01 = 1,94

Kết hợp tất kết thay vào cơng thức (1)và(2) ta có :

σF1 = 2.185556 1,94 0,62 0,8761.3,8870.3 72 = 99,93 MPa

σF2 = 99,93.3,63,88 = 92,7 MPa

So sánh với giá trị tính ta có:

[σF1] = 257,43 MPa với σF1 = 99,93 MPa

[σF2] = 246,857 MPa Với σF2 = 92,7 MPa

Ta thấy +σF1 = 99,93 MPa < [σF1] = 257,43 MPa

+σF2 = 92,7 MPa < [σF2] = 246,857 MPa

Như điều kiện mỏi uốn đảm bảo

3.2.6: Kiểm nghiệm về tải

Lý khiến phải kiểm nghiệm độ bền tải khi( mở máy hãm máy ) tải trọng thay đổi đột ngột khiến ứng suất sinh , bề mặt lớn gây số hư hỏng gãy Ta kiểm nghiệm theo công thức :

Kqt =

Tmax

T = Tmm

T1 = 1,8

Trong đó: +T mô men xoắn danh nghĩa +Tmax mô men tải

(20)

+ σHmax = σH. √Kqt [σH]max + σFmax = σF.Kqt ≤ [σF]max

+Với σH tính thử độ bền tiếp xúc σHmax tính phần

+Với σF xác định kiểm nghiệm độ bền uốn σFmax

tính

Với σH = 462,46 MPa;

+[σH1]max = 1624 MPa, [σH2]max = 1260 MPa

+[σF1]max = 464 MPa, [σF2]max = 350 MPa

+σF1 = 99,93MPa, σF2 = 92,7 MPa

Thay giá trị vào công thức ta có: +σHmax = 462,46 √1,4 = 547,2 MPa

+σF1max = 99,93.1,4 = 139,9 MPa

+σF2max = 92,7.1,4 = 129,8MPa

So sánh giá trị ta thấy

+σHmax = 547,2 MPa < [σH1]max = 1624 MPa

+σHmax = 547,2 MPa < [σH2]max = 1260 MPa

+σF1max = 139,9 MPa < [σF1max] = 464 MPa

+σF2max = 129,8 MPa < [σF2max] = 360 MPa

Như đảm bảo độ bền uốn độ bền tiếp xúc tải

2.2.2.7: Xác định kích thước bợ trùn bánh răng

Vì tính tốn kiểm nghiệm điều kiện bền bánh thỏa mãn

Các kích thước là:

- Đường kính: dw1 = d1 = 72 mm

dw2 = d2 = 367 mm

- Khoảng cách trục: aw = 220 mm

- Chiều rộng bánh răng: bw = 70 mm

- Góc nghiêng răng: β = 17°21' - Số răng: + Z1 = 23

+ Z2 = 117

- Góc ăn khớp: αtw = 20°52’

- Tỉ số truyền: u = 5,095 - Hệ số dịch chỉnh: X1 =

X2 =

(21)

+ Bánh lớn: da2 = d2 + 2.m = 367 + = 373 mm

- Đường kính chân răng:+ Bánh nhỏ: df1 = d1 - 2,5.m = 72 – 7,5 = 64,5 mm

+Bánh lớn: df2 = d1 - 2,5.m = 367 – 7,5 = 359,5mm

Bảng thông số bộ truyền bánh trụ nghiêng

THÔNG SỐ TRỊ SỐ

Số bánh nhỏ Z1 = 23

Số bánh lớn Z2 = 117

Tỉ số truyền Ubrt = 5,095

Đường kính vịng lăn bánh - Chủ động:dw1 = 72 (mm)

- Bị dẫn :dw2 = 367 (mm)

Đường kính đỉnh - da = 78 (mm)

- da1 = 373 (mm)

Đường kính chân - df1 = 64,5(mm)

- df2 = 359,5(mm)

Chiều rộng vành - bw = 70(mm) Góc nghiêng - β = 17o21’

Hệ số dịch chỉnh - X1 = X2 = 0(mm)

Góc ăn khớp - αtw = 20o52’

Khoảng cách trục - aw = 220 mm

PHẦN І V : TÍNH TỐN THIẾT KẾ TRỤC

4.1: Chọn và tính thông số ban đầu trục

Vật liệu chế tạo trục thép C45 cải thiện Giới hạn bền: σb = 850 MPa

(22)

Ứng suất xoắn cho phép:

[τ ] = 20 ÷ 25 MPa trục vào hộp giảm tốc

4.2 Xác định sơ bợ đường kính trục theo công thức:

- Trục 1:

T1 = 185556N.mm

[τ] = 20 MPa d1 ≥ √3 T1

0,2[τ] =

√185556

0,2.20 = 35,93 Chọn d1 = 40 mm

- Trục 2:

T2 = 899608 N.mm

[τ] = 20 MPa d2 ≥ √3 T2

0,2[τ] =

√899608

0,2.20 = 60,8 Chọn d2 = 65 mm

Do lắp bánh đai vào đầu vào trục động điện nên ta khơng cần quan tâm đến đường kính trục động điện

4.3 Xác định khoảng cách gối đỡ và điểm đặt lực:

a Theo bảng 10.2 trang 189 SGKTTTKHDĐCK tập ta chọn chiều rộng ổ lăn tương ứng:

+b01 = 23 mm

+b02 = 33 mm

b Chiều dài mayer đĩa xích:

lm12 = (1,2 ÷ 1,5 ).d1 = (1,2 ÷ 1,5 ).40 = 48 ÷ 60

Chọn lm12 = 55 mm

c Chiều dài mayer bánh răng:

lm23 = (1,2 ÷ 1,5 ).d2 = (1,2 ÷ 1,5 ).65 = 78 ÷ 97,5

Chọn l = 80 mm

 

3

0,

T d



(23)

lm13 = lm23 = 80 mm

d Chiều dài mayer nửa khớp nối:

lm22 = (1,4 ÷ 2,5 ).d2 = (1,4 ÷ 2,5 ).65 = 91 ÷ 162,5

Chọn lm22 = 120 mm

e Chọn khoảng cách k1, k2, k3, hn sau:

+k1 = 10

+k2 =

+k3 = 15

+hn = 18

f Tính khoảng cách lki theo bảng 10.4 trang 191SGKTTTKHDĐCKtập

- Trục 1:

l13 = 0,5.(lm13 + b01 ) +k1 + k2 = 0,5.(80 + 23) + 10 + = 69,5

l11 = 2.l13 = 69,5.2 = 139

l12 = -lc12 = 0,5.(lm12 + b01) + k3 + hn = 0,5.(55 + 23) + 15 + 18 = 72

- Trục 2:

l23 = l13 = 69,5

l21 = l11 = 139

lc22 = 0,5.(lm22 + b02) + k3 + hn = 0,5.(120 + 33) + 15 + 18 = 109,5

4.4.TÍNH ĐƯỜNG KÍNH CÁC ĐOẠN TRỤC: 4.4.1.Trục 1:

- Lực từ đĩa xích tác dụng lên trục: Fr = 873 N

+ Fx12 = Frx = Fr.cos30o = 873.0,866 = 756 N

+ Fy12 = Fry = Fr.sin30o = 873.0,5 = 436,5 N

- Lực từ bánh tác dụng lên trục: Ft1 =

2.T1 dw1 =

2.185556

72 = 5154,3 (N)

Fr1 =

Ft1.tanαt w cosβ =

5154,3 tan⁡(20o52')

(24)

Ta có:

Fx13 = 5154,3 N

Fy13 = 2058,5 N

Fz13 = 1610,3 N

- Phản lực gối tựa: Trong mặt phẳng yoz:

Xét phương trình moment điểm 0:

∑Moy = l13.Fy13 + l11.Fy11 – (l12 + lc12) Fy12 – Fz13.d1/2 =

<=> Fy11 =

−l13 Fy13+(l12+lc12) Fy12+Fz13.d1/2

l11

= −69,5.2058,5+(72+139139).436,5+1610,3.36 = 50,4 N

Phương trình cân lực theo phương y:

∑My = Fy10 - Fy13 + Fy11 + Fy12 =

=> Fy10 = Fy13 – Fy11 – Fy12

= 2058,5 – 50,4 – 366,6 = 1641,5 N

Trong mặt phẳng xoz:

∑Mox = l13.Fx13 - l11.Fx11 + (l12 + lc12) Fx12 =

<=> Fy11 =

l13 Fx13+(l12+lc12) Fx12

l11

= 69,5.5154,3139+(72+139).756 = 3724,7 N

Phương trình cân lựctheo phương x:

(25)

=> Fx10 = Fx13 – Fx11 + Fx12

= 5154,3 – 3724,7 + 756 = 2185,6 N

(26)

10

11 12 13

Fx10

Mx

y

z

My

x

z

T

0

(N.mm)

Fx13

Fz13

Fy13 Fx11

Fx12 Fy12

Fy10

Fy13

Fy11 Fy12

114084 57971

31482

Fx10

Fx13

Fx11

Fx12

69,5

139 72

151899 54432

185556 Fy11

4

0 35 32

3

5

(27)

Mtdj = √Mxj

+Myj2+0,75.Mzj2

=> Mtd10 = N.mm

Mtd11 = √1140842+1518992+0,75.1855562 = 248821 N.mm

Mtd12 = √314822+544322+0,75.1855562 = 172561 N.mm

Mtd13 = √0,75.1855562 = 160696 N.mm

- Tính đường kính trục:

Từ bảng 10.5 trang 195 SGKTTTKHDĐCKtập1 với đường kính sơ d1 = 40

mm

Ta chọn [σ] = 55 MPa Ta có:

dj = √3 Mtdj 0,1.[σ]

=> d10 = mm

d11 = √3 248821

0,1.55 = 35,6 mm

d12 = √3 172561

0,1.55 = 31,5 mm

d13 = √3 160690

0,1.55 = 30,8 mm

Chọn đường kính đoạn trục theo tiêu chuẩn sau: d10 = d12 = 35 mm (đoạn trục lắp ổ lăn)

d11 = 40 (đoạn trục lắp bánh răng)

d13 = 32 mm (đoạn trục lắp đĩa xích)

4.4.2. Trục 2:

- Lực từ khớp nối tác dụng lên trục:

Lực vòng Fx22 tác dụng lên bánh theo hướng trục x chiều lực từ

khớp nối tác dụng lên trục chọn ngược chiều với Fx23 để có đựơc ứng

(28)

Độ lớn lực từ khớp nối xác định: Fx22 = (0,2÷0,3)

2T1 Dt

Dt đường kính vịng trịn qua tâm chốt nối trục đàn hồi

Từ bảng 16.10 trang 68 SGKTTTKHDĐCK tập với d2 = 65 mm ta chọn Dt = 160 (mm)

=> Fx22 = (0,2÷0,3) 899608160 = 2249 ÷ 3373,5

Ta lấy Fx22 = 3373 (N)

- Lực từ bánh tác dụng lên trục: Ft2 = Ft1= 5154,3 (N)

Fr2 = Fr1= 2058,5 (N)

Fa2 = Fa1 = 1610,3

=> Fx23 = 5154,3 (N)

=> Fy23 = 2058,5 (N)

=>Fz23 = 1610,3 N

- Phản lực gối tựa: Trong mặt phẳng yoz:

∑Moy = l23.Fy23 - l11.Fy21 + Fz23.d2/2 =

<=> Fy21 =

l23 Fy23+Fz23 d2/2

l11

= 69,5.2058,5139+1610,3.183,5 = 3155,1 N

Phương trình cân lực theo phương y:

∑My = Fy20 + Fy23 - Fy21 =

(29)

= 3155,1 - 2058,5 = 1096,6 N

- Trong mặt phẳng xoz:

∑Mox = l23.Fx23 + lc22.Fx22 - l21.Fx21 =

<=> Fx21 =

l23 Fx23+lc22 Fx22

l21

= 69,5.5154,3139+109,5.3373,5 = 5234,7 N

Phương trình cân lựctheo phương x:

∑Mx = - Fx20 – Fx23 + Fx21 + Fx22 =

=> Fx20 = - Fx23 + Fx21 + Fx22

= - 5154,3 + 5234,7 + 3373,5 = 3453,9 N

(30)

Fx20

Fy23

Fx22

109,5

Fz23

Fy20

219279

76214

Fx22

Fx20 Fx23

Fx21

369398

363812

899608

Fx23

Fy23

Fx21

Fy21

Mx

y

z

69,5

139

My

x

z

Fy20

Fy21

T

Ø

3

0

Ø

3

8

Ø

3

0

20

21 22 23

(N.mm)

(31)

Mtdj = √Mxj

+Myj2+0,75.Mzj2

=> Mtd20 = √0,75.8996082 = 779083N.mm

Mtd21 = √3693982+0,75.8996082 = 862221 N.mm

Mtd22 = √2192792+3638122+0,75.8996082 = 887363 N.mm

Mtd23 = N.mm

- Tính đường kính trục:

Từ bảng 10.5 trang 195 SGKTTTKHDĐCKtập1 với đường kính sơ d1 = 65

mm

Ta chọn [σ] = 55 MPa Ta có:

dj = √3 Mtdj 0,1.[σ]

=> d20 = √3 779083

0,1.55 = 52,12 mm d21 = √3 862221

0,1.55 = 53,92 mm d22 = √3 887363

0,1.55 = 54,43 mm d23 = mm

Chọn đường kính đoạn trục theo tiêu chuẩn sau: d21 = d23 = 60 mm (đoạn trục lắp ổ lăn)

d22 = 65 (đoạn trục lắp bánh răng)

d20 = 55 mm (đoạn trục lắp khớp nối)

4.5: Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi: 4.5.1 Vật liệu trục:

Thép C45 cải thiện với σb = 850 (MPa)

Ta có:

σ-1 = 0,436.σb = 0,436.850 = 370,6 Mpa

(32)

Theo bảng 10.7 SGKTTTKHDĐCK tập1 Ta có 



4.5.2 Kiểm nghiệm trục 1:

Trục có tiết diện nguy hiểm 1-1(vị trí lắp bánh Z1) 1-3 (vị trí lắp

đĩa xích)

* Tại tiết diện 1-1:

Theo bảng 9.1a chọn then với đường kính trục 40 là: b = 12mm, h = 8mm, t1 = 5mm

Mômen cản uốn mômen cản xoắn (theo bảng 10.6 SGKTTTKHDĐCKtập1)

ω = π d3

32 –

b t1.(d−t1)

2.d =

π 403

32 –

12.5.(40−5)2

2.40 = 

mm



ωo = π d

3

16 –

b t1.(d−t1)2

2.d =

π 403

16 –

12.5.(40−5)2

2.40 = 11648 mm

Vì trục quay nên ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng Do đó: m =

Theo 10.22 SGKTTTKHDĐCKtập1: Ứng suất uốn: a = max = M11/248821Mpa

Vì trục quay chiều nên ứng suất xoắn theo 10.23 SGKTTTKHDĐCKtập1:

a = m = max/2 = T1/(2.o) = 185556/(2.11648) = Mpa

- Xác định hệ số KdJ KdJ Theo 10.25 10.26 SGKTTTKHDĐCKtập1:

KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky

KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky

Tra bảng 10.11 SGKTTTKHDĐCKtập1, chọn kiểu lắp k6 ta có: K/ = 2,54 K/

+Kx: Là hệ số tập trung ứng suất trạng thái bề mặt

+ Kx: Là hệ số tăng bền bề mặt trục

Tra bảng 10.8 10.9 SGKTTTKHDĐCKtập1 ta có: Kx = 1,1

Ky = (không dùng phương pháp tăng bền cho trục)

Do đó: KdJ = (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64

KdJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56

Hệ số an toàn xét cho ứng suất uốn xoắn: Theo 10.20 10.21 SGKTTTKHDĐCKtập1: s =

σ−1

Kσdj σa+Ψσ σm =

370,6

(33)

sτ =

τ−1

Kτdj τa+Ψσ τm =

215

2,56.8 = 10,5

Theo 10.19 SGKTTTKHDĐCKtập1: hệ số an toàn mặt cắt 1-1 là: s =

sσ sτ

√sσ2+sτ2 =

3 10,5

√32+10,52 = 2,88 ≥ [s] = (1,5 ÷ 2,5)

Vậy trục thỏa mãn điều kiện uốn xoắn tiết diện 1-1

ω = π d3

32 –

b t1.(d−t1)2

2.d =

π 323

32 –

10.5.(32−5)2

2.32 = 

mm



ωo = π d

3

16 –

b t1.(d−t1)

2.d =

π 323

16 –

10.5.(32−5)2

2.32 = 5864,5

mm3

Theo 10.22 SGKTTTKHDĐCKtập1: Ứng suất uốn: a = max = M11/160696Mpa

a = m = max/2 = T1/(2.o) = 185556/(2.5864,5) = 15,8 Mpa

KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky

KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky

Do đó: KdJ = (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64

KdJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56

Hệ số an toàn xét cho ứng suất uốn xoắn: Theo 10.20 10.21 SGKTTTKHDĐCKtập1: s = σ−1

(34)

sτ =

τ−1

215

2,56.15,8 = 5,3

sσ sτ

√sσ2+sτ2 =

2,3 5,3

√2,32+5,32 = 2,1 ≥ [s] = (1,5 ÷ 2,5)

Vậy trục thỏa mãn điều kiện uốn xoắn tiết diện 1-2

4.5.3 Kiểm nghiệm trục 2:

Trục có ba mặt cắt nguy hiểm 2-0, (vị trí lắp khớp nối), vị trí 2-1(vị trí lắp ổ lăn) vị trí 2-2(vị trí lắp bánh răng)

ω = π d3

32 –

b t1.(d−t1)

2.d =

π 553

32 –

16.6.(55−6)2

2.55 = 

mm

ωo = π d

3

16 –

b t1.(d−t1)2

2.d =

π 553

16 –

16.6.(55−6)2

2.55 = 30572 mm

Theo 10.22 SGKTTTKHDĐCKtập1: Ứng suất uốn:

a = max = M11/779083Mpa

a = m = max/2 = T1/(2.o) = 899608/(2.30572) = 14,7 Mpa

KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky

KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky

Do đó: KdJ = (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64

KdJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56

(35)

Theo 10.20 10.21 SGKTTTKHDĐCKtập1: s =

σ−1

370,6

2,64.54,7 = 2,6

sτ =

τ−1

215

2,56.14,7 = 5,7

sσ sτ

√sσ2+sτ2 =

2,6 5,7

√2,62+5,72 = 2,4 ≥ [s] = (1,5 ÷ 2,5) Vậy trục thỏa mãn điều kiện uốn xoắn tiết diện 2-0

Đường kính trục là: 60

Mômen cản uốn mômen cản xoắn (theo bảng 10.6SGKTTTKHDĐCKtập1)

ω = π d3

32 =

π 603

32 =  mm



ωo = π d

3

16 =

π 603

16 = 42411,5 mm

Theo 10.22 SGKTTTKHDĐCKtập1: Ứng suất uốn: a = max = M31/862221Mpa

a = m = max/2 = T1/(2.o) = 899608/(2.42411,5) = 10,6 Mpa

KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky

KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky

Do đó: KdJ = (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64

KdJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56

(36)

s =

σ−1

370,6

2,64.40,7 = 3,4

sτ =

τ−1

215

2,56.10,6 = 7,9

sσ sτ

√sσ2+sτ2 =

3,4 7,9

Theo bảng 9.1a chọn then với đường kính trục 65 là: b = 20mm, h = 12mm, t1 = 7,5mm

ω = π d3

32 –

b t1.(d−t1)

2.d =

π 653

32 –

20.7,5.(65−7,5)2

2.65 =  mm

ωo = π d

3

16 –

b t1.(d−t1)

2.d =

π 653

16 –

20.7,5.(65−7,5)2

2.65 = 50107,6 mm3

Theo 10.22 SGKTTTKHDĐCKtập1: Ứng suất uốn: a = max = M11/887363Mpa

a = m = max/2 = T1/(2.o) = 899608/(2.50107,6) = Mpa

KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky

KdJ = (K/ + Kx -1)/Ky

Do đó: KdJ = (2,54 + 1,1 – 1)/1 = 2,64

KdJ = (2,46 +1,1 – 1)/1 = 2,56

(37)

s =

σ−1

370,6

2,64.38,3 = 3,7

sτ =

τ−1

215

2,56.9 = 9,3

sσ sτ

√sσ2+sτ2 =

3,7 9,3

4.6: Tính và kiểm nghiệm then: a Tính then cho trục I:

*Vị trí 1-1 (lắp bánh răng):

d = 40 then: b = 12, h = 8, t1 =

Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm13 = (0,8 ÷ 0,9).80 = (64 ÷ 72)

Chọn lt = 70 mm

- Kiểm nghiệm sức bền dập:

Theo công thức 9.1 SGKTTTKHDĐCKtập1: σd= 2.T1

d.lt.(h−t1)≤[σd]

Tra bảng 9.5 SGKTTTKHDĐCKtập1 ta [d] = 100 MPa

Với may khớp nối thép, tải trọng làm việc có va đập nhẹ => σd=

2.185556

40 70.(8−5) = 44,18 ≤ 100 MPa.

- Kiểm nghiệm sức bền cắt:

Theo công thức 9.2 SGKTTTKHDĐCKtập1:

τc= T1

d.lt.b≤[τc]

Với tải trọng làm việc va đập nhẹ: [c] = (40 ÷ 60) MPa

Chọn [c] = 40 MPa

Do đó: τc=

2 185556

40.70 12 = 11 MPa < [c] = 40 MPa.

*Vị trí 1-2 (lắp đĩa xích):

d = 32 then: b = 10, h = 8, t1 =

Chiều dài then: lt = (0,8 ÷ 0,9).lm12 = (0,8 ÷ 0,9).55 = (44 ÷ 69,5)

Chọn lt = 45 mm

(38)

2.185556

32 45.(8−5) = 85,9 ≤ 100 MPa.

τc= T1

d.lt.b≤[τc]

Do đó: τc=

2 185556

32 45.10 = 25,8 MPa < [c] = 40 MPa.

Vậy then lắp trục I thỏa mãn

a Tính then cho trục II:

*Vị trí 2-0 (lắp khớp nối):

d = 55 then: b = 16, h = 10, t1 =

Chọn lt = 100 mm

2.899608

55.100.(10−6) = 81,78 ≤ 100 MPa.

τc= T2

d.lt.b≤[τc]

(39)

Do đó: τc=

2 899608

55 100 16 = 20,45 MPa < [c] = 40 MPa.

*Vị trí 2-2 (lắp bánh răng):

d = 65 then: b = 20, h = 12, t1 = 7,5

Chọn lt = 70 mm

2.899608

65.70.(12−7,5) = 87,9 ≤ 100 MPa.

τc= T2

d.lt.b≤[τc]

Do đó: τc=

2 899608

65 70 20 = 19,77 MPa < [c] = 40 MPa.

Vậy then lắp trục II thỏa mãn

PHẦN V: TÍNH TỐN CHỌN Ổ ĐỠ 5.1: Chọn ổ lăn cho trục I hộp giảm tốc.

a: Chọn loại ổ lăn

Ta có: FFa r =

1610,3

2058,5 = 0,78

Để tránh trục chuyển động theo phương dọc trục lực Fa nên ta chọn ổ bi

đỡ chặn cho trục I

b: Chọn sơ bợ kích thước ổ

Ta có đường kính trục d = 35 mm (tra bảng P2.12 SGKTTTKHDĐCK tập 1) ta chọn loại ổ có số hiệu 46307 có thơng số

(40)

+Đường kính bi dB = 14,4 mm

+Khả tải động C = 33,4(kN), +Khả tải tĩnh C0 = 25,2 kN

c:Kiệm nghiệm khả tải ổ lăn làm việc. * Khả tải đợng.

Ta có khả tải động

CD = Q

m

√L

Với :- m bậc đường cong mỏi ổ bi đỡ chặn m = - Qlà tải trọng động tương đương (kN)

- L tuổi thọ tính băng triệu vịng Ta có Q = m√Qi

m

.Li/∑Li (với i = 1,2)

+Qi tải động quy ước ổ lăn gối thứ i trục

Qi = (X.V.Fri + Y.Fa).Kt.Kđ

+ X :hệ số tải trọng hướng tâm

X = 0,56 (tra bảng 11.4 SGKTTTKHDĐCK tập1) + Y: hệ số tải trọng dọc trục

Y = 1,71(tra bảng 11.4 SGKTTTKHDĐCK tập1)

- Fai,Fri ;Tải trọng dọc trục tải trọng hướng tâm ổ gối I (KN)

- V: hệ số ảnh hưởng dến vịng quay có vịng quay nên ta có V=1

- Kđ:hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa Kđ = 1,1

- Kt :hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ làm việc θ ≤ 105

0

C ⇒ Kt=1

Ta có Fr10 = √X10

2

+Y102 = √2185,62+1641,52

= 2733,4 (N) Fr11 = √X11

2

+Y112 = √3724,72+50,42

= 3725 (N)

⇒ Q10 = X.V Fr10.Kt.Kđ = 0,56.1 2733,4.1,1.1 + 1,71.1610,3

= 4437,4 (N) = 4,4 kN

Q11 = X.V Fr11.Kt.Kđ = 0,56.1.3725.1,1.11 + 1,71.1610,3

= 5048,2 (N) = 5,048 kN

Vì ổ vị trí 11 chịu tải lớn nên ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn với Fr = 3725 N

Tuổi thọ ổ lăn :

L = Lh.n1.60.10 −

6

= 20000.116,83.60.10 −6

= 140,2 (triệu vòng) Vậy hệ số khả tải động:

Cd = 5,048

3

√140,2 = 26,2 (kN) < C = 33,4 (kN)

Vậy ổ đảm bảo khả tải động

* Kiểm nghiệm khả tải tĩnh

(41)

+Ta hệ số tải trọng hướng tâm X0 = 0,5

+Hệ số tải trọng dọc trục Y0 = 0,47

Tải trọng tĩnh tính tốn giá trị lớn hai giá trị sau ; Qt0 = X0.Fr + Yo.Fa = 0,5.3725 + 0,47,1610,3

= 2619 N ¿ 2,6 kN

Qt1 = Fr = 3725 N ¿ 3,7 kN

Chọn Q = Qt1

Q1 = 3,7 kN < C0 = 25,2 kN

Vậy ổ 46307 thỏa mãn

5.2: Chọn ổ lăn cho trục II hộp giảm tốc. a: Chọn loại ổ lăn

Ta có: FFa r =

1610,3

2058,5 = 0,78

Để tránh trục chuyển động theo phương dọc trục lực Fa nên ta chọn ổ bi

đỡ chặn cho trục II

b: Chọn sơ bợ kích thước ổ

Ta có đường kính trục d = 60 mm (tra bảng P2.12 SGKTTTKHDĐCK tập 1) ta chọn loại ổ có số hiệu 46112 có thơng số

+Đường kính d = 60 mm, +Đường kính ngồi D = 95 mm, +Chiều rộng ổ B = 18 mm, +Đường kính bi dB = 11,2 mm

+Khả tải động C = 28,8(kN), +Khả tải tĩnh C0 = 25 kN

c:Kiệm nghiệm khả tải ổ lăn làm việc. * Khả tải đợng.

Ta có khả tải động

CD = Q

m

√L

Với :- m bậc đường cong mỏi ổ bi đỡ chặn m = - Qlà tải trọng động tương đương (kN)

- L tuổi thọ tính băng triệu vịng Ta có Q = m√Qi

m

.Li/∑Li (với i = 1,2)

+Qi tải động quy ước ổ lăn gối thứ i trục

Qi = (X.V.Fri + Y.Fa).Kt.Kđ

+ X :hệ số tải trọng hướng tâm

(42)

- Fai,Fri ;Tải trọng dọc trục tải trọng hướng tâm ổ gối I (kN)

- V: hệ số ảnh hưởng dến vòng quay có vịng quay nên ta có V=1

- Kđ:hệ số kể đến đặc tính tải trọng với chế độ va đập vừa Kđ = 1,1

- Kt :hệ số kể đến ảnh hưởng nhiệt độ làm việc θ ≤ 105

0

C ⇒ Kt=1

Ta có Fr20 = √X20

2

+Y202 = √3453,92+1069,62

= 3616 (N) Fr21 = √X21

2

+Y212 = √5234,72+3155,12

= 6112 (N)

⇒ Q10 = X.V Fr10.Kt.Kđ = 0,56.1.3616.1,1.1 + 1,99.1610,3

= 5432 (N) = 5,4 kN

Q11 = X.V Fr11.Kt.Kđ = 0,56.1.6112.1,1.11 + 1,99.1610,3

= 6969 (N) = kN

Vì ổ vị trí 21 chịu tải lớn nên ta tiến hành kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn với Fr = 6112 N

Tuổi thọ ổ lăn :

L = Lh.n1.60.10 −

6

= 20000.22,93.60.10 −6

= 27,52 (triệu vòng) Vậy hệ số khả tải động:

Cd =

3

√27,52 = 21,13 (kN) < C = 28,8 (kN)

Vậy ổ đảm bảo khả tải động

* Kiểm nghiệm khả tải tĩnh

Tra bảng 11.6 (SGKTTTKHDĐCK tập1)

+Ta hệ số tải trọng hướng tâm X0 = 0,5

+Hệ số tải trọng dọc trục Y0 = 0,47

Tải trọng tĩnh tính tốn giá trị lớn hai giá trị sau ; Qt0 = X0.Fr + Yo.Fa = 0,5.6112 + 0,47,1610,3

= 3813 N ¿ 3,8 kN

Qt1 = Fr = 6112 N ¿ 6,1 kN

Chọn Q = Qt1

Q1 = 6,1 kN < C0 = 25 kN

Vậy ổ 46112 thỏa mãn

PHẦN VI: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC, BƠI TRƠN VÀ ĂN KHỚP 6.1: Thiết kế vỏ hợp

Chỉ tiêu hộp giảm tốc độ cứng cao khối lượng nhỏ nên chọn vật liệu để đúc gang xám có ký hiệu GX15 – 32

(43)

- Mặt đáy hộp giảm tốc nghiêng phía lỗ tháo dầu với độ dốc khoảng 1o.

Quan hệ kích thước phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc

Tên gọi Biểu thức tính tốn Chọn

Chiều dày thân hộp  = 0,03.a +

= 0,03.220 + = 11,4

 = 10 Chiều dày nắp hộp 1 = 0,9. 1 =

Gân tăng cứng:

(44)

- Độ dốc: +20

Đường kính:

- Bulơng nền, d1

- Bulơng cạnh ổ d2

- Bulông ghép nắp thân hộp, d3

- Vít ghép nắp ổ, d4

- Vít ghép nắp cửa thăm đầu, d5

d1 > 0,04.a +10

= 0,04.220+10= 18,8 d2 = (0,7÷0,8).d1

= 13,3÷ 15,2 d3 = (0,8÷0,9).d2

= 11,2÷ 12,6 d4 = (0,6÷0,7).d2

= 7,2÷8,4 d5 = (0,5÷0,6).d2

= 6÷7,2

d1 = 19

=> M8 d2 = 14

=> M8 d3 = 12

=> M16 d4 =

=> M8 d5 =

=> M8 Mặt bích ghép nắp thân:

- Chiều dày bích thân - Chiều dày bích nắp - Bề rộng bích nắp thân

S3 = (1,4÷1,8).d3

= 16,8÷21,6 S4 = (0,9÷1).S3

= 18÷20 K3 = K2 – (3÷5)

= 42÷45

S3 = 20

S4 = 18

K3 = 45

Kích thước gối trục:

- Đường kính ngồi tâm lỗ vít

- Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ - Tâm lỗ bulông cạnh ổ:

- Chiều cao h:

DI2 = DI + (1,6÷2).d4

= 92,8÷96 DI3 = DI + 4,4.d4

= 115,2

DII2 = DII + (1,6÷2).d4

= 107,8÷111 DII3 = DII + 4,4.d4

= 130,2

K2=1,6.d2+1,3.d2 + (3÷5)

= 43,4÷45,4 E2 = 1,6.d2 = 22,4

(Theo kết cấu)

DI2= 95

DI3= 115

DII2=110

DII3=130

K2 = 45

E2 = 22

Mặt đế hộp:

- Chiều dày (khi có phần lồi) S1 = (1,4÷1,7).d1

= 26,6÷32,3 S2 = (1÷1,1).d1

= 19÷20,9

Dd: xác định theo đường

kính dao khoét

S1 = 30

S2 = 20

(45)

- Bề rộng mặt đế hộp K1 = 3.d1 = 57

q ≥ K1+2. = 80

K1 = 60

q = 80 Khe hở chi tiết:

- Giữa bánh với thành hộp - Giữa đỉnh bánh lớn với đáy hộp

- Giữa mặt bên bánh với

 ≥ (1÷1,2). =10÷ 12  ≥ (3÷5). = 30÷ 50

 ≥ 

 = 12  = 40

 = 12

Số lượng bulông Z = (L + B)/(200 ÷ 300) = 4,84 ÷ 7,27

Z =

6.2 Bôi trơn hộp giảm tốc

-Tra bảng 18.11: SGKTTTKHDĐCK tập ta có: Độ nhớt dầu 50oC (100oC) 30

4,5

Tra bảng 18.11: SGKTTTKHDĐCK tập ta chọn dầu bôi trơn là: Dầu công nghiệp 30

- Lấy chiều sâu ngâm dầu ¼ bán kính bánh 47 mm cộng với khoảng cách đáy hộp tới bánh ,vậy chiều sâu lớp dầu 87 mm

6.3 Lắp bánh lên trục và điều chỉnh ăn khớp

- Do sản xuất đơn lại làm điều kiện tải trọng va đập nhẹ nên mối ghép bánh với trục kiểu lắp Hk67 , mối ghép then với trục kiểu lắp có độ dơi Ph99

- Để điều chỉnh ăn khớp cho cặp bánh hộp, ta dùng cách tăng chiều rộng vành bánh chủ động lên khoảng 10% so với chiều rộng bánh bị động

6.4: Thiết kế kết cấu khác. 6.4.1: Kết cấu trục:

- Các kích thước trục phần thiết kế trục

- Các vị trí có đường kính trục thay đổi ta làm góc lượn chuyển tiếp Tra bảng 13.1 SGKTTTKHDĐCK tập ta có:

+ Góc lượn trục là: 2mm + Góc lượn trục là: 2,5mm

6.4.2 Kết cấu bánh răng:

(46)

- Vành răng:

Với bánh trụ ta có δ = (2,5÷4).m Chọn δ=12mm - May ơ:

Chiều dài xác định phần kết cấu trục

May cần đủ độ cứng độ bền nên đường kính ngồi D = (1,5 ¿ 1,8).d

Ta có :

+Đối với trục I có D = (1,5 ¿ 1,8).40 = 70

+Đối với trục II có: D = (1,5 ¿ 1,8).65 = 110

- Đĩa nan hoa được dùng để nối may với vành răng.Ở ta dùng đĩa

Chiều dày đĩa tính theo cơng thức: C ¿ (0,2 ¿ 0,3).b

Với bánh bị động ta chọn: C = 14 mm

Còn bánh chủ động có đường kính nhỏ ta khơng làm đĩa Lỗ bánh : làm lỗ (với đĩa lớn)

- Đường kính lỗ: d0 = (12 ¿ 25) mm

Lấy d0 = 20mm

6.4.3 Các chi tiết khác - Nắp quan sát:

Theo Bảng 18-5(trang 92: SGKTTTKHDĐCK tập 2)

Bảng kích thước nắp quan sát

A B A1 B1 C C1 K R Vít Số

(47)

100 75 150 100 125 - 87 12 M822¿

- Nút thông hơi

Theo Bảng 18-6(SGKTTTKHDĐCK tập 2)

Bảng kích thươc nút thơng hơi

A B C D E G H I K L M N O P Q R S

M2

¿

2

15 30 15 45 36 32 10 22 32 18 36 32

- Nút tháo dầu

Theo Bảng 18-7(SGKTTTKHDĐCK tập 2)

Bảng kích thước nút tháo dầu

d b m f L c q D S D0

M16

¿ 1,

5

12 23 13,8 26 17 19,6

- Nắp ổ:

Đường kính đường kính nắp ổ D3 = D + 4,4.d4

D2 = D + (1,6÷2).d4

(48)

Theo Bảng 18.2(SGKTTTKHDĐCK tập 2)

Vị trí D(mm) D3(mm) D2(mm) D4(mm) d4(mm) Số lượng

Trục I 80 115 95 75 10

Trục II 95 130 110 85 10

- Mắt dầu kính phẳng

Theo Bảng 18.9 (SGKTTTKHDĐCK tập 2)

Kích thước mắt kính D D1 l h

32 70 12 12

- Que thăm dầu:

(49)

6

12

Ø

18

30

9

Ø

5

3

Ø

12

BẢNG THỐNG KÊ CÁC KIỂU LẮP VÀ DUNG SAI:

Vị trí Trục Bánh

Trục ổ lăn

Vỏ hộp ổ lăn

Trục-vòng chắn dầu

Trục Bạc chặn

Vỏ hộp Lắp trục

Định dạng
Số trang	49
Dung lượng	765,05 KB