CHƯƠNG III : TÍNH TOÁN SỨC BỀN VÀ THIẾT KẾ KẾT CẤU MÁY
3.2 XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH SƠ BỘ CỦA CÁC TRỤC
Đường kính sơ bộ của các trục:
d Với C: hệ sớ tính tốn
C = 110 130 ta chọn C = 120 - Sớ vịng quay tính tốn: - Moment xoắn trên trục: M =
TRỤC I II III IV V VI
Đường kính sơ bộ (mm) 28 25 31 41 58 68
Bảng đường kính sơ bộ của trục
3.3 TÍNH TỐN THIẾT KẾ BÁNH RĂNG : 3.3.1 Tính cặp bánh răng 27/54 (giữa trục V/VI) :
Trong máy cơng cụ, vì đã xác định được sớ răng của các bánh răng ở trên, do vậy công việc thiết kế cịn lại là tính module của bánh răng, từ đó nó quyết định đến khả năng tải của bánh răng.
Ta chọn vật liệu làm bánh răng là thép 45.
Việc tính tốn module và kiểm nghiệm bền của bánh răng ta chỉ cần tiến hành tính tốn cho bánh chủ động (Z = 27) vì bánh chủ động có đường kính nhỏ hơn và chịu tải lớn hơn so với bánh bị động.
Ta có cơng thức tính module theo độ bền ́n như sau: m = 10.
Trong đó:
N: cơng suất trên trục
n: sớ vịng quay nhỏ nhất của bánh răng (bánh nhỏ) (v/ph)
= = 6 10 lấy = 8
k: hệ số tải trọng, lấy k =kđ.ktt.kN = 1,3.2.1 = 2,6 y: hệ số dạng răng, tra sách “Chi tiết máy” y = 0,5
Z: số răng (Z1 = 27; Z2 = 54)
u = .HB
Với vật liệu đã chọn là thép 45, theo sách “Chi tiết máy” có:
F0lim = 1,8 . HB = 324 (độ rắn bề mặt sau nhiệt luyện bằng 170 217 HB, lấy HB = 180).
KFL = 1 KHL = 0,8 SF = 1,75
Thay vào u = 148,1 (N/cm2)
Từ đó thay vào cơng thức tính mơđun theo ́n: m = 10. 4,2 lấy theo tiêu chuẩn ta có m = 4mm.
Kiểm nghiệm bánh răng theo chỉ tiêu bền tiếp xúc:
Theo sách “Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí” ta có cơng thức: tx = ZM . ZH . Z .
Tra bảng có
ZM = 274 (MPa1/3) vì vật liệu của hai cặp bánh răng đều bằng thép. ZH = 1,7639
= = = 1,702
Z = = 0,766
Mômen xoắn trên trục của bánh chủ động là T1 = 1168,7 (kNm) KH = 1,15 KH = 1,13 KH = KH . KH . KHV = 1,3 KHV = 1 Tỉ số truyền i = 1/2 Chiều rộng bánh răng B = m. = 4.6 = 24mm. d1 = (Z + Z’) = 180mm
Thay vào công thức trên được: tx = 281,49 (N/cm2) tx được tính theo cơng thức tx =
A: là khoảng cách trục A = d1 =(Z + Z’) = 180mm
Các giá trị khác như trên. Thay vào công thức tx = 304,18 (N/cm2) Do đó: tx < tx nên cặp bánh răng đủ bền.
3.3.2 Tính tốn cặp bánh răng 66/44 ( giữa trục III/VI) :
Tương tự như trên ta có module răng tính được là: m = 10.
Với sớ răng Z ở đây là lấy theo bánh bị động (Z = 42);
= = 6 10 lấy = 8
m = 10. 3,64 lấy theo tiêu chuẩn m = 3mm.
Kiểm nghiệm bánh răng theo chỉ tiêu bền tiếp xúc:
Theo sách “Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí” ta có cơng thức: tx = ZM . ZH . Z .
= = = 1,755.
Ta có Z được tính theo cơng thức: Z = = 0,755
Mômen xoắn trên trục của bánh chủ động là T1 = 104 (kNm) Tỉ số truyền i = 1,571
Chiều rộng bánh răng B = m. = 3.8 = 24mm. d1 = (Z + Z’) = 162mm
Thay vào công thức trên được: tx = 401,47 (N/cm2) tx được tính theo cơng thức tx =
Các giá trị khác như trên. Thay vào công thức tx = 835,41 (N/cm2) Do đó: tx < tx nên cặp bánh răng đủ bền.
3.4 Tính tốn thiết kế trục : 3.4.1 Tính gần đúng trục :
Chọn vật liệu trục là thép 45 thường hóa.
Tra bảng 3-8 sách TKCTM ta có b = 580 (N/mm2); ch = 290 (N/mm2); HB = 210. Để tính các kích thước chiều dài trục ta chọn các kích thước sau: Chiều dài trục: L = 52 + 19 + 25.5 + 50 + 49.5 + 20 = 216 mm.
Khi Z40 ăn khớp với Z50 của trục I và Z23 ăn khớp Z57 của trục III, ta có sơ đồ lực như
hình: * Tính các lực tác dụng: - Lực vòng: - Lực hướng tâm: Fr2 = Ft2.tg = 1671,5. tg200 = 608.5 N Fr3 = Ft3.tg = 2906,9. tg200 = 1058 N Phản lực gối đỡ: Ray = 68.05 N Rdy = -517.56 N RAx = -186.75 N RDx = 1422.15 N * Biểu đồ Momen Trần Đỗ Hoàng Long -18C1B
Ta thấy tại mặt cắt nguy hiểm tại C: N.mm
Mtđ = N.mm
Đường kính trục được tính gần đúng theo cơng thức: với = 63 N/mm2 (bảng 7.2) 3 127677 27.5 0,1.63 c d �
Chọn d=35 theo tiêu chuẩn để thuận lợi cho việc lắp ổ.
Kiểm nghiệm trục theo hệ sớ an tồn:
n – hệ sớ an tồn chỉ xét riêng ứng suất pháp: n – hệ sớ an tồn chỉ xét riêng ứng suất tiếp:
Trong đó: -1 và -1 – giới hạn mỏi ́n và xoắn ứng với chu kì đới xứng. Chọn -1 = 0,45b = 0,45.580 = 261 (N/mm2)
-1 = 0,25b = 0,25.580 = 145 (N/mm2).
a và a – biên độ ứng suất pháp và tiếp sinh ra trong tiết của trục
m và m – trị sớ trung bình của ứng suất pháp và tiếp, là thành phần khơng đổi trong chu trình ứng suất.
Vì trục quay nên ứng suất thay đổi theo chu trình đới xứng: a = max = – min = ; m = 0
Ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động:
Trong đó: W và W0 – là momen cản ́n và momen cản xoắn tiết diện trục. Xét bánh răng làm việc với: Mx = 83574 (Nmm)
Mumax = 105181 (Nmm) Tại tiết diện nguy hiểm
(mm3) (mm3).
a = max = - min = (N/mm2) (N/mm2)
a và – hệ số xét đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến sức bền mỏi. Có thể lấy a = 0,1 và = 0,05 đới với thép Cacbon trung bình.
và – hệ sớ kích thước, xét ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi. Chọn = 0,88 và = 0,77 (tra bảng 7-4 sách TKCTM).
– hệ số tăng bền bề mặt trục; = 1 (không dùng các phương pháp tăng bền) k và k – hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn.
Tập trung ứng suất do lắp căng, áp suất trên bề mặt p ≥ 30 N/mm2, tra bảng 7-10 ta có:
Thỏa mãn điều kiện nên chọn d = 35 (mm).
3.4.3 Tính chọn then : a,Then bán nguyệt
- Tại vị trí lắp bánh răng Z60 cớ định dùng then bán nguyệt lắp cố định với bánh răng, chịu va đập nhẹ có các thơng sớ: (theo “ Tính tốn thiết kế hệ dẫn động cơ khí tập I”)
Bảng 3.2: Bảng thông số then bán nguyệt
D(mm) b(mm) h(mm) d1(mm) l(mm) t1(mm) t2(mm)
70 10 13 32 31,4 10 3,3
Kiểm nghiệm then theo điều kiện bền dập và bền cắt: d =
c =
Dựa vào bảng 9.5, chọn [d]=100 Mpa (vật liệu thép). [c]=(chịu tải trung bình)
d = = 37,2 < [d] = 100 MPa. c = = 11,1 < [c] = 30 MPa. b, Kiểm nghiệm then hoa:
- Chọn mối ghép then hoa hình chữ nhật cỡ nhẹ [d] = (5 10) Mpa. - Bảng sau cho ta các kích thước:
Bảng 3.3: Bảng kích thước then hoa chữ nhật
Z x d x D dtb(mm) h(mm) b(mm) l(mm)
10 x 72 x 78 75 2 12 110
- Theo công thức (9.3) ta có:
d = = 1,9 < [d] = (5 10) Mpa.
Kết luận: Then bán nguyệt và then hoa đủ bền.
3.4.4 Tính chọn ổ :
- Dựa vào máy hiện có đã khảo sát, ta chọn ký hiệu và loại ổ lăn cho các trục như các ổ lăn của máy ch̉n đã chọn.
Các ổ lăn trục chính có các thơng sớ sau đây:
- Ổ trước ta chọn một cặp ổ cơn đũa - cỡ trung có các thơng sớ như sau: Bảng 3.4: Bảng thông số cặp ổ cơn đũa – cỡ trung
Kí hiệu d D D1 B C1 T r r1 a
7317 85 180 190 41 35 44,5 4,0 1,5 8 11,83o
* Kiểm tra bền ổ: Tại A, d = 75mm.
Fr =
Qd = (0,6.X.V.Fr+Y.Fa).kt.kd (Fa = 0)
V: Hệ số kể đến vũng nào quay (vũng trong quay V = 1)
Kt: Hệ sớ kể đến đặc tính tải trọng kđ = 1,2 (bảng 11.3 TTTKHDĐCK,T1) X = 1; Y = 0 Qd = (0,6.1,1.3830).1.1,2 = 2757,6 (N)
+ Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh
Qd = Fr = 2,756 (KN) < C0 = 64,5 (KN) + Kiểm nghiệm theo khả năng tải động
Cd = Q.
Trong đó: m = 3 đới với ổ lăn L =
(với Lh = 20.103 (h) theo bảng 11.2 trang 214 sách chi tiết máy) =>Cd = 2757,6.= 36295 (N) = 36,295 (KN)
Cd = 36,295 (KN) < C = 81,7 (KN).
- Ổ sau ta chọn một cặp ổ bi đỡ chặn - cỡ trung 46306:
Kiểm tra bền ổ: Tại B, d=90mm.
Fr = = 13043 (N) Q = V.Fr.kt.kd V = 1: vòng trong kt = 1: khi nhiệt độ 1050
kd = 1,2 (theo bảng 11.3, trang 215 TTTKHDĐCK,T1) * Kiểm nghiệm theo khả năng tải tĩnh
Qt = Fr = 13,043 (KN)<C0 = 121 (KN)
Cd = Q.. Trong đó m = 10/3 đới với ổ đũa trụ ngắn L = = 2280
(với Lh = 20.103 (h) theo bảng 11.2 trang 214 sách chi tiết máy) Cd = 13043. = 132973 (N) = 132,973 (KN)
Cd = 132,973 (KN) < C = 150 (KN)
3.5 LẬP BẢNG SỐ LIỆU VỀ KÍCH THƯỚC BÁNH RĂNG VÀ TRỤC :
Bảng 3.5: Bảng số liệu cặp bánh răng 23/57 (trục II/III)
Thơng sớ Kí hiệu và cơng thức Sớ liệu
Mơ đun m 2,5 mm
Số răng Z1, Z2 Z1 = 23, Z2 = 57
Chiều rộng bánh răng B = m. 20 mm
Khoảng cách trục A= 1/2 (Z1+ Z2).m 100 mm
Đường kính vòng lăn (chia) dc = m.Z dc1 = 57.5, dc2 = 142.5 mm Đường kính vịng đỉnh Dc = dc + 2m Dc1 = 62.5, Dc2=147.5 mm Đường kính vịng chân Di = dc - 2m Di1 = 52.5, Di = 137.5 mm
Bảng 3.6: Bảng thơng sớ kích thước trục II
Các thơng sớ Sớ liệu
Chiều dài trục 216 mm
Đường kính trục d=35 mm
Kích thước ổ lắp trên trục dtrong = 30 mm Dngoài = 72 mmBổ = 19 mm
Bảng 3.7:Bảng sớ liệu kích thước các trục
Trục d sơ bộ d chọn I 28 40 II 25 35 III 31 40 IV 41 45 V 58 60 VI 68 85
Bảng 3.8: Bảng số liệu các cặp bánh răng Cặp số Bánh răng Số răng m
(mm) B (mm) Dc (mm) dc (mm) Di (mm)
1 Z1Z1’ 55 35 2,5 17 142,592,5 137,587,5 132,582,5 2 Z2 Z2’ 50 40 2,5 17 130 105 125 100 120 95 3 Z3 Z3’ 23 57 2,5 20 62,5 147,5 57,5 142,5 52,5 137,5 4 Z4Z4’ 31 49 2,5 20 82,5 127,5 77,5 122,5 72,5 117,5 5 Z5Z5’ 40 40 2,5 20 105 100 95 6 Z6Z6’ 22 88 2.5 20 60 225 55 220 50 215 7 Z7Z7’ 55 55 2,5 20 142,5 137,5 132,5 8 Z8Z8’ 22 88 2,5 20 22560 22055 21550 9 Z9 Z9’ 55 55 2,5 20 142,5 137,5 132,5 10 Z10Z10’ 27 54 4 30 224116 108216 100208 11 Z11 Z11’ 66 42 3 30 204 132 198 126 192 120 Bảng 3.11: Bảng thông số cặp ổ côn đũa – cỡ trung
Kí hiệu d D D1 B C1 T r r1 a
7317 85 180 190 41 35 44,5 4,0 1,5 8 11,83o
TÀI LIỆU THAM KHẢO
[I] Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm , Thiết kế chi tiết máy, NXBGD,1999
[II] Nguyễn Trọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm , Chi tiết máy , NXBGD, 1999 [III] Phan Kỳ Phùng – Lê Viết Giảng , Sức bền vật liệu(tập 1) , NXBGD ,1997 [IV] Nguyễn Ngọc Cẩn , Máy cắt kim loại , NXBĐHQGTPHCM , 2000
[V] Nguyễn Ngọc Cẩn , Thiết kế máy cắt kim loại , NXBĐHQGTPHCM , 2000
[VI] Phạm Đắp – Nguyễn Anh Tuấn , Thiết kế máy công cụ ( tập 1&2 ) ,NXBKH&KT, 1983
[VII] Tập bản vẽ chi tiết máy [VIII] Dung sai và lắp ghép