Do an Chi Tiet May 1 Cap 348

8/3/2019 Do an Chi Tiet May 1 Cap 348

http://slidepdf.com/reader/full/do-an-chi-tiet-may-1-cap-348 1/66

Tr ường ĐH SPKT Hưng Yên ĐỒ ÁN MÔN HỌC CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Khoa Cơ Khí Động Lực

TRƯỜNG ĐẠI HỌC SPKT HƯNG YÊN

BỘ MÔN KỸ THUẬT CƠ SỞ ĐỒ ÁN HỌC PHẦN CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY

********** Đề số 1A:

THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI

Số liệu cho trước

1 Lực kéo xích tải F (N) F 9750 N2 Vận tốc băng tải v (m/s) V 0,7 m/s3 Đường kính băng tải D (mm) D 500 mm5 Thời gian phục vụ Lh (giờ) Lh 20000 giờ 6 Số ca làm việc 2 ca7 Góc nghiêng đường nối tâm bộ truyền

ngoài α (độ)α 45o độ

8 Đặc tính làm việc Êm

GVHD: Nguy ễn Văn Huyến Lớp :ĐLK8LC2 SVTH: Nguyễn Thành Luân ([email protected]) 1




Lời nói đầu

Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí là yêu cầu không thể thiếu đối với một kỹ sưngành cơ khí, nhằm cung cấp các kiến thức cơ sở về máy và kết cấu máy.

Thông qua đồ án môn học Chi tiết máy, mỗi sinh viên được hệ thống lại các kiếnthức đó học nhằm tính toán thiết kế chi tiết máy theo các chỉ tiêu chủ yếu về khả nănglàm việc; thiết kế kết cấu chi tiết máy, vỏ khung và bệ máy; chọn cấp chính xác, lắpghép và phương pháp trình bày bản vẽ, trong đó cung cấp nhiều số liệu mới về phương

pháp tính, về dung sai lắp ghép và các số liệu tra cứu khác. Do đó khi thiết kế đồ án chitiết máy phải tham khảo các giáo trình như Chi tiết máy, Tính toán thiết kế hệ dẫn động

cơ khí, Dung sai và lắp ghép, Nguyên lý máy ...từng bước giúp sinh viên làm quen vớicông việc thiết kế và nghề nghiệp sau này của mình.

Trong học phần cơ sở thiết kế máy, nhằm củng cố kiến thức cho sinh viên, em đóđược giao đề tài : THIẾT KẾ HỆ DẪN ĐỘNG BĂNG TẢI Với sự hướng dẫn tận tình của giảng viên

Nguyễn Văn Huyến.Nhiệm vụ của em là thiết kế hệ dẫn động băng tải gồm có bộtruyền đai, hộp giảm tốc bánh răng trụ răng nghiêng và bộ truyền xích. Hệ được dẫnđộng bằng động cơ điện thông qua khớp nối, qua bộ truyền đai, hộp giảm tốc và bộtruyền xích để truyền động đến băng tải.

Với một khối lượng kiến thức tổng hợp lớn, và có nhiều phần em chưa nắm vững,dù đã tham khảo các tài liệu song khi thực hiện đồ án, trong tính toán không thể tránhđược những thiếu sót.Em mong được sự góp ý và giúp đỡ của các thầy cô giáo và bạn

bè.Em xin chân thành cảm ơn các thầy cô giáo trong Khoa, đặc biệt là thầy Nguyễn

Văn Huyến đã hướng dẫn tận tình và cho em nhiều ý kiến quý báu cho việc hoàn thànhđồ án môn học này....

Hưng Yên, ngày…/…./….Sinh viên: Nguyễn Trọng Đạt .





Mục lục

Bản thuyết minh đồ án gồm những phần chính sau:

- Phần I : Chọn động cơ và phân phối tỷ số truyền.

- Phần II : Tính toán bộ truyền đai thang.

- Phần III : Tính toán bộ truyền xích

- Phần IV : Tính toán bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng.

- Phần V : Chọn khớp nối.- Phần VI : Tính toán và kiểm nghiệm trục.

- Phần VII : Tính chọn then.

- Phần VIII : Tính chọn ổ trục.

- Phần IX : Bôi trơn ăn khớp và bôi trơn ổ trục.

- Phần X : Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết máy khác.

- Phần XI : Xây dựng bản vẽ lắp và chọn kiểu lắp ghép .

Chú thích: Tài liệu [1] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 1Tài liệu [2] : Tính toán thiết kế dẫn động cơ khí tập 2

Tài liệu [3] : Hướng dẫn đồ án cơ sở thiết kế máy





PHẦN I: CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN

1.1. Chọn động cơ

* Công suất cần thiết:

- Công suất danh nghĩa trên trục công tác: Pdn = F.v/1000

Với F: lực kéo băng tảiV: vận tốc băng tải

⇒Pdn = 9750.0,7/1000 =6,825 kW

- Công suất đẳng trị của động cơ: β = P12

1( / ) /

i i i P t t t ∑ ∑

Trong đó: -P1 : Công suất lớn nhất trong các công suất tác dụng lâu dài trêntrục công tác.

- Pi : Công suất tác dụng trong thời gian ti.

⇒β=2 21 .4 0,6 .4

8

+= 0,82 kW

- Công suất tính toán trên trục máy công tác: Pt = Pdn .β

⇒ Pt = 6,825.0,82 = 5,597 kW

- Hiệu suất của toàn bộ hệ dẫn động:Ta gọi η ht là hiệu suất của toàn bộ hệ thống được xác định theo công thức: η

ht = η k .η đ.η rtru.η ol4η

x Theo bảng 2.3 –tr.19 Tài liệu 1 η

k – hiệu suất của khớp nối. η k = 1

η đ - hiệu suất của bộ truyền đai thang. η

đ = 0,95 η

rtru – hiệu suất của bộ truyền bánh răng trụ. η rtru = 0,97

η ol – hiệu suất của một cặp ổ lăn. η ol = 0,99 η

x – hiệu suất của bộ truyền xích. η x = 0,92

⇒ η ht=12.0,95.0,97.0,994.0,92= 0,8144

- Công suất cần thiết trên trục động cơ: Pct = Pt / η= = 5,597 /0,144 = 6,87 kW

* Số vòng quay đồng bộ của đ/cơ:

- Số vòng quay trên trục công tác: nlv = 60000.v/(πD)

Với: v- vận tốc băng tải (m/s)





D- Đường kính băng tải (mm)

⇒ nlv = 60000.0,7(3,14.500)= 26,75 (v/p)

- Tỷ số truyền chung của hệ dẫn động (sơ bộ): ut = ux.uđ.uh Chọn sơ bộ TST : bộ truyền xích ux = 3,5

hộp giảm tốc=bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng 1 cấp uh=4

bộ truyền đai uđ = 4

⇒ut = 3,5.4.4 = 56

- Số vòng quay trên trục động cơ : nsb = nlv. ut = 26,75 .56 = 1498 (v/p)

Chọn số vòng quay đồng bộ của đ/cơ: nđb = 1500 v/ph

* Chọn động cơ: Dựa vào bảng P1.1 sử dụng loại động cơ K132M4

Kiểuđộng cơ

Công suất Vận tốc quayVòng/phút

η % Cos

dn

k

I

I

dn

k

T

T

Khốilượng

Kw Mãlực

50Hz 60Hz

K160S4 7,5 10,0

1450 1740 87,5 0,86 5,8 2,2 94 (kg)

1.2. Phân phối tỷ số truyền:

* Tính lại tỷ số truyền chung: ut = nđc / nlv = 1450 / 26,75 = 54

* Phân phối TST: Chọn uh= 4, chọn ux=3,5

Ta có: uđ = ut/(uh.ux) = 54 /(3,5.4) = 3,86

1.3. Tính các thông số trên các trục:

*Tính toán tốc độ quay của các trục :

- Trục động cơ: nđc =k

dc

u

n= 1450/1 =1450 (v/p)

- Trục I: nI =dc

d

n

u= 1450/3,86 = 375,6(v/p)





- Trục II: nII = I

brr

n

u = 374,4/4 = 93,9 (v/p)

*Tính công suất trên các trục:- Pđc = pct = 6,87 kW

- PI = Pđc.ηđ.ηol = = 6,87 .0,95.0,99 = 6,46 kW

- PII = PI. η br .ηol = 6,46.0,97.0,99 = 6,2 kW

* Tính mômen xoắn:

Tđc = 9,55.106.Pct / nđc = 9,55.106. 6,87 / 1450 = 45247,2 (Nmm)

T1 = 9,55.106.PI / n1 = 9,55.106. 6,46/ 375,6 = 164251,9 (Nmm)

T2 = 9,55.106

.PII / n2 = 9,55.106

. 6,2 / 93,9 =632585,5 (Nmm)





1.4. Bảng kết quả tính toán :

Trục

Thông số

TrụcĐộng cơ

TrụcI

TrụcII

Tỷ số truyền3,86 4

Công suất

P( kW) 6,87 6,46 6,2

Số vòng quayn (v/ph) 1450 375,6 93,9

Momen xoắnT( N.mm)

45247,2 164251,9 632585,5





PHẦN II: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN ĐAI THANG

2.1. Chọn tiết diện đaiChọn tiết diện đai thang:Theo hình 4.1 tài liệu [1]Với Pđc =5,5 kWnđc = 1445 vòng/phút→chọn tiết diện đai A với các thông số theo bảng 4,13 tài liệu (1):

Kýhiệu

Kích thước tiết diện, mm Diện tích

tiết diện A,mm2 Đường kính bánh

đai nhỏ d1, mm

Chiều dài giới hạnl, mm bt B h yo

A 11 13 8 2,8 81 100 ÷ 200 560 ÷ 4000

Mặt cắt của đai thang

13

11

8

2 , 8

400

Hình 2.1 Mặt cắt ngang của đai thang:

2.2.Tính toán sơ bộ đai

• Chọn đường kính bánh đai nhỏd1 = (5,2...6,4) 3

1T





Với T1: mômen xoắn trên trục bánh đai nhỏ.T1=Tđc=45247,2 N.mm→d1 = (5,2…6,4) . 3 2,45247 = (185,3.. 228,06)Chọn d1 = 200mmKiểm tra vận tốc đai

1 1

max

. . .200.144515,12( / )

60000 60000

d nv m s v

π π = = = <

với vmax = 25 m/s →thoả mãn điều kiện.Theo (4.2) tài liệu [1]

Hệ số trượt: ε = 0,01-0,02 →chọn ε = 0,02• Chọn đường kính bánh đai lớn là:Theo (4.2) tài liệu [1], chọn

d2 = u . d1 .(1 - ε ) = 3,86 .200(1 - 0,02) =756,6(mm)Theo bảng 4.21 tài liệu [1] chọn đường kính tiêu chuẩn

d2 = 800 mm- Vậy tỉ số truyền thực tế:

2

1

8004,1

(1 ) 200(1 0,02 )t

d u

d ε = = =

− −

Sai số tỉ số truyền là:

%5%5,2%100.

4

41,4%100. <=

−=

−=∆

u

uuu

t Thỏa mãn điều kiện

• Chọn khoảng cách trục và chiều dài đaiTheo bảng 4.14 trang 60 tài liệu [1] chọn khoảng cách trục dựa theo tỉ số truyền u vàđường kính bánh đai d2:b

2

0,95a

d = → a=0,95. d 2 = 0,95.800=760

Kiểm tra điều kiện a:0,7(d1 + d2) + h ≤ a ≤ 2(d1 + d2)0,7(d1 + d2) + h = 0,55(200+ 800) + 8 = 5582(d1 + d2) = 2 (200 + 800) = 2000

→thỏa mãn điều kiệnTheo (4.4) tài liệu [1]Từ khoảng cách trục a đã chọn, ta có chiều dài đai:

2

2 1

1 2

2

( )2. 0,5. .( )

4.

( 800 200 )2.760 0,5. .( 200 800 ) 3208

4.760

d d l a d d

a

mm

π

π

−= + + +

−= + + + =

Theo bảng 4.13 tài liệu [1] →chiều dài tiêu chuẩnl = 3350 mm

Nghiệm số vòng chạy của đai trong 1 giâyGVHD: Nguy ễn Văn Huyến

Lớp :ĐLK8LC2 SVTH: Nguyễn Thành Luân ([email protected]) 9




Theo công thức (4.15) tài liệu [1]

max

15,124,51

3,35

vi i

l = = = <

với imax = 10 vòng/giây

- Tính lại khoảng cách trục a theo chiều dài tiêu chuẩn l = 2360 mmTheo (4.6) trang 54 tài liệu [1]

4

.8 22 ∆−+=

λ λ a

Trong đó:

2

)( 21 d d l

+−=π

λ

212 d d −=∆

[ ]

2 2

2 1 2 1 2 1

2 2

2 ( ) [ 2 ( )] 8( )

8

2.3350 3,14.( 800 200 ) 2.3350-3,14.(800+ 200) 8.( 800 200 )

8836

l d d l d d d d a

a

a mm

π π − + + − + − −⇒ =

− + + − −⇒ =

⇒ =Theo (4.7) trang 54 tài liệu [1] , góc ôm bánh đai nhỏ

1 2 1

1

57

180 ( )57

180 ( 800 200 ) 139836

oo

oo o

d d aα

α

= − −

= − − =

→ α 1 > α min = 120o →thoả mãn điều kiện

2.3. Xác định số đai z:Theo (4.16) trang 60 tài liệu [1]

z u.lo

d 1

C.C.C.C. ][P

K .P z

α

=

Trong đó:+ Cα : hệ số kể đến ảnh hưởng của góc ôm α 1

Bảng 4.15 trang 61 tài liệu [1] →Cα = 1-0,0025(180- 1α ) = 0,89với α = 139o

+ Cl : hệ số kể đến ảnh hưởng của chiều dài đai3350

1,971700o

l

l = =

Với -l: chiều dài đai của bộ truyền đang xét.-lo: Chiều dài đai lấy làm thí nghiệm ghi trong bảng 4.19 tài liệu (1)

Bảng 4.16 trang 61 tài liệu [1] →Cl = 1,15

+ K đ : hệ số tải trọng độngGVHD: Nguy ễn Văn Huyến





Bảng 4.7 trang 55 tài liệu [1] →K đ = 1,1+ Cu : hệ số kể đến ảnh hưởng của tỷ số truyền

Bảng 4.17 trang 61 tài liệu [1] →Cu = 1,14 với u = 3,86+ [Po] : công suất cho phép (kW)Bảng 4.19 trang 62 tài liệu [1] →[Po] = 4,06 kW

với v = 15,12 m/s và d1 = 200 mm→ P1/ [P0] =6,87/4,06 = 1,69

+ Cz: hệ số kể đến ảnh hưởng của sự phân bố không đều tải trọng cho các dây đaiBảng 4.18 trang 61 tài liệu [1] →Cz = 1Do đó

z = 6,87.1,1/(4,06.0,89.1,15.1,14.1) = 1,45→lấy z = 1

2.4.Chiều rộng của bánh đai theo công thức 4.17 tài liệu(1) B = (z - 1) . t + 2e

Với z = 1, t = 15 và e = 10 Tra bảng 4.21 Tài liệu [1]

→ B = (1 - 1) . 15 + 2 . 10 =20 (mm)• Đường kính ngoài của bánh đai (với ho = 3.3)

d a = d1 + 2ho = 200 + 2 . 3,3 = 206,6 (mm)

Xét lực căng bánh đai+ Xác định lực căng do lực li tâm sinh ra:

Theo công thức (4.20) trang 64 tài liệu [1]Fv = qm . v2 =0,105.15,122

+ qm: khối lượng 1 m chiều dài đai

Theo bảng 4.22 trang 64 tài liệu [1]qm = 0,105 kg/m

+ v: vận tốc vòng =15,12(m/s)

+ P1: công suất trên bánh đai chủ động

Theo (4.19) trang 63 tài liệu [1]

vd

o F z C v

K P F +=

..

..780 1

α

F0 =1.89,0.12,15

1,1.87,6.780+ 30 = 376,9 (N)

Lực tác dụng lên trục theo công thức (4.21) tr64 tài liệu (1). F r = 2F o . z . sin( α 1 /2) = 2 . 376,9 . 1 . sin( 139 /2)

→ F r = 706 (N)





F 1

F1

F2

F2

FrO1

d1 n1

1

45°

145°

O2

d2

2

2

n2

a w 1

Hình 2.3 – Sơ đồ lực tác dụng trên trục khi bộ truyền đai làm việc

B

t

d d a

ho

h

Hình dáng mặt cắt đaiGVHD: Nguy ễn Văn Huyến





Bảng thống kê

Thông số Ký hiệu Đai thang

Đường kính bánh đai nhỏĐường kính bánh đai lớnChiều rộng bánh đaiChiều dài đaiSố đaiLực tác dụng lên trục

d1, mmd2, mmB, mml, mmzFr , N

2008002033501

706

PHẦN III: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN XÍCH3. 1. Chọn loại xích

Do bộ truyền tải không lớn, ta chọn loại xích ống - con lăn một dãy, gọi tắt là xíchcon lăn một dãy. Loại xích này chế tạo đơn giản, giá thành hạ và có độ bền mòn cao.3.2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích a. Chọn số răng đĩa xíchSố răng đĩa xích nhỏ được xác định theo công thức:

z1 = 29 - 2. uxích ≥ 19 (2.17)Với uxích = 2 ⇒z1 = 29 - 2. 3,5 = 22 >19

Vậy: z1 = 22 (răng)Tính số răng đĩa xích lớn:

z2 = uxích. z1 ≤ zmax (2.18)

Đối với xích con lăn zmax = 120, từ đó ta tính được: z2 = 2,5. 22 = 77(răng)

b. Xác định bước xích p





Theo công thức 5.3 tài liệu (1), bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòncủa bản lề. Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết

dưới dạng:Pt = P. k. k z. k n ≤ [P] (2.19)

Trong đó: Pt - Công suất tính toán;P - Công suất cần truyền; P = 2,19 (KW)[P]- công suất cho phép

Xác định công suất cho phép [P] của xích con lăn: với n01 = 200 vòng/phút, bước xích p = 31,75 (mm), theo bảng 5. 5 - tr - 81 - tài liệu [1], ta có: [P] = 19,3 (KW);

k z - Hệ số răng ; k z =1

01

z

z =

25

22= 1,1363

k n - Hệ số vòng quay; k n =01

II

n

n =200

92= 2,17

Hệ số k được xác định theo công thức 5.4 tài liệu (1):k = k 0. k a. k đc. k bt. k đ. k c (2.20)

Trong đó các hệ số thành phần được chọn theo bảng 5.6 -tr 82 - tài liệu [1],với:k 0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền, k 0 = 1 (do đường nối tâm

của hai đĩa xích so với đường nằm ngang là 45o <60o);k a - Hệ số kể đến ảnh hưởng của khoảng cách trục và chiều dài xích;

với a = (30…40)p, ta có: k a = 1;k đc - Hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng; với trường hợp

vị trí trục không điều chỉnh được, ta có: k đc = 1,25;k bt - Hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn; với trường hợp môi trường làm

việc có bụi, chất lượng bôi trơn bình thường), ta chọn: k bt = 1,3;k đ - Hệ số tải trọng động, với trường hợp tải trọng vừa (tải trọng va đập), ta

chọn: k đ = 1,2;k c - Hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền; với trường hợp số ca làm

việc là 2 ca, ta có: k c = 1,25;Từ (II -20) ta tính được: k = 1. 1. 1,25. 1,3. 1,2. 1,25 = 2,437Từ (II -19) ta tính được: Pt = 2,19. 2,437. 1. 1,046= 5,79 (KW)

⇒ Pt = 5,79 KW < [P] = 19,3 KWVới bước xích p = 31,75 (mm), theo bảng 5.8 - tr 83 - tài liệu [1]điều kiện p <pmax được thỏa mãn.Tính khoảng cách trục sơ bộ, ta lấy:

asb = 40p = 40. 31,75 = 1270(mm);

Ta xác định số mắt xích theo công thức:GVHD: Nguy ễn Văn Huyến





x = p

a2+

2

21 z z ++

a

p z z 2

2

12

4

.)(

π

−(2.21)

⇒ x = 75,311270.2 +

26024 + +

1270.14,3.475,31.)2460(

2

2

− = 122,82

Ta lấy số mắt xích chẵn xc = 122, tính lại khoảng cách trục theo công thức:

a *

2w = 0,25.p ( )

−

−+−++−2

122

1212

)(2)](5,0[5,0

π

z z z z x z z x cc (2.22)

Theo đó, ta tính được:

a *

2w = 0,25.31,75 ( )

−−+−++−

2

2

14,3

)2460(2)]2460(5,0122[24605,0122

⇒ a *

2w =1272,86 = 1273 (mm)

Để xích không chịu lực căng quá lớn, ta cần giảm khoảng cách trục đi một lượng:

∆ a = (0,002…0,004)a *

2w , ta chọn ∆ a = 0,003a *

2w ≈ 4 (mm)

⇒ aw2 = a *

2w - ∆ a = 1273 - 4 = 1269 (mm)

Số lần va đập của bản lề xích trong 1 giây:

i =c

III

x

n z

.15

.1 ≤ [i] (2.23)

⇒ i = 122.1514,191.24 = 2,486

Theo bảng 5. 9 - tr 85 - tài liệu [1], ta có: [i] = 25;

⇒ i = 2,486 < [i] = 25, sự va đập của các mắt xích vào các răng trên đĩaxích

đảm bảo, không gây ra hiện tượng gẫy các răng và đứt má xích.

c. Kiểm nghiệm xích về độ bềnVới các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tả trọng va

đậptrong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn:

s =vt d F F F k

Q

++ 0.≥ [s] (2.24)

Trong đó: Q - Tải trọng phá hỏng, theo bảng 5. 2 - tr 78 - tài liệu [1], ta có:Q = 88,5 kN = 88500 N;q - khối lượng của 1 mét xích, theo bảng 5. 2 - tr78 - tài liệu [1]

, ta có: q = 3,8 kg;

k đ - Hệ số tải trọng động, theo bảng 5. 6 - tr 82 - tài liệu [1], vớiGVHD: Nguy ễn Văn Huyến





trường hợp tải trọng va đập nhẹ, ta chọn k đ = 1v - vận tốc trên vành đĩa dẫn z1:

v = 3

1

10.60.. III n p z (2.25)

⇒ v =60000

14,191.75,31.24= 2,427 (m/s)

Ft - Lực vòng trên đĩa xích:

Ft =v

P .1000(2.26)

⇒ Ft = 427,2

19,2.1000= 902,35 (N)

Fv - Lực căng do lực ly tâm sinh ra khi làm việc:Fv = q. v2 (2.27)

⇒ Fv = 3,8. (2,427)2 = 22,38 (N)

F0 -Lực căng do bánh xích bị động sinh ra:F0 = 9,81. k f . q. a (2.28)

Trong đó k f là hệ số phụ thuộc vào độ võng f của xích và vị trí bộ truyền:Với: f = (0,01…0,02)a , ta lấy: f = 0,015.a = 0,015. 1269 = 19,035 (mm);

k f = 4, ứng với trường hợp bộ truyền nghiêng một góc dưới 40o so với

phương nằm ngang;⇒ F0 = 9,81. 4. 3,8. 1,269 = 189,22 (N)

Từ đó, ta tính được: s =38,2222,18935,902.1

88500

++= 79,44

Theo bảng 5. 10 - tr 86- tài liệu [1], với n1 = 200 vòng/phút, ta có: [s] = 8,5

⇒s = 79,44 > [s] = 8,5 ; bộ truyền xích đảm bảo đủ bền.

d. Xác định đường kính đĩa xíchTheo công thức 5. 17- tr86- tài liệu [1] và bảng 14 -4b - tr20 - tài liệu [2], ta xác định

được các thông số sau: • Đường kính vòng chia d1 và d2:

d1 =

1

sin z

p

π =

24

180sin

75,31o = 243,24 (mm) Ta lấy d1 = 243 (mm)

d2 =

2

sin z

p

π =

60

180sin

75,31o = 606,65 (mm) Ta lấy d2 = 607 (mm)

• Đường kính vòng đỉnh da1 và da2:GVHD: Nguy ễn Văn Huyến





da1 = p[0,5 + cotg(π /z1)] = 31,75. [0,5 + cotg(180o/24)] = 257,04 (mm)Ta lấy da1 = 257 (mm)

da2 = p[0,5 + cotg(π /z2)] = 31,75. [0,5 + cotg(180o/60)] = 621,7 (mm)

Ta lấy da2 = 622 (mm)

• Đường kính vòng đáy(chân) răng df1 và df2:

df1 = da1 - 2r , trong đó r là bán kính đáy răng, được xác định theo công thức:

r = 0,5025.dl + 0,05 (2.29)

với dl = 19,05 (mm), theo bảng 5. 2 - tr 78 - tài liệu [1].

⇒ r = 0,5025.19,05 + 0,05 = 9,622 (mm)

do đó: df1 = 257 - 2. 9,622 = 237,75 (mm) , ta lấy df1 = 238 (mm)

df2 = 622 - 2. 9,622 = 602,75 (mm) , ta lấy df2 = 603 (mm)

∗ Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc của đĩa xích:

Ứng suất tiếp xúc σ H trên mặt răng đĩa xích phải nghiệm điều kiện:

σ H = 0,47.( )

d

vd d t r

k A

E F K F k

.

.+ ≤ [σ H] (2.30)

Trong đó: [σ H] - ứng suất tiếp xúc cho phép, theo bảng 5. 11 - tr 86 - tài liệu [1];

Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 902,35 (N)Fvd - Lực va đập trên m dãy xích (m = 1), tính theo công thức:

Fvd = 13. 10-7. nIII. p3. m (2.31)

⇒ Fvd1 = 13. 10-7. 191,14. (31,75)3. 1 = 7,95 (N)

k d - Hệ số phân phân bố không đều tải trọng cho các dãy, k d = 1 (xích 1dãy);

K d - Hệ số tải trọng động, K d = 1,2 (tải trọng va đập nhẹ);k r - Hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, phụ thuộc vào z (tr 87- tài

liệu [1], với z1 = 24 ⇒k r1 = 0,432





E =21

21.2

E E

E E

+ - Mô đun đàn hồi , với E1, E2 lần lượt là mô đun đàn hồi của

vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1. 105

MPa;A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5. 12 - tr 87 - tài liệu [1],ta có: A = 262(mm2);

Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính được:

- Ưng suất tiếp xúc σ H trên mặt răng đĩa xích 1:

σ H1 = 0,47.( )

1.262

10.1,2.95,72,1.14,902432,0 5+= 288,84 (MPa)

- Ưng suất tiếp xúc σ H trên mặt răng đĩa xích 2:

Với: z2 = 60 ⇒ k r2 = 0,22Fvd2 = 13. 10-7. nIV. p3. m = 13. 10-7. 76,45. (31,75)3. 1 = 3,18 (N)

⇒ σ H2 = 0,47.( )

1.262

10.1,2.18,32,1.35,902222,0 5+= 205,67 (MPa)

Như vậy: σ H1 = 288,84 MPa < [σ H] = 600 MPa ; σ H2 = 205,67 MPa < [σ H] = 600MPa;Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám Cì 24 -44, phương pháp nhiệt

luyện là tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z2 = 60 ≥ 50 và vận tốc xích v = 2,427m/s < 3 m/s) đạt độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng của haiđĩa xích.

f. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xíchLực căng trên bánh xích chủ động F1 và trên bánh xích bị động F2:

F1 = Ft + F2 ; F2 = F0 + Fv (2.32)Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng lêntrục được xác định theo công thức:

Fr = k x. Ft (2.33)Trong đó: k x - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với k x = 1,15 khi bộtruyền nằm ngang hoặc nghiêng một góc nhỏ hơn 40o;

Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 902,35 (N);

⇒ Fr = 1,15. 902,35 = 1037,7 (N)





F 2

F rx

O1

d 1 n1

1

15°

15°

n2

a w2

d 2

F 1

2

Hình 3.1 - Sơ đồ lực tác dụng lên trục khi bộ truyền xích làm việc

b

d d f

d a

Hình 3.2 – Hình vẽ mặt cắt bánh xích





Bảng 2.4 – Bảng thông số kích thước của bộ truyền xích

Các đại lượng Thông sốKhoảng cách trục aw2 = 1269 mmSố răng đĩa chủ động z1 = 24Số răng đĩa bị động z2 = 60Tỷ số truyền uxích = 2,5Số mắt của dây xích x = 122Đường kính vòng chia của đĩa xích Chủ động: d1 = 243 mm

Bị động: d2 = 607 mmĐường kính vòng đỉnh của đĩa xích Chủ động: da1 = 257 mm

Bị động: da2 = 622 mm

Đường kính vòng chân răng của đĩa xích Chủ động: df1 = 238 mmBị động: df2 = 603 mm

Bề rộng của răng đĩa xích (không lớn hơn) B = 19,05 mmBước xích p = 31,75 mm

PHẦN IV: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG TRỤ - RĂNG NGHIÊNG

4.1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng Bánh nhỏ: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công có

các thông số kỹ thuật (độ cứng,giới hạn bền và giới hạn bền chảy)

Bánh lớn: Chọn vật liệu là thép C45 cũng tiến hành tôi cải thiện sau khi gia công cócác thông số kỹ thuật (độ cứng, giới hạn bền và giới hạn bền chảy)

Tên Vật liệu σ b σ ch HB

Bánh răng 1 Thộp 45 tôi cải tiến 850 580 250Bánh răng 2 Thộp 45 tôi cải tiến 750 450 240

4. 2 Xác định ứng suất cho phép

- Ứng suất tiếp xúc cho phép [σ H] và ứng suất uốn cho phép [σ F] được xác định

theo công thức sau:

[σ H] = H

H

S

lim

0σ

. ZR .Zv .K xH .K HL (3. 34)





[σ F] = F

F

S

lim

0σ . YR .Ys .K xF .K FC .K FL (3. 35)

Trong đó:ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc;Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng;K xH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng;YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng;Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất;K xF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn;

Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZR ZvK xH = 1 và : YR YsK xF = 1 , theo đó các công thức

(3. 17) và (3.18) trở thành:

[σ H] = H

HL H

S

K .lim

0σ

(3. 34a)

[σ F] = F

FL FC F

S

K K ..lim

0σ

(3. 35a)

Trong đó:

σ lim

0

H và σ lim

0

F lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suấtuốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6. 2 - tr 94 - tài liệu [1], với thép 45tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350, ta có:

σ lim

0

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

σ lim

0

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

Với SH , SF - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn;Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có:

σ 1lim

0

H = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 Mpa;

σ 2lim

0

H = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 Mpa;

σ 1lim

0

F = 1,8. HB1 = 1,8 . 250 = 450 MPa ;

σ 2lim

0

F = 1,8 . HB = 1,8 . 240 = 432 MPa ;

K FC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, K FC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay

một chiều) ;GVHD: Nguy ễn Văn Huyến





K HL , K FL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tảitrọng của bộ truyền, được xác định theo các công thức:

K HL = H m

HE

HO

N

N (3. 36)

K FL = F m

FE

FO

N

N (3. 37)

Trong đó:mH , mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ;

mH = mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 ; NHO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc;Với:

NHO = 30.H 4,2

HB (3. 38)

⇒ NHO1 = 30. 2502,4 = 17067789

NHO2 = 30. 2402,4 = 15474913

NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn;

NFO = 4. 106

đối với tất cả các loại thép;NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng thay

đổi nhiều bậc:

NHE = 60.c. ( )iii t nM M

3

max/∑ (3. 39)

NFE = 60.c. ( ) ii

m

i t nM M F ∑ max/ (3.40)

Trong đó:c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng;ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút;

Mi - Mô men xoắn ở chế độ thứ i;Mmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét;ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng ti = 24000( giờ).

Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1):c = 1; nII = 578 vòng/phút ;

với bánh răng lớn (bánh răng 2):c = 1; nIII = 152,9 vòng/phút.

⇒NHE1 = 60. 1. 578. 24000.[(1)3.0,5 + (0,6)3. 0,5] =506050560GVHD: Nguy ễn Văn Huyến





NHE2 = 60. 1. 152,9. 24000.[(1)3.0,5 + (0,6)3. 0,5] = 133867008

NFE1 = 60. 1. 361,25. 24000.[(1)6.0,5 + (0,6)6. 0,5] = 435576361

NFE2 = 60. 1. 229,22. 24000.[(1)6.0,5 + (0,6)6. 0,5] = 115224265,7 Như vậy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 ;

NFE1 > NFO! , NFE2 > NFO2 .

⇒ K HL1 = 1 , K HL2 = 1;

K FL1 = 1 , K FL2 = 1.

Theo công thức (II -17a) và (II - 18a), ta tính được:[σ H]1 =

1,1

1.570= 518,181 Mpa;

[σ H]2 =1,1

1.550= 500 Mpa;

[σ F]1 =75,1

1.1.450= 257,143 MPa;

[σ F]2 =75,1

1.1.432= 246,857 Mpa.

Với bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn

trong hai giá trị tính toán của [σ H]1 và [σ H]2 .

⇒[σ H] =[ ] [ ]

2

21 H H σ σ +=509,0905 Mpa.

*Kiểm tra sơ bộ ứng suất:

1,25 [ ]min H σ = 1,25.500=625 Mpa > [σ H] =509,0905 Mpa.

* Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo côngthức:

[σ H]max = 2,8σ ch (3. 41)

[σ F]max = 0,8σ ch (3.42)

⇒ [σ H1]max = 2,8. 580 = 1624 Mpa;

[σ H2]max = 2,8. 450 = 1260 Mpa;

[σ F1]max = 0,8. 580 = 464 Mpa;

[σ F2]max = 0,8. 450 = 360 Mpa.

4.3 - Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền.





a) Xác định khoảng cách trục:

Ta có công thức 6.15a - tr 96 – tài liệu [1 ]:

aw = K a.(u + 1).[ ]

32

..

.

ba H

H II

u

K T

ψ σ

β trong đó:

- K a: Hệ số phụ thuộc vật liệu của cặp bánh răng và loại răng. Với cặp bánh răng

nghiêng làm bằng thép tra bảng 6-5 tr 96 – tài liệu [1]

=> K a = 43 Mpa1/3

- TII : Mômen xoắn trên trục chủ động MII = 30260,44Nmm

- [σ H]sb = 509,0905 Mpa

- ψ ba = bw/aw Hệ số chiều rộng tra bảng 6-6 (I) ta cú ψ ba = 0,3

- u là tỷ số truyền u = u2 = 3,78- K Hβ : Hệ số được xác định dựa vào hệ số đường kính

ψ bd

ψ bd = 0,53. ψ ba (u + 1)

=> ψ bd =0,53.0,3.(3,78+1) = 0,76

Tra bảng 6-7 tr 96 – tài liệu [1] bộ truyền ứng với sơ đồ 6 và HB < 350 nên

= > K Hβ = 1,01 và K Fβ = 1,03

vậy aw = 43.(3,78 + 1).( )

32

3,0.78,3.0905,509

,0130260,44.1=96,023 mm

Chọn aw = 100 mm

b) Xác định đường kính vòng lăn bánh nhỏ

dw=K d. [ ]3

2..

)1.(.

ba H

H II

u

u K T

ψ σ

β +

Trong đó:

K d- hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng,Theo bảng (6.5) tài liệu [1]

ta cú K d =67,5 Mpa1/3





=>dw=67,5.( )

32

3,0.78,3.0905,509

1)8.1,01.(3,730260,44 += 53,47 mm

4- Xác định thông số ăn khớp.

+) Xác định môđun ta có m = (0,01 ÷ 0,02)aw

=> m = (0,01 ÷ 0,02).100 = (1, 0 ÷ 2, 0) mm

Kết hợp với bảng 6-8 tr 99 - tài liệu [1] chọn môđun tiêu chuẩn m = 2 mm

Sơ bộ chọn góc nghiêng β = 10o

+) Số răng bánh nhỏ:

Z1=)1(

10cos..2

34 +

°

um

aω =)178,3.(2

10cos.100.2

+

°= 20,5 Chọn Z1 = 20(răng)

+) Số răng bánh lớn:

Z2= u.Z1= 3,78.21= 75,6(răng) Lấy Z2 = 76(răng)

=> TST thực là: um = Z2/Z1 = 76/20 = 3,8

⇒Zt = Z1 + Z2 = 20+76=96(răng)

Tính lại khoảng cách trục theo(6.21)

962

96.2

2

.=== t

w

z ma (mm)

Rõ ràng là aw tính theo (6.21) khác với aw tính theo (6.15a) nói chung nó là một số lể. trịsố của aw được quyết định tùy thuộc vào quy mô sản xuất và yêu cầu cụ thể khi thiêt kế

Khi đó góc nghiêng răng thực tế có giá trị xác định nh sau:

và góc nghiêng thực tế là:

( ) ( )

967,0100.2

2.7620

.2

21 =+

=+

=w

n

a

m Z Z Cosβ ⇒ β = 16,260

5- Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.





Áp dụng công thức Hezt ta xác định được ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên răng phảithỏa mãn điều kiện

σ H =nhww

nh H H M

U bd U K T Z Z Z ..

)1.(..2.1

2

1 +ε ≤ [σ H] = 509,0905 (MPa).

Trong đó : - ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu;- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;

- Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;

- K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với K H= K Hβ .K HV. K Hα .- bw : Chiều rộng vành răng.- dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động.

Xác định ứng xuất tiếp xúc:Bánh răng nhỏ:- ZM : Hệ số xét đến ảnh hưởng cơ tính vật liệu; ZM = 274 Mpa1/3 Vì bánh răng làthép tra Bảng 6.5 (Trang 96- tài liệu [1]).Theo (6.35):với φt =arctg(tg20o/cosβ)=arctg(tg200/0,96)=20,76

(tgβ b=cosφt.tgβ=cos(20,76)tg(16,26)=tg(15,25)

Vậy β b = 025,15

theo TCVN 1065-71 α=200

- ZH : Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc;

ZH= 7,1)67,20.2sin(

26,16cos.2

2sin

cos20

==

twα

β

- bw : Chiều rộng vành răng.bw = 0,3.aw = 0,3.100= 30(mm ).

ε α = [1,88 – 3,2 (1/Z1 +1/Z2 )].cosβ = [1,88 – 3,2 (1/20 +1/76)].cos(16,26 0 ) = 1,61

v=π.dw.n2/60000=1,577

Do vận tốc bánh dẫn: v = 1,577 m/s < 2 m/s tra Bảng 6.13 (Trang 106- tài liệu [1]) tađược cấp chính xác động học là 9 tra Bảng 6.14 (Trang 107- tài liệu [1]) ta xác định đư-ợc : K Hα = 1,13.





- Zε : Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng;

Zε = 788,01 =α ε

.

- K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc, với K H= K Hβ .K HV. K Hα .

- dw1 : Đường kính vòng chia của bánh chủ động.’

- dw1 = 2.aw/(u+1) = 2.100/(3,78+1)=41,8 (mm).

- T1 = 44,30260 (N.mm).

Còn

===

=+=+=

1 8 4,17 8,3/1 0 0.5 7 7,1.7 3.0 0 2,0...

0 2,11 3,1.0 3,1.4 4,3 0 2 6 0.2

8 4,4 1.3 0.5 7 7,11...2

..11

1

u

av g

K K T d b K

o H H

H H

H v

ω

α β

ω ω

δ ν

ν

Bảng 6.15 (Trang 107-tài liệu[1] ⇒ δ H = 0,002.

Bảng 6.16 (Trang 107- tài liệu[1]) ⇒go = 73.

Bảng 6.7 (Trang 98- tài liệu[1]) ⇒K Hβ = 1,01⇒K H = K Hβ .K HV. K Hα =1,03.1,13.1,025= 1,193

Thay số : σ H = 717,4788,41.78,3.30

)178,3.(193,1.44,30260.27728,0.713,1.274

2=

+(Mpa).

Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép : [σ H] = [σ H]. ZR ZVK xH.

Với v =1,577 m/s ⇒ZV = 1 (vì v < 5m/s ), Với cấp chính xác động học là 9, chọnmức chính xác tiếp xúc là 9. Khi đó cần gia công đạt độ nhám là R a =1,25÷ 0,63 µ m.Do đó ZR = 1 với da< 700mm ⇒K xH = 1.

⇒[σ H] = 509,0905.1.1.1=509,0905 MPa.

Nhận thấy rằng σ H < [σ H] do đó bánh răng nghiêng ta tính toán đã đáp ứng đợcđiều kiện bền do tiếp xúc.

6- Kiểm nghiệm độ bền uốn.Để bảo đảm bánh răng trong quá trình làm việc không bị gãy răng thì ứng suất uốn tác

dụng lên bánh răng σ F phải nhỏ hơn giá trị ứng suất uấn cho phép [σ F] hay:

Điều kiện bền uốn cho răng:

σ F1 =1

11

..

.....2

wnw

F F

d mb

Y Y Y K T β ε

≤ [σ F1]





σ F2 =1

21.

F

F F

Y

Y σ

≤ [σ F2]

Trong đó:T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T1 = 30260,44 Nmm;

mnw- Mô đun pháp trung bình, với bánh răng trụ răng nghiêng mnw = mtw =2(mm);

bw -Chiều rộng vành răng, b = 30 (mm);

dw1 -Đường kính trung bình của bánh răng chủ động, dw1 = 41.8 (mm);

zvn1 =β 3

1

cos

z (3.59)

zvn2 =β 3

2

cos

z (3.60)

⇒ zvn1 = )26,16(cos

2003 = 22.6

⇒ zvn2 = )26,16(cos

7603 = 85,90

⇒ YF1, YF2 - Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, được tính theo công thức sau:

Theo bảng 6. 18 - tr 109 - Tài liệu [1], ta có: YF1 = 3,39 ; YF2 = 3,50;

Với hệ số dịch chỉnh x1=x2=0,5 (khi ε α = 1,674 và HB2≤ 320, HB1-

HB2≤ 70)

Yε =α

ε

1- Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ε α là hệ số trùng khớp ngang,

ta có ε α = 1,674

⇒Yε =1,674

1=0,597

Yβ -Hệ số kể đến độ nghiêng của răng,

Yβ =1- ε α /140 =1- 1,674/140 =0,988K F - Hệ số tải trọng khi tính về uốn;

Với: K F = K Fβ . K Fα . K Fv (3.61)Trong đó:





K Fβ - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng,

theo bảng 6. 7- tr 98- tài liệu [1], ta có: K Fβ = 1,03;

K Fα - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồngthời ăn khớp, với bánh răng trụ răng nghiêng theo bảng 6. 14- tr 107- tài liệu [1]

K Fα = 1,37;K Fv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo

công thức(tương tự khi tính về tiếp xúc):

K Fv = 1 +α β F F

m F

K K T

d bv

...2

..

1

1

(3.62)

Với vF = δ F. g0. v.u

ud m )1(1 +(3.63)

Trong đó:

δ F - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6. 15 - tr 107 - tài

liệu [1], ta chọn δ F = 0,006;g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6. 16 - tr 107 -

tài liệu [1], với câp chính xác 9, do mô đun bánh răng ứng với đến 3mm, ta chọn g 0 =73;

v - vận tốc vòng (như đã tính về tiếp xúc), v = 1,74 (m/s)

dm1 - Đường kính của bánh răng nhỏ, dm1 = 41,8 (mm)u - tỷ số truyền thực tế, um = 3,77;b - Chiều rộng vành răng, b = 30 (mm) ;T1 - Mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động, T1 = 30260,44 (Nmm);

⇒vF = 0,006. 73. 1,57.8,3

)18,3.(41,8 += 5,028

Thay các kết quả trên vào công thức (3.44), ta tính được:

K Fv = 1 +37,1.03,1.44,30260.2

8,41.30.028,5= 1,074

Từ công thức (3 -61), ta tính được:K F = 1,03. 1,37. 1,074 = 1,515

Kết hợp các kết quả trên, thay vào công thức (3.39) và (3.40), ta có:

σ F1 =8,41.5,1.30

39,3.895,0.0,617.515,1.44,30260.2= 91,25(Mpa)

σ F2 =39,3

50,3.088,84= 94,21 (Mpa)

Từ đó ta thấy rằng:

σ F1 =91,25 Mpa < [σ F1] = 257,143 Mpa;





σ F2 = 94,21 Mpa < [σ F2] = 246,857 Mpa. Như vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo.

7- Kiểm nghiệm độ bền quá tải.

+) Kiểm nghiệm quỏ tải tiếp xúc:

σ Hmax = σ H. bdK với K qt = K bđ = 1,5

=> σ Hmax = 518,18. 5,1 = 634,63 < [σ H1]max =1624 Mpa, [σ H2]max =1260 Mpa

+) Kiểm nghiệm quá tải uốn: Theo 6.48

σ F1max = σ F1.k qt = 91,25.1,5 = 136,875 < [σ F1]max = 464 Mpa

σ F2max = σ F2.k qt = 94,21.1,5 = 141,315 < [σ F2]max = 360 Mpa

Vậy bánh răng đảm bảo độ bền quá tải.

8. Thông số cơ bản của bộ truyền- Khoảng cách trục: aw = 100 (mm).- Môđun pháp bánh răng: m =2 (mm.)- Chiều rộng bánh răng: bw = 30 (mm).

- Số răng bánh răng: Z1 = 20 và Z2 = 76- Góc nghiêng của răng: β = 16,26 0.

- Góc prôfin gốc : α = 20°.

- Góc ăn khớp: α t = α tω = arctg(tgα /cosβ ) = 20,670.

- Đường kính chia : d1= m.Z1/cosβ =2.20/cos(16,26 o) = 41,7 (mm).d2= m.Z2/cosβ =2.76/cos(16,26o) = 158,33 (mm).

- Đường kính đỉnh răng : da1 = d1 + 2.m = 41,7+2. 2=45,7 (mm).da2= d2 + 2.m = 158,33 +2.2 =162,33 (mm).

- Đường kính đáy răng : df1 = d1 –2,5.m=41,7- 2,5.2 = 36,7 (mm).

df2 = d2 - 2,5.m=158,33-2,5.2 =153,33(mm).





Fa 1 Fa2

Fr1

Fr2

Ft1

Ft2

n1

n2

F rd1

F r x 2

y

z

x

Hình 4.1: sơ đồ tác dụng lực lên bộ truyền bánh răng khi làm việc

Thông số lực ăn khớp của bộ truyền bánh răng nghiêng:-Lực tác dung lên bánh răng nghiêng nhỏ

+Lực vòng:

Fx1=1

1

.

.2

wd

T = 7,41

44,30260.2=1447,8 N

+ Lực hướng chiều trục Fz1:

Fz1=Fx1. tgα tw. cosβ (IV -18)⇒Fz1=1447,8. Tg20,670 . cos16,260 =527,19 N

+Lực hướng kính:Fy1 :

Fy =Fx1. tgβ (IV -19)⇒Fy =1447,8. tg16,260=378,2 N-Lực tác dung lên bánh răng nghiêng lớn:

+Lực vòng:Fx1= Fx2=1447,8 N

+Lực hướng chiều trục Fz2:Fz1= Fz2=527,19 N

+Lực hướng kính:Fy2

Fy2 = Fy1= 378,2 N

8.1- Lập bảng thông sốGVHD: Nguy ễn Văn Huyến





PHẦN V: CHỌN KHỚP NỐI

1.Tính chọn khớp nối giữa trục động cơ và trục của bánh đai I.

- Chọn kết cấu nối trục:Ta chọn kết cấu nối trục vòng đàn hồi với những ưu điểm: cấu tạo đơn giản, dễ chếtạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy….

Mô men xoắn cần truyền giữa hai trục: T = T1 = MI = 8023,32 Nmm = 8,023 Nm;Chọn khớp nối vòng đàn hồi có đường kính trục nối bằng đường kính của trục động

cơ d = 28 (mm)

- Theo bảng 16. 10a - tr 68,69 Tài liệu [2] ta có bảng kích thước cơ bản của nối

trục vòng đàn hồi như sau:


STT Thông số Kí hiệu Giá trị

1 Khoảng cách trục aw 100 mm

2 Tỷ số truyền u 3,78

3 Chiều rộng vành răng bw 30 mm

4 Môđun pháp m 2 mm

5 Góc nghiêng răng β 16,260

7 Số răng Z Z3 = 20

Z4 = 76

8 Đường kính vòng lăn dw dw1 = 41,7 mm

dw2 = 158,33 mm

9 Đường kính vòng đỉnh da da1 = 45,7 mm

da2 = 162,33 mm

10 Đường kính vòng đáy d d1= 36,7 mmd2 =153,33 mm




d m d D

0 D

l1

l2

D 3

d 1

l2

l

l1l3

h

Bl

L B1

d c

Hình5.1- Hình vẽ minh họa nối trục vòng đàn hồi.

T,

Nm

d

mm

D

mm

dm

mm

L

mm

l

mm

d1

mm

D0

mm

Z nmax

v/p

B

mm

B1

mm

l1

mm

D3

mm

l2

mm125 28 125 65 165 80 56 90 4 460

05 42 30 28 32

Bảng 3.2- Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi

T,Nm

dc

mmd1

mmD2

mmLmm

l1

mml2

mml3

mmHmm

125 14 M10 20 62 34 15 28 1,5

Chọn vòng đàn hồi bằng cao su.- Kiểm nghiệm độ bền của vòng đàn hồi và chốt:

Theo điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi, công thức trang 69 – Tài liệu [2]

σ d =30 ...

2

l d D Z

kT

c

≤ [σ d] (III -1)

Trong đó: k - Hệ số chế độ làm việc, theo bảng 16. 1 - tr 58 - Tài liệu [2],GVHD: Nguy ễn Văn Huyến





với máy công tác là băng tải, ta chọn k = 1,8;

[σ d] - ứng suất dập cho phép của vòng đàn hồi cao su, lấy [σ d] = 3 MPa;

⇒ σ d = 28.14.90.432,8023.8,1.2 = 0,2(MPa) < [σ d] = 3 (MPa); thỏa mãn điều kiện

bền dập của vòng đàn hồi cao su.- Kiểm nghiệm về sức bền của chốt theo công thức:

σ u = Z Dd

l T k

c ...1,0

..

0

3

0 ≤ [σ u] (III -2)

Trong đó: l0 = l1 +2

2l = 34 + 16 = 50 (mm)

[σ u] - ứng suất uốn cho phép của vật liệu làm chốt, [σ u] = (60…80) MPa;

⇒ σ u =4.90.14.1,0

50.32,8023.8,13 = 7,31 (MPa) < [σ u]; thỏa mãn điều kiện bền uốn của

chốt. Như vậy, khớp nối vòng đàn hồi có các thông số nêu trên là hợp lý.

- Tính lực khớp nối:

Fkn = (0,2…0,3)F '

t (III -3)

Với F '

t - lực vòng trên khớp nối, F '

t =t

I

D

T .2(III -4)

Trong đó: TI - Mô men xoắn trên trục I, TI = 8023,32(Nmm);Dt - Đường kính vòng tròn qua tâm các chốt, theo bảng 3.1 và hình 3.1,

ta có Dt = 90 (mm);

⇒ F '

t =90

32,8023.2= 178,29 (N)

Từ đó ta tính được: Fkn = (0,2…0,3). 178,29 = (35,66…53,488) (N);Chọn giá trị trung bình của hai giá trị trên, ta được: Fkn = 44,57 (N)

PHẦN VI: TÍNH TOÁN KIỂM NGHIỆM TRỤC

1.1.Chọn vật liệu .Vật liệu dùng để chế tạo trục cần có độ bền cao, ít nhạy cảm với sự tập trung ứng

suất dễ gia công và có thể nhiệt luyện dễ dàng. Cho nên thép cacbon và thép hợp kim lànhững vật liệu chủ yếu để chế tạo trục. Việc lựa chọn thép hợp kim hay thép cacbon tuythuộc điều kiện làm việc trục đó có chịu tải trọng lớn hay không.

Đối với trục của hộp giảm tốc làm việc trong điều kiện chịu tải trọng trung bình thì ta

chọn vật liệu làm trục là thép C45 thường hoá có cơ tính như sauGVHD: Nguy ễn Văn Huyến





σ b= 600 Mpa; σ ch= 340 Mpa; Với độ cứng là 200 HB.

ứng suất xoắn cho phép [τ ] = 12 ÷ 30 Mpa tuỳ thuộc vào vị trí đặt lực ta đang xét.

Sơ đồ sơ bộ bộ truyền trong hộp giảm tốc (Hình 1).

Hình 6.1 Khoảng cách giữa các gối đỡ





P

V

Hình 6.2: Chiều quay của các trục

Fa 1 Fa 2

Fr1

Fr2

Ft1

Ft2

n1

n2

F rd 1

F rx 2

y

z

x

Hình 6.3. Chiều quay và lực tác dụng lên trục khi bánh răng làm việc2.1.Tính thiết kế trục.





1. Xác định sơ bộ đường kính trục.

Đường kính trục sơ bộ được xác định theo công thức

[ ]3

.2,0

Td

τ≥ (mm).

Trong đó: - T là mômen xoắn tác dụng lên trục.TI = 8023,32 Nmm; TII = 30260,44 Nmm; TIII = 109419,79 Nmm; TIV =

248567,8 Nmm

- [τ ]= 12 ÷ 30 (MPa) là ứng suất xoắn cho phép. Chọn [τ ]= 15

-đường kính sơ bộ trục 1

⇒ dsb

I ≥ 3

].[2,0 τ

I T = 3

15.2,0

8023,32= 13,88 (mm);

Để phù hợp với động cơ ta lấy d sb

I = 28 (mm)

d sb

II ≥ 3

].[2,0 τ

II T = 3

15.2,0

30260,44= 21,6 (mm); lấy d sb

II = 25 (mm)

d sb III ≥ 3

].[2,0 τ

III T

=3

15.2,0 109419,79 = 33,16 (mm); lấy d sb

III = 35 (mm)

d sb

IV ≥ 3

].[2,0 τ

IV T = 3

15.2,0

248567,8= 43,59 (mm); lấy d sb

IV = 45 (mm)

- . Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực:

Tra bảng 10.2 ,từ đường kính sơ bộ d ,xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn b o

ta chọn dI = 28 (mm);

- Đường kính sơ bộ của trục II: d sb II =25 (mm);

- Đường kính sơ bộ của trục III: d sb

III = 35 (mm);

- Đường kính sơ bộ của trục IV: d sb

IV = 45 (mm).

Dựa vào đường kính sơ bộ của các trục vừa tính toán, ta xác định được gần đúng chiềurộng của ổ lăn, theo bảng 10. 2 - tr 189 Tài liệu [1] , ta có:

- Với: d sb

I = 28 (mm) ⇒bo1 = 19 (mm);

- Với: d sb

II = 25 (mm) ⇒bo2 = 17 (mm);

- Với: d

sb

III = 35 (mm) ⇒bo3 = 21 (mm);GVHD: Nguy ễn Văn Huyến





- Với: d sb

IV = 45 (mm) ⇒bo4 = 25 (mmn).

- Phân tích lực tác dụng lên bộ truyền: • Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền:

- Chiều dài moay ơ bánh đai, moay ơ đĩa xích được xác định theo công thức sau:

lmki = (1,2…1,5)dk (IV -2)Trong đó: dk là đường kính của trục đĩa xích hoặc bánh đai;

⇒Chiều dài moay ơ đĩa xích: lm33 =(1,2…1,5). 35 = (42…52,5) mm ;lấy lm33 = 47 (mm);

Chiều dài moay ơ bánh đai bị dẫn: lm22 =(1,2…1,5). 25 = (30… 37,5) mm;

lấy: lm22 = 35 (mm);Chiều dài moay ơ bánh đai dẫn (với dk bằng 0,8 lần đường kính của trục động

cơ):lm13 = (1,2…1,5).d = (38,4…48) mm; lấy: lm13 = 45 (mm);

- Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng xác định theo công thức:

lmki = (1,2…1,5)dk (IV -3)Trong đó dk là đường kính của trục bánh răng trụ răng nghiêng

⇒Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng nhỏ:

lm23 = (1,2…1,4). 25 = (30…35) mm; lấy lm23 = 32 (mm);Chiều dài moay ơ bánh răng trụ răng nghiêng lớn:lm32 = (1,2…1,4). 35 = (42…49) mm; lấy lm32 = 45 (mm);

- Chiều dài moay ơ nửa khớp nối (đối với nối trục vòng đàn hồi):

lmki = (1,4…2,5)dk (IV -4)Trong đó d là đường kính của trục bánh đai dẫn, được nối với trục của động cơ bằng kếtcấu nối trục vòng đàn hồi. Theo đó, ta có dI = 32 (mm)

⇒lm12 = (1,4…2,5). 28 = (39,2…70) mm; lấy lm12 = 55 (mm)

- Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10. 3 - tr 189 - Tài liệu [1],, tacó:+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng

cách giữa các chi tiết quay: k 1 = (8…15) mm; lấy k 1 = 10 (mm);+ Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp:

k 2 = (5…15) mm; lấy k 2 = 8 (mm);+ Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ:

k 3 = (10…20) mm; lấy k 3 = 15 (mm);+ Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông:





hn = (15…20) mm; lấy hn =20 (mm)

-Sử dụng các kí hiệu như sau

K: số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc

i:số thứ tự của tiết diện trục ,trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng

lki :khoảng cách từ gối đỡ O đến tiết diện thứ I trên trục k

lmki:chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ I trên trục k

lcki: khoảng công xôn trên trục thứ k tính từ chi tiết thứ i ở ngoàI hộp giảm tốc đến

gối đỡ.

Lcki=0,5(lmki +b0) +K 3+hn

-Trục I :

lc12=0,5(lm12 + bo) +K 3 +hn

=0,5(55+19)+15+20

=72 (mm)

theo bảng 10.4Tài liệu[1] ,ta có

l12=-lc12=-72(mm) ,chọn l12=72(mm)

l13=0,5(lm13+ bo)+K 1 + K 2

=0,5(45+19)+10+5

=47(mm) chọn l13 =47 (mm).

l11=2.l13=2.45=90(mm) .

-Trục II:

l21=l11=2.45 = 90(mm)





l23=0,5(lm23+bo)+K 1+K 2

=0,5(32+19)+15+20

=60,5(mm) ,chọn l23=61(mm)

l22=l13=45(mm)

3 .Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục3.1:trục 1

x

z

y Fy12Fy10

Fr1Fx12

Ft1

Fx11

Fy11

Fa1

Fx10

FrFy12

Fx12

Fr

15°C

DB

A

l11

l13l12

Hình 6.4 Sơ đồ các lực tác dụng lên trục hai

a. Xác định các lực tác dụng lên trục- Các lực tác dụng lên trục I gồm có:

+ Mô men xoắn từ trục I truyền cho trục I, MI = 30260,44 (Nmm);+Lực vòng:

Ft1= 86,14478,41

30260,44.2.2

13

1 ==wd

T (N)





+ Lực hướng tâm Fr 1:

Fr1=Ft1. tgα tw. cosβ (V -3)⇒Fr1=1447,86. Tg20,6250 . cos14,640 =527,24 N

+Lực dọc trục :Fa1 :Fa1 =Ft1. tgβ (V -4)

⇒Fa1 =1447,86. tg14,640=378,22 N

- Lực của bánh đai tác dụng lên trục:

do đường nối tâm của bộ truyền đai làm với phương ngang 1 góc α = 15o do đó lực FR

từ bánh đai tác dụng lên trục được phân tích thành hai lực:

Fx12 = FR sinα = 302,689. Sin15 = 78,34(N)

Fy12 = FR cosα = 302,689.cos15 = 292,37 (N)

• Tính phản lực tại các gối đỡ B và D:- Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ B và C theo hai phương x và y như

hình vẽ. Ta tính toán được các thông số như sau:+ Phản lực theo phương của trục y:

Σ Mx(D) = Fy12.(l11+l12)+Fy10.l11-Fr1.(l11-l13) -Fa1.dw1/2= 0

Fy10 =11

121112131111

1 )().(2

.

l

l l F l l F d

F yr w

a +−−+

Fy10 =90

162.37,29245.24,5272

8,41.22,378 −+ = -174,8 (N);( vậy ngược chiều

với hình vẽ)

Σ F(y) = Fy12+Fy10-Fy13+Fy11= 0

⇒ Fy11 = 527,24-292,37-(-174,8)= 409,35 (N) (đúng với chiều trên hình vẽ)

.





+ Phản lực theo phương của trục x:

Σ Mx(D) = -Fx12.(l11+l12)-Fx10.l11+Fr1.(l11-l13) = 0

⇒Fx10=11

1311211 )11.().(12

l

l l F l l Fxt −++−

=582,9 (N);(cùng chiều hình vẽ)

Σ F(x) = Fx12+Fx10-Fx13+Fx11= 0

⇒Fx11= -78,34-582,9+1447,86 =816,62 N

b. Tính đường kính của trục

Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d sb

I = 28 (mm), vật liệu chế tạo

trục là thép 45, tôi cải thiện, có σ b ≥ 600 MPa; theo bảng 10. 5 - tr 195 Tài liệu [1],ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là:

[σ ] = 63 MPa.

Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức:

d = 3

].[1,0 σ

td M (V -5)

Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau:

Mtd = 222.75,0 z y x M M M ++ (V -6)

• Xét các mặt cắt trên trục I:

+ Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp then với bánh đai bị động của bộ truyền:

- Mô men uốn M A

x = M A

y = 0

- Mô men xoắn M A

z = MI = 30260,44 (Nmm);

- Mô men tương đương trên mặt cắt A:

M A

td = 2)44,30260.(75,0 = 26206,3 (Nmm)

- Kích thước của trục tại mặt cắt A: dA = 3

63.1,0

26206,3= 16,08 (mm);

- Do mặt cắt tại A có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta

tính được đường kính của trục tại mặt cắt A là:dA = 16,08 + 0,04. 16,08 = 16,72 (mm); ta chọn dA = 17 (mm)

+ Xét mặt cắt trục tại điểm B - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:GVHD: Nguy ễn Văn Huyến





- Mô men uốn M B

x = Fx12.l12 = 78,34.72 = 5640,48 (Nmm);

- Mô men uốn M B

y : M B

y = Fy12.l12 = 292,37.72= 21050,64 (Nmm);

- Mô men xoắn M B

z = 30260,44 (Nmm);

- Mô men tương đương trên mặt cắt B:

M B

td = 222)44,30260.(75,0)64,21050()48,5640( ++ = 34244,38 (Nmm);

- Kích thước của trục tại mặt cắt B: dB = 3

63.1,0

38,34244= 17,58 (mm). ta chon dB=20

mm

+ Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp bánh răng nghiêng 1:- Mô men uốn M C

x : M C

x =-Fx12.(l12+l13)+Fx10.l13

=-78,34.117+582,9.45=31203,72 N

- Mô men uốnM

C y

: M C

y

p= Fy11.(l11-l13)+2

. 11

wr

d F = 29440,66 (Nmm);

M C

yt = Fy12.(l12+l13)-

2. 1

13w

z

d F +Fy10.l13 = 15321,97 (Nmm);

- Mô men xoắn M C

z = 0 (Nmm);

- Mô men tương đương trên mặt cắt C:M C

td = 222 )0(75,0)97,15321()06,29440( ++ = 33188,55 (Nmm);

- Kích thước của trục tại mặt cắt C: dC = 3

63.1,0

55,33188= 17,4 (mm);

- Do mặt cắt tại C có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta

tính được đường kính của trục tại mặt cắt C là:dC = 17,4 + 0,04. 17,4 = 24,27 (mm); ta chọn dC = 25 (mm

+ Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp bánh răng D:

- Mô men uốn M D

x = 0;- Mô men uốn M

D

y = 0

- Mô men xoắn M D

z = 0 (Nmm);

- Mô men tương đương trên mặt cắt D:

M D

td = 0(Nmm);

- Kích thước của trục tại mặt cắt D: dD = 0(mm)

- Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi

chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngụng trục tại B và Dlà như nhau:





dB = dD = 25 (mm).Ta chọn dD = 25 (mm).





F y1 2

Fx1 0

Fy1 0

Fa1

Ft1

Fx1 1

Fy1 1

Fr1

7 2 4 7

F x1 2

F y1 2

Fx 1 2Fr 1

Fy1 0

Fa 1

Ft1

Fx 1 0

Ma 1

Mt 1

Fx1 1

Fy1 1

2 1 0 5 0 , 6 4

2 9 4 4 0 , 0 6

1 5 3 2 1 , 9 7

My

Mx

3 0 2 6 0 , 4 4

Mz

N m m

N m m

N m m

Ø 1 7

Ø 2 0

Ø 2 5

9 0

5 6 4 0 , 4 8

3 1 2 0 3 , 7 2

Z

XY F d

F x1 2

F y1 2

Hình6.5 Kết cấu trục hai





3.2:trục 2

Fr2

Fa2

Ft2

x

z

y

Fy23 Frx

Fx23

Fy20

Fx20

Fx21

Fy21

K P

QS

15°

Fy23 Frx

Fx23

l23l21

l22

Hình 6.6 Sơ đồ các lực tác dụng lên trục III

a- Các lực tác dụng lên trục II:

- Mô men xoắn truyền từ trục II cho trục III, MI = 109419,79 (Nmm);

- Lực vòng Ft2 = Ft1 = 1447,86 (N);- Lực tác dụng lên trục do bộ truyền xích, với Frx = 1037,7 (N); trong đó:

Fx23 = Frx. sin 15o = 268,57 (N); Fy23

= Frx. Cos15o = 1002,34 (N);

- Lực chiều trục: Fr2 = Fr1 = 527,24 (N);

- Lực hướng kính: Fa2 = Fa1 = 378,22 (N);

Tính phản lực tại các gối đỡ K và Q:- Giả sử phản lực tại các gối đỡ K và Q có chiều như hình vẽ, ta tính các phản lực

này:

+ Phản lực theo phương y:

∑MK(x) = -Fy23.( l21+l23 )+ Fy21. l21 + Fr2.l22 – Fa2.2

2md = 0

⇒Fy21 =21

2

22321232222

.)(

l

d F l l F l F m

a yr −++−

= 1330,25 (N);

∑F(Y) = -Fy20 + Fr2 +F21 -Fy23 = 0

⇒Fy20 = Fr2 + Fy21-Fy23 = 527,24- 1002,34 +1330,25 =855,15 (N);GVHD: Nguy ễn Văn Huyến





Như vậy ta thấy chiều của phản lực Fy20 theo phương Y tại gối đỡ K có chiều đúnglà chiều ngược lại với hình vẽ trên.

+ Phản lực theo phương x:

∑MK(y) = F 23 x .(l21 + l23)- Fx21.l21 +Ft2. l22 = 0

⇒ Fx21 = Fx21 =21

232123222 )(.

l

l l F l F xt ++=

90

75241,26845.86,1447 +

= 1443,58 (N);

=-Fx20 - Ft2+ Fx21 - F 23 x = 0

⇒Fx20 = - Ft2+Fx21 -F 23 x = -1447,86 + 1443,58 – 268,75 = -273,03 (N); Như vậy ta thấy chiều của các phản lực Fx21theo phương X tại gối đỡ Q như hình vẽtrên có chiều đúng là chiều ngược lại.

b. Tính đường kính của trục:

- Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục ta có: d sb

II = 35 (mm), vật liệu chế tạo trục là

thép 45, tôi cải thiện, có σ b ≥ 600 MPa, ; theo bảng 10. 5 - tr 195 - Tài liệu [1], ta cótrị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là:

[σ ] = 63 MPa.

Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức (IV -8):

d = 3

].[1,0 σ

td M (V -7)

Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau:

Mtd = 222.75,0 z y x M M M ++ (V -8)

• Xét các mặt cắt trên trục II:

+ Xét mặt cắt trục tại điểm K - điểm có lắp ổ lăn với vỏ của hộp giảm tốc;

- Mô men uốn M K

x = M K

y = 0

- Mô men xoắn M K

z = 0

+ Xét mặt cắt trục tại điểm P - điểm có bố trí rãnh then lắp bánh răng nghiêng lớn:

- Mô men uốn M P

x = F x20. l22 = 1174,91.45 = 52870,95 (Nmm);

- Mô men uốn M P

y :

M )(t P

y = Fy20. l22+ Mz22 = 855,15.45 +2

.158,13378,22= 68385,7 (Nmm);

M )( p P

y = F

y23

.(l21-l22+l23) + Fy21(l21 – l22)+ Mz22





= 272148,75 (Nmm)

- Mô men xoắn M P

z = 109419,79 (Nmm);

- Mô men tương đương trên mặt cắt P:Xét thấy mô men ở mặt cắt phía bên phải của điểm P có giá trị lớn hơn mô men ở mặt cắt phía bên trái của điểm P, nên ta tính mô men tương đương của mặt cắt trụctại điểm P theo:

M P

td = 222)79,109419.(75,0)75,272148() 52870,95( ++ = 289333,3

(Nmm);

- Kích thước của trục tại mặt cắt P: dP == 3

63.1,0

289333,3= 35,8 (mm)

- Do mặt cắt tại P có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó tatính được đường kính của trục tại mặt cắt P là:dP = 35,8 + 0,04. 35,8 = 37,24 (mm); ta chọn dP = 40 (mm)

+ Xét mặt cắt trục tại điểm Q - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc:

- Mô men uốn M Q

x: M Q

x= Fx23. l23 = 268,75. 61 = 16393,75 (Nmm)

- Mô men uốn M Q

y :

M Q

y

= Fy23

l23 = 1002,34.61 = 61142,74 (Nmm);

- Mô men xoắn M Q

z = 109419,79 (Nmm);

- Mô men tương đương trên mặt cắt Q:

M Q

td = 222 )79,109419(75,0)74,61142()75,16393( ++ = 113959,23 (Nmm);

- Kích thước của trục tại mặt cắt Q: dQ = 3

63.1,0

23,113959= 26,25 (mm);

- Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi

chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại K và Q là như nhau:

dK

= dQ

= 35 (mm).+ Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp bánh xích S:

- Mô men uốn MS

y = 0;

- Mô men uốn M S

x = 0;

- Mô men xoắn M S z 109419,79 (Nmm);

- Mô men tương đương trên mặt cắt S:

M S

td = 2)79,109419.(75,0 = 94760,3 (Nmm);





- Kích thước của trục tại mặt cắt S: dS = 3

3,6.1,0

3,94760= 24,68 (mm)

- Do tại mặt cắt S có lắp bánh xích, cần có rãnh then nên kích thước của trục phảităng thêm 4%, theo đó kích thước của trục tại mặt cắt S là:dS = 24,68 + 0,04. 24,68 = 25,66 (mm)

Ta chọn dS = 30(mm).





l2 1

Fx 2 0

Fy 2 0 y 2 2

Fx 2 2

z 2 2

y 2 1

x 2 3

Mx 2 2

Mz 2 2

6 8 3 8 5 , 7

2 7 2 1 4 8 , 7 5

6 1 1 4 2 , 7 4

My N m m

Mx N m m

1 0 9 4 1 9 , 7 9

Ø 3 0 Ø

3 5

Ø 4 0

Ø

3

5

Mz N m m

r 2

a 2

y 2 0

°

5 2 8 7 0 , 9 5

Fx 2 0

1 6 3 9 3 , 7 5

Hình 6.7 Sơ đồ kết cấu trục III





4-Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.

- Khi xác định đường kính trục theo công thức (V -7), ta chưa xét tới các ảnhhưởng về độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu trình ứng suất, sựtập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt…. Vì vậy sau khi xácđịnh được đường kính trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kểđến các yếu tố vừa nêu.

- Kết cấu của trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các

tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau đây:

s j = 22

.

j j

j j

s s

s s

τ σ

τ σ

+

≥ [s] (V -9)

Trong đó :[s] - hệ số an toàn cho phép, [ s] =(1,5….2,5); lấy [s]=2

sσ j , sτ j - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêngứng suất tiếp tại mặt cắt j.

sσ j =σ σ

ψ σ σ

σ

mjajdj K +−

.

1

(V -10)

sτ j= mjajdj K τ ψ τ

τ

τ τ +

−1

(V -11)

Với σ -1,τ -1 - giới hạn mỏi và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng, với thép 45 có σ b =600 MPa;

⇒ σ -1 = 0,436. σ b = 0,436. 600 = 216.6 MPa

τ -1 = 0,58. σ -1 = 0,58. 216,6 = 151,73 MPa

ψ σ ,ψ τ - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình tới độ bền mỏi,

theo bảng 10. 7 - tr 197 Tài liệu [1], với σ b = 600 MPa, ta có:

ψ σ = 0,05 ; ψ τ = 0

- Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kỳ đối xứng nên:

σ mj = 0 ; σ aj = σ maxj = j

j

W

M (V -12)

- σ a, τ a, σ m là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt

mà ta đang xét. Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳmạch động, do vậy:





τ mj = τ aj =2

max jτ =

oj

j

W

T

.2(V -13)

Với W j , Woj - mô men cản uốn và mô men cản xoắn tại mặt cắt đang xét.Ta kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp ổ lăn trên trục I - vị trí điểm B

Từ công thức (IV -12), với:

M B

u = 22 )()( B

y

B

x M M + 22 21050,645640,48 + = 21793,22 (Nmm);

WC =32

. 3C d π

=32

25.14,33

= 1533,20 (mm3)

⇒ σ aB =20,1533

12,51936= 33,87

Từ công thức (IV -13), với:TB = TI1 = 30260,44 (Nmm);

W B

0 =16

.3

Bd π =

16

20.14,3 3

= 1570 (mm3)

⇒ τ aB = τ mB = B B

W

T

0.2 =1570.2

44,30260= 9, 63

Hệ số K σ dj và K τ dj được xác định theo các công thức sau:

K σ dj = y

x

K K

K

1−+σ

σ

ε (V -14)

K τ dj = y

x

K

K K

1−+τ

τ

ε (V -15)

Trong đó:K x - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia

công và độ nhẵn bóng bề mặt. Theo bảng 10. 8 - tr 197 Tài liệu [1], ta có :

K x = 1,06 , với σ b = 600 MPa, tiện đạt R a 2,5…0,63;K y - hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10. 9 - tr 197 - Tài liệu [1], ta chọn với

phương pháp gia công tăng bền bề mặt bằng tôi bằng dòng điện tần số cao, ta có: K y =1,6

ε σ , ε τ - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằngvật liệu thép các bon có đường kính d = 25 (mm), theo bảng 10. 10 - tr 198 - Tài liệu

[1], ta có: ε σ = 0,9 , ε τ = 0,85;





K σ , K τ - trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trục córãnh then và gia công bằng dao phay ngón. Theo bảng 10. 12 - tr 199 - Tài liệu [1], ta

có: K σ = 1,76 ; K τ = 1,54;Thay các giá trị trên vào (IV -14) và (IV -15), ta được:

K σ dj =6,1

106,19,0

76,1−+

= 1,26

K τ dj =6,1

106,185,0

54,1−+

= 1,17

Thay các kết quả trên vào công thức (IV -10) và (IV -11), ta tính được:

sσ j = 0.05,087,33.26,1

6,261

+= 6,13

sτ j =063,9.17,1

73,151

+ = 13,46

Theo (IV -10), ta tính được: s = 22 46,1313,6

46,13.13,6

+= 5,57 > [s] = 2

Ta kiểm nghiệm cho mặt cắt tại điểm có lắp bánh răng trên trục II - vị trí điểm P:Từ công thức (IV -12), với:

M P

u = 22 )()( P

y

P

x M M + 22 90365,8552870,95 + = 104696,34(Nmm);

Theo bảng 10. 6 - tr 196 - Tài liệu [1], trục có 1 rãnh then. Với đường kính trục là d =40 (mm), tra bảng 9. 1a - tr 173 - Tài liệu [1], ta có các thông số của then bằng: b = 12(mm), t1 = 5 (mm)

WP =32

. 3 P d π

-d

t d t b

2

)(. 211 −

=32

40.14,3 3

-40.2

)540(5.12 2−= 5361,25 (mm3)

⇒ σ aP = 5361,25

104696,34= 19,5

Từ công thức (IV -14), với:T p = TII = 109419,79 (Nmm);

W P

0 =d

t d t bd P

2

)(.

16

. 211

3 −−

π =

40.2

)550.(5.12

16

40.14,323 −− = 11641,25 (mm3)

⇒ τ aP = τ mP = P P

W

T

0.2 = 25,11641.2

79,109419= 4,7

Hệ số K σ dj và K τ dj được xác định theo các công thức sau:





K σ dj =

y

x

K

K K

1−+σ

σ

ε (V -14)

K τ dj = y

x

K

K K

1−+τ

τ

ε (V -15)

Trong đó:K x - hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia

công và độ nhẵn bóng bề mặt. Theo bảng 10. 8 - tr 197 – Tài liệu [1], ta có :

K x = 1,06 , với σ b = 600 MPa, tiện đạt R a 2,5…0,63;

K y - hệ số tăng bền bề mặt trục, tra bảng 10. 9 - tr 197 - Tài liệu [1], ta chọn với phương pháp gia công tăng bền bề mặt bằng tôi bằng dòng điện tần số cao, ta có: K y =1,65

ε σ , ε τ - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục làm bằngvật liệu thép các bon có đường kính d = 40 (mm), theo bảng 10. 10 - tr 198 - Tài liệu

[1], ta có: ε σ = 0,85 , ε τ = 0,78 ;

K σ , K τ - trị số của hệ số tập trung ứng suất thực tế trên bề mặt trục, đối với trục córãnh then và gia công bằng dao phay ngón. Theo bảng 10. 12 - tr 199 – Tài liệu [1], ta

có: K σ = 1,76 ; K τ = 1,54;Thay các giá trị trên vào (IV -15) và (IV -16), ta được:

K σ dj =6,1

106,185,0

76,1 −+= 1,45

K τ dj =6,1

106,178,0

54,1−+

= 1,27

Thay các kết quả trên vào công thức (IV -10) và (IV -11), ta tính được:

sσ j =0.05,003,20.45,1

6,261

+ = 9,01

sτ j = 005,10.27,173,151

+= 11,38

Theo (VI -10), ta tính được: s = 22 38,1101,9

38,11.01,9

+= 7,06 > [s] = 2.

Như vậy trục II và trục III đảm bảo điều kiện bền mỏi.5:Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh





Để tránh biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng trục do quá tảI đột ngột, ta cần tiếnhành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức:

σ td = 22 3τ σ + ≤ [σ ] (V -16)

Trong đó: σ = 3

max

.1,0 d

M (V -17)

τ = 3

max

.2,0 d

T (V -18)

Mmax , Tmax - mô men uốn lớn nhất và mô men xoắn lớn nhất tại mặt cắt nguy hiểmlúc quá tải. Theo biểu đồ mô men, ta có: K qt = 1,5 ;

Mmax = Mu. K qt

Tmax = T. K qt [σ ] = 0,8. σ ch , với thép 45 thường hóa có: σ ch = 340 MPa;

⇒ [σ ] = 0,8. 340 = 272 MPa.

a) Kiểm nghiệm cho trục I:Mặt cắt nguy hiểm của trục I là tại vị trí B, với:

Mmax = M B

u . K qt = 21793,22. 1,5 = 32689,83 (Nmm)

Tmax = TI . K qt = 30260,44. 1,5 = 45390,66 (Nmm)dI = 20 (mm)

⇒ σ = 320.1,0

83,32689= 40,86 (N/mm2)

τ = 320.2,0

66,45390= 28,37 (N/mm2)

Thay vào công thức (IV -16), ta tính được:

σ td = 22 29,5.362,7 + = 63,9 (MPa) < [σ ] = 272 (MPa).

b) Kiểm nghiệm cho trục II:Mặt cắt nguy hiểm của trục III là tại vị trí P, với:

Mmax = M

P

u . K qt = 104696,34. 1,5 = 157044,51 (Nmm)Tmax = TII . K qt = 109419,79. 1,5 = 164129,68 (Nmm)dII = 40 (mm)

⇒ σ = 340.1,0

51,157044= 24,5 (N/mm2)

τ = 340.2,0

68,164129= 12,8 (N/mm2)

Thay vào công thức (IV -16), ta tính được:

σ td = 228,12.35,24 + = 30,07 (MPa) < [σ ] = 272 (MPa).





Như vậy hai trục I và II đảm bảo điều kiện bền tĩnh.

Phần VII – TÍNH CHỌN THEN7.1:Chọn then cho trục I

• Đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng nghiêng nhỏ d = 25 (mm), theo bảng 9.1a- tr 173 – Tài liệu [1], ta có các kích thước của then như sau:

b = 8 (mm), h = 7 (mm), t1 = 4 (mm), t2 = 2,8 (mm)bán kính góc lượn cả rãnh r: r max = 0,25 (mm) , r min = 0,16 (mm)

Từ phần tính toán của trục, ta có chiều dài moay ơ của bánh răng nghiên nhỏ là:

lm13 =45 (mm)Với lt1 = (0,8…0,9)lm13 = (36…40,5) mm

Theo tiêu chuẩn, tra bảng 9. 1a - tr173 - Tài liệu [1], ta có chiều dài của then là: lt1 = 40(mm).

-Kiểm nghiệm sức bền dập cho then theo công thức:

σ d =).(.

.2

1t hl d

T

t

I

− ≤ [σ d] (VI -1)

Trong đó: TI = 30260,44 (Nmm);

lt = lt1 - b = 40 - 8 = 32 (mm) - chiều dài làm việc của then;[σ d] - ứng suất dập cho phép, theo bảng 9. 5 – tr 178 Tài liệu [1] , có

[σ d] =100 (MPa) va đập nhệ

⇒ σ d =)48.(32.25

44,30260.2

−= 18, 9 (MPa) <[σ ] = 100 (MPa)

Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập.-Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then:

τ c =bl d

T

t

I

..

.2 ≤ [τ c] (VI -2)

Thay các giá trị vào công thức ta có:

τ c =8.32.25

44,30260.2= 9,45 (MPa)

Với [τ c] – ứng suất cắt cho phép, [τ c] = (60…90) MPa

⇒ τ c < [τ c] ; Vậy then đảm bảo diều kiện bền cắt.

• Đường kính trục tại vị trí lắp bánh đai bị dẫn d = 17 (mm), theo bảng 9.1a - tr 173 - Tài liệu [1], ta có các kích thước của then như sau:

b = 6 (mm), h = 6 (mm), t1 = 3,5 (mm), t2 = 2,8 (mm)GVHD: Nguy ễn Văn Huyến





bán kính góc lượn cả rãnh r: r max = 0,25 (mm) , r min = 0,16 (mm)Từ phần tính toán của trục, ta có chiều dài moay ơ của bánh đai bị dẫn là:

lm12 = 55 (mm)Với lt1 = (0,8…0,9)lm12 = (44…49,5) mmChọn lt1=45 mm

-Kiểm nghiệm sức bền dập cho then theo công thức:

σ d =).(.

.2

1t hl d

T

t

I

− ≤ [σ d] (VI -1)

Trong đó: TI = 30260,44 (Nmm);lt = lt1 - b = 45 - 6 = 39 (mm) - chiều dài làm việc của then;

[σ d] - ứng suất dập cho phép, theo bảng 9. 5 – tr 178 -- Tài liệu [1] , có[σ d] =100 (MPa) va đập nhệ

⇒ σ d =)5,36.(39.17

44,30260.2

−= 36,5 (MPa) <[σ ] = 100 (MPa)


τ c =bl d

T

t

I

..

.2 ≤ [τ c] (VI -2)


τ c =6.39.17

44,30260.2= 15,21 (MPa)



VI -2:Chọn then cho trục II• Đường kính trục tại vị trí lắp bánh răng nghiêng lớn d = 40 (mm), theo bảng 9.1a

- tr 173 - Tài liệu [1], ta có các kích thước của then như sau:


Từ phần tính toán của trục, ta có chiều dài moay ơ của bánh răng côn nhỏ là:lm22 = 35 (mm)

Với lt1 = (0,8…0,9)lm12 = (28…31,5) mmTheo tiêu chuẩn, tra bảng 9. 1a - tr173 - Tài liệu [1], ta có chiều dài của then là: lt1 = 32

(mm).-Kiểm nghiệm sức bền dập cho then theo công thức:





σ d =).(.

.2

1t hl d

T

t

II

− ≤ [σ d] (VI -1)

Trong đó: TII = 109419,79 (Nmm);lt = lt1 - b = 32- 12= 20 (mm) - chiều dài làm việc của then;

[σ d] - ứng suất dập cho phép, theo bảng 9. 5 – tr 178 Tài liệu [1] , có

[σ d] =100 (MPa)

⇒ σ d =)512.(20.40

109419,79.2

−= 39,07 (MPa) <[σ ] = 100 (MPa)


τ c = bl d

T

t

II

..

.2

≤ [τ c] (VI -2)


τ c =12.20.40

109419,79.2= 22,8 (MPa)



• Đường kính trục tại vị trí lắp bánh xích dẫn d = 34 (mm), theo bảng 9.1a - tr 173Tài liệu [1], ta có các kích thước của then như sau:


Từ phần tính toán của trục, ta có chiều dài moay ơ của bánh đai bị dẫn là:lm23 = 47 (mm)

Với lt1 = (0,8…0,9)lm23 = (37,6…42,3) mmTheo tiêu chuẩn, tra bảng 9. 1a - tr173 - Tài liệu [1], ta có chiều dài của then là: lt1 = 40

(mm).a- Kiểm nghiệm sức bền dập cho then theo công thức:

σ d =).(.

.2

1t hl d

T

t

II

− ≤ [σ d] (VI -1)

Trong đó: TIII = 109419,79 (Nmm);lt = lt1 - b = 40 - 10 = 30(mm) - chiều dài làm việc của then;

[σ d] - ứng suất dập cho phép, theo bảng 9. 5 - tr 178 - Tài liệu [1], có

[σ d] =100 (MPa)

⇒ σ d =)510.(30.34

109419,79.2

−= 42,9 (MPa) <[σ ] = 100 (MPa)





Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập.b- Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then:

τ c = bl d T t

II

...2 ≤ [τ c] (VI -2)


τ c =10.30.34

109419,79.2= 21,45 (MPa)



Phần VIII – TÍNH CHỌN Ổ TRỤC 1. Chọn ổ lăn cho trục I.

a.Chọn loại ổ lăn.Tải trọng hướng tâm nhỏ, chỉ có lực hướng tâm, dùng ổ bi đỡ - chặn cỡ nhẹ cho

các gối đỡ 0 và 1. bChọn sơ bộ kích thước ổ. Ký hiệu d mm D mm B=T

mmr,

mmr 1,

mmC kN

C o kN

46204 20 47 14 1,5 7,94 11,6 7,79

(bảng P2.7 phụ lục).

b.Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ.Tải trọng hướng tâm của ổ:

)(17,96347,350897,15 22210

2100 N F F F y xr =+=+=

)(3,8591,62934,585 22211

2111 N F F F y xr =+=+=

Vậy ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn là ổ 1Tải trọng động quy ước Q đối với ổ bi đỡ được xác định theo công thức (11.3):

Q= X.V.Fr .k t.k đTrong đó :

X – Hệ số tải trọng hướng tâm.Y – Hệ số tải trọng dọc trục.

Theo bảng11.4 Trang.215, Tài liệu [1] với ổ lăn 1 dãy iFa/Co = 0 và Fa/VFr =0 < e

=> X=1,Y=0Fr ,Fa – Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục. Fa=0(N)





V – Hệ số kể đến vòng nào quay. Vòng trong quay V=1k t – Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt=1(nhiệt độ t≤ 100°C)k d – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Theo bảng 11.3 ta có k d=1 (tải trọng va

đập nhẹ)Vậy tải trọng động quy ước :

Q= XVFr .k t.k d = 1.1.859,3.1.1 = 859,3 (N)Tải trọng động tương đương được xác định theo công thức (11.13)

m

h

2h

m

1

2

h

1h

m

1

1m

i

imi

EL

L.

Q

Q

L

L.

Q

Q.Q

L

LQQ

+

==

∑Trong đó:

m – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn với ổ bi m=3Li – Thời hạn khi chịu tải trọng Qi (triệu vòng quay)

Thời hạn Li khi chịu tải trọng Qi được xác định theo công thức (11.13): Li=60n.Lhi/106

Thời hạn Lhi khi chịu tải trọng Qi (giờ) được xác định theo sơ đồ tải trọng thời hạn phục vụ.

Với tổng thời hạn phục vụ Lh =24000(giờ)T2 = 0,6.T1; t1 = 4 (h); t2 = 4(h); tck = 8 (h)=> Q2 = 0,6.Q1 ; Lh1 = 12000 (h) ; Lh2 = 12000(h)

Khả năng tải động của ổ được xác định theo công thức (11.1):m

d LQC =

Tải trọng động tương đương:

96,7278

4.6,0

8

4.1.859,3... 3

332

1

21

1

1 =+=

+

= m

h

h

m

h

h

m

E L

L

Q

Q

L

L

Q

QQQ N

L = 60.n.Lh/106 = 60.722,5.24000/106 = 1040,4 triệu vòng

=> kN LQC m E d 37,74,1040.728,0 3 === < C =11,6(kN)

Vậy ổ đã chọn là phù hợp.c.Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ.

Theo bảng 11.6, với ổ bi đỡ 1 dãy Xo= 0,6; Y0 = 0,5. Theo công thức (11.19):

Qt = Xo.Fr +Yo.Fa = 0,6.859,3 + 0,5.0 = 515,58NTheo CT 11.20 Qt= Fr

=> Qt < C0 = 7,79kN=7790NVậy ổ đủ khả năng tải.

2.Chọn ổ lăn cho trục II.

Chọn ổ bi đỡ cỡ trung- hẹp

a.Chọn sơ bộ kích thước ổ. Ký hiệu d mm D mm B=T

mm

r,

mm

r 1,

mm

C

kN

C o kN





46307 35 80 21 2,5 1,2 33,4 25,20(bảng P2.12 phụ lục)

b.Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ.Tải trọng hướng tâm trên các ổ:

)(33,15171492,57273,03 22220

2200 N F F F y xr =+=+=

)(2,334915,302258,1443 22221

2211 N F F F y xr =+=+=

Vậy ta tiến hành tính kiểm nghiệm cho ổ chịu tải lớn hơn là ổ 1Tải trọng động quy ước Q đối với ổ bi đỡ được xác định theo công thức (11.3):

Q= X.V.Fr .k t.k đTrong đó :

X – Hệ số tải trọng hướng tâm.

Y – Hệ số tải trọng dọc trục.Theo bảng11.4 TR.215, Tài liệu [1] với ổ lăn 1 dãy iFa/Co = 0 và Fa/VFr = 0 <e

=> X=1,Y=0Fr ,Fa – Tải trọng hướng tâm và tải trọng dọc trục. Fa=0(N)V – Hệ số kể đến vòng nào quay. Vòng trong quay V=1k t – Hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ kt=1(nhiệt độ t≤ 100°C)k d – Hệ số kể đến đặc tính tải trọng. Theo bảng 11.3 ta có k d=1 (tải trọng va

đập nhẹ)Vậy tải trọng động quy ước :

Q= XVFr .k t.k d = 1.1.3349,2.1.1 = 3349,2 (N)Tải trọng động tương đương được xác định theo công thức (11.13)

m

h

2h

m

1

2

h

1h

m

1

1m

i

imi

EL

L.

Q

Q

L

L.

Q

Q.Q

L

LQQ

+

==

∑Trong đó:

m – Bậc của đường cong mỏi khi thử về ổ lăn với ổ bi m=3Li – Thời hạn khi chịu tải trọng Qi (triệu vòng quay)

Thời hạn Li khi chịu tải trọng Qi được xác định theo công thức (11.13): Li=60n.Lhi/106

Thời hạn Lhi khi chịu tải trọng Qi (giờ) được xác định theo sơ đồ tải trọng thời hạn phục vụ.Với tổng thời hạn phục vụ Lh =24000(giờ)

T2 = 0,6.T1; t1 = 4 (h); t2 = 4(h); tck = 8 (h)=> Q2 = 0,6.Q1 ; Lh1 = 12000 (h) ; Lh2 = 12000(h)

Khả năng tải động của ổ được xác định theo công thức (11.1):m

d LQC =

Tải trọng động tương đương:





3,28378

4.6,0

8

4.1.2,3493... 3

332

1

21

1

1 =+=

+

= m

h

h

m

h

h

m

E L

L

Q

Q

L

L

Q

QQQ N

L = 60.n.Lh/106 = 60.191,5.24000/106 = 275,76 triệu vòng=> kN LQC m

E d 46,1876,275.837,2 3 === < C =31,9(kN)Vậy ổ đã chọn là phù hợp.

c.Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ.Theo bảng 11.6, với ổ bi đỡ 1 dãy Xo= 0,6; Y0 = 0,5. Theo công thức (11.19):Qt = Xo.Fr +Yo.Fa = 0,6.3349,2 + 0,5.0 = 2009,7NTheo CT 11.20 Qt= Fr

=> Qt < C0 = 21,7kN=21700NVậy ổ đủ khả năng tải.

Phần IX – BÔI TRƠN ĂN KHỚP VÀ Ổ TRỤC1- Bôi trơn ăn khớp

Nhận xét: vận tốc bánh răng V < 12 m/s ta chọn bôi trơn bằng phương pháp ngâmdầu. Phương pháp bôi trơn ngâm dầu bằng dầu chứa trong hộp giảm tốc, ta chọn loạidầu AK10 có độ nhớt 186/16 . mức dầu trong hộp giảm tốc được xác định như hình vẽ2- Bôi trơn ổ lănổ lăn được bôi trơn bằng mỡ

phần X: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC

1.1- Thiết kế vỏ hộp giảm tốcTheo bảng 18.1 - tr 85 - Tài liệu [2], ta chọn các kích thước của các phần tử cấu tạonên hộp giảm tốc đúc như sau:1- Chiều dày thân hộp:

Với δ =0,03.aw +3=0,03.100 +3=6 chọn δ = 6(mm)

2- Chiều dày nắp bích:

δ 1 = 0,9 . δ = 0,9 .6 = 5,4 (mm), chọn δ 1 = 5(mm)3- Gân tăng cứng:

- Chiều dày e =( 0,8…1) . δ = ( 4,8… 6) (mm) ,chọn e = 6 (mm)

- Chiều cao h < 58 (mm)- Độ dốc: 20

4-Đường kính bu lông:- Bu lông nền : d1 > 12 (mm) , chọn d1 = 13(mm)- Bu lông cạnh ổ : d2 = (0,7…0,8) .d1 = (9,8…11,2) (mm) ,chọn d2 = 10 (mm)





- Bu lông ghép bích và thân : d3 =(0,8…0,9) . d2 = (8…9) (mm) ,chọn d3 = 9 (mm)- Bu lông ghép nắp ổ: d4 = (0,6…0,7) .d2 = (6…7) (mm) ,chọn d4 =7 (mm)

- Bu lông ghép nắp cửa thăm: d5 =(0,5…0,6) . d2 =(5…6) (mm) ,chọn d5 = 6 (mm)5- Mặt bích ghép nắp và thân- Chiều dày bích thân hộp S3 = (1,4…1,8) . d3 =(12,6…16,2) (mm) ,chọn

S3=16mm)- chiều dày bích nắp hộp S4 = (0,9…1) . S3 =(14,4…16) (mm) chọn S4=16(mm)

- Bề rộng bích nắp và thân k 3 = k 2 - (3…5) = 34 - (3…5) =(29…31) (mm) ,chọnk 3=31(mm)

6- Kích thước gối trục:Kích thước của gối trục được tra theo bảng 18. 2 - tr 88 - Tài liệu [2], ta có bảng số

liệu như sau:

Trục D D2 D3 D4 h d4 zI 62 75 90 52 8 M6 4

I I 80 100 125 75 10 M8 6

- Tâm lỗ bu lông cạnh ổ: E2 = 1,6 . d2 = 16(mm)R 2 = 1,3 . d2 = 13(mm)

- Bề rộng mặt ghép bu lông cạnh ổ: k 2 = E2 + R 2 + (3…5) (mm)⇒k 2 = 16 + 13 + (3…5) = (32…34) (mm) ,chọn k 2 = 34(mm)

7- Mặt đế hộp:- Chiều dày khi không có phần lồi:

S1 = (1,3…1,5) . d1 = (18,2…21) (mm) ,chọn S1 = 21(mm)- Chiều dày khi có phần lồi:

S1 = (1,4…1,7) . d1 = (19,6…23,8) (mm) chọn S1 = 23(mm)S2 = (1…1,1) . d1 = (14…15,4) (mm) ,chọn S2 = 15(mm)

- Bề rộng mặt đế hộp : k 1 ≈ 3 d1 = 42 (mm) và q ≥ k 1 + 2δ = 42 + 2 . 7 = 56 (mm)8- Khe hở giữa các chi tiết:- Giữa bánh răng với thành trong của hộp

=10mm

Giữa đỉnh của báng răng lớn và đáy hộp:

1 (3…5)=(21…35)mm chọn 1=35mm

9. 2. thiết kế các chi tiết máy khác 1- Chốt định vị :





Để đảm bảo vị trí tương đói của nắp và thân hộp khi gia công cũng như khi lắpghép. Ta chọn chốt định vị là chốt côn. theo bảng 18.4b –tr91 Tài liệu [2], ta có các

kích thước của chốt như sau:d=8mm; c=1,2mm ;l=50mm ;độ côn đường sinh bề mặt trụ:1:50

2- Cửa thăm:Để đổ dầu vào hộp và quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép. Theo bảng

18.5 tr92 - Tài liệu [2]ta chọn được nắp thăm dầu với các thông số sau:

A B A1 B1 C C1 K R Vít Sốlượng

100 75 150 100 125 - 87 12 M8 22 4

3- Nút thông hơi:Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa không khí bên

trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi.Theo bảng 18.6 tr 93- Tài liệu [2]ta chọn được nút thông hơI với các thông số sau:

A B C D E G H I K L M N O P Q R SM27x2 1

530 15 45 36 6 4 4 10 8 22 6 32 18 36 32

4- Nút tháo dầu:Tháo dầu bị bẩn biến chất để thay dầu mới.

Theo bảng 18.7 tr 93 Tài liệu [2]

d b m f L c q D S DoM20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4

5- Chọn que thăm dầu và bôi trơn:Để kiểm tra mức dầu trong hộp , đảm bảo tốt công việc bôi trơn cho bộ truyền của hộp

giảm tốc.6- Chọn vít nâng:

để xiết, đẩy nắt của hộp giảm tốc lên khi cần tháo nắp ra khỏi thân hộp ta chon vít nângM8

9.3 các đặc tính kỹ thuật chủ yếu của hộp giảm tốc1- Mô men xoắn trục vào: 30260,44 (Nmm)2- Mô men xoắn trục ra: 109419,79(Nmm)3- Tốc độ trục vào : 722,5 v/p





4- Tỉ số truyền: 3,785- Trọng lượng:

6- Kích thước: L x W x H : đo trực tiếp trên bản vẽ lắp theo tỷ lệ 1:1

Phần XI: XÂY DỰNG BẢN VẼ LẮP VÀ KIỂU LẮP GHÉP10. 1 Xây dựng bản vẽ lắp

03 bản vẽ A3, mỗi hình vẽ thể hiện 1 hình chiếu của hộp giảm tốc10.2 Chọn các kiểu lắp ghép chủ yếuTheo yêu cầu của từng bộ phận ta chọn các loại mối ghép như sau:

- Chọn lắp ghép giữa trục và vòng trong của ổ là lắp ghép theo hệ thông lỗ kiểu

lắp ghép là H7/k6.- Chọn lắp ghép giữa vòng ngoài của ổ với vỏ hộp là lắp ghép theo hệ thống trục

kiểu lắp ghép H7/h6.- Vòng chắn mỡ quay cùng trục trong quá trình bộ truyền làm việc, để tháo lắp dễ

dàng khi lắp ghép, sửa chữa không làm hỏng bề mặt trục, ta chọn kiểu lắp có độhở K7/h6.

- Bánh răng quay cùng trục chịu mô men xoắn, lực dọc trục, lực hướng kính, để

đảm bảo độ chính xác tin cậy, độ bền của mối ghép và dễ gia công chi tiết lỗ

chọn lắp ghép có độ dôi kiểu H7/k6.- Đối với các mối ghép then then được cố định trên trục theo kiểu lắp có độ dôi

thường lắp theo hệ thống lỗ với sai lệch của then là k6.

:Dựa vào bảng phạm vi sử dụng của các kiểu lắp 20.4 [1] ta có thể lựa chọn các

kiểu lắp thích hợp để lắp các chi tiết lên trục và giữa các chi tiết với nhau. Vì trong quátrình gia công các chi tiết việc gia công lỗ bao giờ cũng kém chính xác hơn gia công

trục do đó ở đây ta cũng ưu tiên gia công trục với cấp chính xác cao hơp cấp 6 và chọnluôn miền dung sai của trục là miền k. Từ đó ta có thể chọn kiểu lắp miền dung sai đồngthời trị số sai lệch giới hạn theo bảng sau:





Bảng10.1. Bảng thống kê dung sai và kiểu lắp

Vị trí lắp ghép Kiểu lắpGiá trị sai lệch giới hạn ( )m µ

Dung sai lỗ Dung sai trục

Nắp ổ và vỏ hộp H7/d11+30 -100

0 -290

Trục và ổ k6+15+2

Vỏ hộp và ổ H7+30

0

Cốc lót và vỏ hộp H7/h6+30 0

0 -19Vòng vung dầu và trục H9/k6

+52 +150 +2

Vành bánh răng và mayơ H7/p6+40 +68

0 +43

Mayơ bánh răng và trục H7/k6+25 +18

0 +2

Trục và ống chèn H9/k6+62 +18

0 +2

Date post:	06-Apr-2018
Category:	Documents
Upload:	hau-duong-duc
View:	222 times
Download:	0 times

Do an Chi Tiet May 1 Cap 348

Documents