Đề án Môn chi tiết máy

× 45 89 + 0,7𝑇 𝑇 6 × 44 89 × 43200 = 20,75× 108chu kì 𝑁𝐻𝐸2 = 60 × 1 × 296 𝑇 𝑇 6 × 45 89 + 0,7𝑇 𝑇 6 × 44 89 × 43200 = 4,3× 108chu kì Số chu kỳ cơ sở:𝑁0𝐹 = 5 × 10 6 chu kì Vì 𝑁𝐹𝐸 > 𝑁0𝐹 nên 𝐾𝐹𝐿1 = 𝐾𝐹𝐿2= 1 Giới hạn mõi uốn cho phép: σ0𝐹𝑙𝑖𝑚 = 1,8𝐻𝐵 (Mpa) σ0𝐹𝑙𝑖𝑚 1 = 1,8 × 250 = 450𝑀𝑝𝑎 σ0𝐹𝑙𝑖𝑚 2 = 1,8 × 235 = 423𝑀𝑝𝑎 Hệ số an toàn : 𝑆𝐻 = 1,75 Ứng suất tiếp xúc cho phép  1 1 σ 450 257,14 1,75 F    Mpa  2 1 σ 423 241,7 1,75 F    Mpa Ứng suất quá tải cho phép (theo 6.10 và 6.11) 𝜎𝐻 𝑚𝑎𝑥 = 2,8𝜎𝑐ℎ2 = 2,8 × 450 = 1260𝑀𝑃𝑎 𝜎𝐹1 𝑚𝑎𝑥 = 0,8𝜎𝑐ℎ1 = 0,8 × 580 = 464𝑀𝑃𝑎 𝜎𝐹2 𝑚𝑎𝑥 = 0,8𝜎𝑐ℎ2 = 0,8 × 450 = 360𝑀𝑃𝑎 GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 17 3.3 TÍNH TOÁN CÁP NHANH : BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG NGHIÊNG 3.3.1 Khoảng cách trục (theo 6.15a) 𝑎𝑤1 = 𝐾𝑎 𝑢1 + 1 𝑇1 × 𝐾𝐻𝛽 𝛹𝑏𝑎 σ𝐻 2𝑢1 3 Theo bảng 6.6 do bánh răng nằm đối xứng với các ổ trục nên 𝛹𝑏𝑎 = 0.3 ÷ 0.5.Chọn 𝛹𝑏𝑎 = 0,3 với răng nghiêng Ka =43 (bảng 6.5) 𝛹𝑏𝑑 = 0,5𝛹𝑏𝑎 𝑢 + 1 = 0,5.0,3. 4,79 + 1 = 0,8685 Theo bảng 6.7 ta chọn 𝐾𝐻𝛽 ≈ 1,12 ⇒ 𝑎𝑤1 = 43 4,79 + 1 25220 × 1,12 0,3 × 504,552 × 4,79 3 = 106,02𝑚𝑚 Chọn 𝑎𝑤1 = 107mm 3.3.2 Xác định các thông số ăn khớp : Theo (6.17) ta có: m = 0,01 ÷ 0,02 aw = (1,07 ÷ 2,14) mm Theo bảng 6.8 chọn môđun pháp m = 2mm Số răng bánh nhỏ 𝑍1 = 2𝑎𝑤1 cos 𝛽 𝑚 𝑢 + 1 Từ điều kiện:8° ≤ 𝛽 ≤ 20° ⇒ 2𝑎𝑤1 . cos 8° 2 𝑢 + 1 ≥ 𝑍1 ≥ 2𝑎𝑤1 . cos 20° 2 𝑢 + 1 ⇒ 2𝑎𝑤1 . cos 8° 2 4,79 + 1 ≥ 𝑍1 ≥ 2𝑎𝑤1 . cos 20° 2 4,79 + 1 ⇒ 18,3 ≥ 𝑍1 ≥ 17,36 .Chọn 𝑍1 = 18 răng Số răng bánh lớn:𝑍2 = 𝑢. 𝑍1 = 4,79 × 18 = 86,22 răng.Chọn 𝑍2 = 87 răng Góc nghiêng răng,ta có: GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 18 cos 𝛽 = 𝑚 𝑍1 + 𝑍2 2𝑎𝑤1 ⇒ β = cos−1 𝑚 𝑍1 + 𝑍2 2𝑎𝑤1 = cos−1 2 18 + 87 2 × 107 ≈ 11°5′43′′ 3.3.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo 6.13 ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc 𝜎𝐻 = 𝑍𝑀 . 𝑍𝐻 . 𝑍𝜀 . 2𝑇1. 𝐾𝐻 𝑢 + 1 𝑏𝑤𝑢𝑑𝑤1 2 Theo bảng 6.5 𝑍𝑀 = 274 𝑀𝑃𝑎 3 Theo 6.35 tan 𝛽𝑏 = cos 𝛼𝑡 . tan 𝛽 = cos 20,35. tan 11,095 ⇒𝛽𝑏 = 10,42° Với: 𝛼𝑡 = 𝛼𝑡𝑤 = 1 1 0 0tan tan 20tan tan 20,35 20 20'59" cos cos11,095                Do đó theo (6.34) 𝑍𝐻 = 2. cos 𝛽𝑏 sin 2𝛼𝑡𝑤 = 2. cos 10,42 sin 2.20,35 = 1,74 Theo (6.37) ta có: 𝜀𝛽 = 𝑏𝑤 sin 𝛽 𝜋. 𝑚 = 0,3.107 sin 11,095 2. 𝜋 = 0,989 Do đó theo (6.38) ta có: 𝑍𝜀 = 1 𝜀𝛼 = 1 1,634 ≈ 0,782 GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 19 Với 1 2 1 1 1,88 3,2 cos Z Z              = 1,88 − 3,2 1 18 + 1 87 cos 11,095° ≈ 1,634 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ 𝑑𝑤1 = 2𝑎𝑤1 𝑢𝑚 + 1 = 2.107 4,79 + 1 = 36,96𝑚𝑚 Theo (6.40) 𝑣 = 𝜋𝑑𝑤1 . 𝑛1 6 × 104 = 𝜋 × 36,96 × 1420 6 × 104 ≈ 2,75 𝑚/𝑠 Theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9 Theo bảng 6.14 với cấp chính xác 9,ta có 𝐾𝐻𝛼 = 1,16;KFα=1,4 Theo (6.42) 𝑉𝐻 = 𝜎𝐻 . 𝑔0 . 𝑣 𝑎𝑤1 𝑢 = 0,002.73.2,75. 107 4,79 = 1,9𝑚/𝑠 Trong đó theo bảng 6.15,𝛿𝐻 = 0,002,theo bảng 6.16 g0=73.Do đó theo (6.41) 𝐾𝐻𝑉 = 1 + 𝑉𝐻𝑏𝑤𝑑𝑤1 2𝑇1. 𝐾𝐻𝛽 . 𝐾𝐻𝛼 = 1 + 1,9 × 32,1 × 36,96 2 × 25220 × 1,12 × 1,16 = 1,034 Theo (6.39) 𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽 . 𝐾𝐻𝛼 . 𝐾𝐻𝑉 = 1,12 × 1,16 × 1,034 = 1,34 Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33) ta được 𝜎𝐻 = 274 × 1,74 × 0,782 2 × 25220 × 1,34. 4,79 + 1 0,3 × 107 × 4,79 × 36,962 = 508,9𝑀𝑃𝑎 Xác định chính xác ứng suất tiếp cho phép Với v = 2,75m/s < 5m/s ta chọn hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc dòng ZV=1.Cấp chính xác về mức tiếp xúc là 9,khi đó cần gia công đạt độ nhám GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 20 𝑅𝑎 = 2,5 … 1,25𝜇𝑚 do đó 𝑍𝑅 = 0,95 với da< 700mm, KXH = 1,do đó theo (6.1) và (6.1a) 𝜎𝐻 ′ = 𝜎𝐻 . 𝑍𝑉 . 𝑍𝑅 . 𝐾𝑋𝐻 = 504,55.1.0,95.1 = 479,3𝑀𝑃𝑎 Như vậy 𝜎𝐻 > 𝜎𝐻 do đó cần tăng them khoảng cách trục aw và tiến hành kiểm tra lại kết quả ta được. aw = 113mm =>  468,9 479,3H HMPa MPa    →Thỏa mản điều kiện tiếp xúc 3.3.4 Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Theo (6.43) 𝜎𝐹1 = 2𝑇1. 𝐾𝐹 . 𝑌𝜀 . 𝑌𝛽 . 𝑌𝐹1 𝑏𝑤 . 𝑑𝑤1. 𝑚 Theo bảng 6.7 𝐾𝐹𝛽 = 1,24 Theo bảng 6.14 v = 2,75 m/s và cấp chính xác 9,𝐾𝐻𝛼 = 1,4 theo (6.47) 𝑉𝐹 = 𝛿𝐹𝑔0𝑉 𝑎𝑤 𝑢 = 0,006.73.2,75 107 4,79 = 5,69𝑚/𝑠 Trong đó theo bảng 6.15, 𝛿𝐹 = 0,006 theo bảng 6.16 g0=73.Do đó theo 6.46 1 1 . . 5,69 32,1 36,96 1 1 1,078 2 . . 2 25220 1,24 1,4 F w w FV F F v b d K T K K Hệ số tải trọng tính: 𝐾𝐹 = 𝐾𝐹𝛽𝐾𝐹𝑉𝐾𝐹𝛼 = 1,24 × 1,4 × 1,078 = 1,87 Với 1 1 1,634; 0,61 1,634 Y         𝛽 = 11,095°; 𝑌𝛽 = 1 − 11,095 107 = 0,896 Số răng tương đương GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 21 1 1 3 3 18 19 cos 0,98 V Z Z răng     2 2 3 3 87 92 cos 0,98 V Z Z răng     Theo bảng 6.18 ta được YF1=4,08 ;YF2=3,6 Với m=2 ,YS=1,08-0,0695ln2=1,032;YR=1(bánh răng phay); KxF=1(da< 400mm),do đó ta có: 𝜎𝐹1 ′ = 𝜎𝐹1 𝑌𝑅𝑌𝑆𝑌𝑥𝐹 = 257,14.1.1,032.1 = 265,37𝑀𝑃𝑎 𝜎𝐹2 ′ = 𝜎𝐹2 𝑌𝑅𝑌𝑆𝑌𝑥𝐹 = 241,7.1.1,032.1 = 249,43𝑀𝑃𝑎 Thay các giá trị tìm được vào công thức trên 𝜎𝐹1 = 2.25220.1,87.0,61.0,896.4,08 32,1.36,96.2 ≈ 88,64𝑀𝑃𝑎 𝜎𝐹2 = 2.25220.1,87.0,61.0,896.3,6 32,1.36,96.2 ≈ 78,2𝑀𝑃𝑎 Ta thấy  Fi F  nên thỏa điều kiện bền uốn. 3.3.5 Kiểm nghiệm răng về quá tải Theo 6.48 với 𝐾𝑞𝑡 = 𝑇𝑚𝑎𝑥 𝑇 = 𝑃𝑚𝑎𝑥 𝑃𝑡𝑑 = 3,15 2,724 = 1,156 𝜎𝐻1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐻 𝐾𝑞𝑡 = 479,3 1,156 = 515,3𝑀𝑃𝑎 𝜎𝐹1𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹1 𝐾𝑞𝑡 = 88,64 1,156 = 95,3𝑀𝑃𝑎 𝜎𝐹2𝑚𝑎𝑥 = 𝜎𝐹2 𝐾𝑞𝑡 = 78,2 1,156 = 84𝑀𝑃𝑎 Ta thấy :             1 ax max 1 1ax max 2 2ax max 1260 464 360 H Hm F Fm F Fm MPa MPa MPa             GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 22 3.3.6 Các thông số của bộ truyền: Ta có: 𝑑1 = 𝑚. 𝑍1 cos 𝛽 = 2 × 18 cos 11,095 = 36,69𝑚𝑚 𝑑2 = 𝑚. 𝑍2 cos 𝛽 = 2 × 87 cos 11,095 ≈ 177,3𝑚𝑚 𝑑𝑎1 = 𝑑1 + 2𝑚 = 36,69 + 2 × 2 = 40,69𝑚𝑚 𝑑𝑎2 = 𝑑2 + 2𝑚 = 177,3 + 2 × 2 = 181,3𝑚𝑚 𝑑𝑖1 = 𝑑1 − 2,5𝑚 = 36,69 − 2,5 × 2 = 31,69𝑚𝑚 𝑑𝑖2 = 𝑑2 − 2,5𝑚 = 177,3 − 2,5 × 2 = 172,3𝑚𝑚 𝑏2 = 𝛹𝑏𝑎 × 𝑎 = 0,3 × 113 = 33,9𝑚𝑚 𝑏1 = 𝑏2 + 5 = 32,1 + 5 = 38,9𝑚𝑚 - Khoảng cách trục a = 113 mm - Mô đun pháp 𝑚𝑛 = 2 mm - Số răng 𝑍1 = 18 răng 𝑍1 =87 răng - Góc nghiêng β = 11,095° 𝛽 = 11°43′32′′ - Hệ số dịch chỉnh 𝑥1= 0 𝑥2= 0 - Đường kính vòng chia 𝑑1 = 36,69 mm 𝑑2 = 177,3 mm - Đường kính vòng đỉnh răng 𝑑𝑎1= 40,69mm 𝑑𝑎2= 181,3mm - Đường kính vòng chân răng 𝑑𝑖1= 31,69mm 𝑑𝑖1= 172,3 mm - Bề rộng bánh răng 𝑏1 =39 mm 𝑏2 = 34mm 3.3.7 Lực ăn khớp: Lực vòng: Ft1 = Ft2 = 2T1 d1 = 2 × 25220 36,69 ≈ 1374,76N Lực dọc trục: 𝐹𝑎1 = 𝐹𝑎2 = 𝐹𝑡2.tan 𝛽 GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 23 = 1374,76 × tan 11,095° ≈ 210N Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = Ft1. tan αnw cos β = 1374,76 × tan 20 cos 11,095° ≈ 510𝑁 3.4 TÍNH TOÁN CẤP CHẬM:BÁNH RĂNG TRỤ RĂNG THẲNG 3.4.1 Khoảng cách trục (theo 6.15a) 𝑎𝑤2 = 𝐾𝑎 𝑢2 + 1 . 𝑇2 × 𝐾𝐻𝛽 𝛹𝑏𝑎 σ𝐻 2𝑢2 3 Theo bảng 6.6,.Chọn 𝛹𝑏𝑎 = 0,4 với răng trụ răng thẳng Ka =49,5 𝑀𝑃𝑎 3 (bảng 6.5) 𝛹𝑏𝑑 = 0,53𝛹𝑏𝑎 𝑢 + 1 = 0,53.0,4. 2,92 + 1 = 0,83 Theo bảng 6.16 ta chọn 𝐾𝐻𝛽 = 1,05 ⇒ 𝑎𝑤2 = 49,5. 2,92 + 1 . 116149 × 1,05 0,4 × 490,92 × 2,92 3 = 147,1𝑚𝑚 Lấy aw2 = 148mm 3.4.2 Xác định các thông số ăn khớp : Theo (6.17) ta có: m = 0,01 ÷ 0,02 aw2 = (1,48 ÷ 2,96)mm Theo bảng 6.8 chọn môđun pháp m = 2mm Số răng bánh nhỏ 𝑍1 = 2𝑎𝑤2 𝑚 𝑢 + 1 = 2.148 2. 2,92 + 1 = 37,75 →Chọn 𝑍1 = 38 răng Số răng bánh lớn:𝑍2 = 𝑢. 𝑍1 = 2,92 × 38 = 110 →Chọn 𝑍2 = 110 răng Tính lại khoảng cách trục GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 24 𝑎𝑤2 = 𝑚 𝑍1 + 𝑍2 2 = 2 38 + 110 2 = 148𝑚𝑚 Lấy aw2=148mm.Do đó ta không cần dịch chỉnh hay hệ số dịch chỉnh bằng 0 𝑦 = 𝑎𝑤2 𝑚 − 0,5 𝑍1 + 𝑍2 = 243 3 − 0,5 45 + 117 = 0 𝑘𝑦 = 1000𝑦 𝑍𝑡 = 0 3.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo 6.33 ứng suất tiếp xúc trên bề mặt răng làm việc 𝜎𝐻 = 𝑍𝑀 . 𝑍𝐻 . 𝑍𝜀 . 2𝑇1. 𝐾𝐻 𝑢 + 1 𝑏𝑤𝑢𝑑𝑤1 2 Theo bảng 6.5 𝑍𝑀 = 274 𝑀𝑃𝑎 3 Do đó theo (6.34) 𝑍𝐻 = 2. cos 𝛽𝑏 sin 2𝛼𝑡𝑤 = 2. cos 10,42 sin 2.20 = 1,749 Góc ăn khớp cos 𝛼𝑡𝑤 = 𝑍𝑡𝑚 cos 𝛼 2𝑎𝑤2 = 38 + 110 . 2. cos 20 2.148 = 0,94 → 𝛼𝑡𝑤 = 20° Với bánh răng thẳng dùng (6.36a) để tính 𝑍𝜀 = 4 − 𝜀𝛼 3 = 4 − 1,77 3 = 0,868 Với 1 2 1 1 1,88 3,2 Z Z             = 1,88 − 3,2 1 38 + 1 110 GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 25 ≈ 1,77 Đường kính vòng lăn bánh nhỏ 𝑑𝑤1 = 2𝑎𝑤1 𝑢𝑚 + 1 = 2.148 2,92 + 1 = 76𝑚𝑚 Vận tốc vòng 𝑣 = 𝜋𝑑𝑤1 . 𝑛1 6 × 104 = 𝜋 × 76 × 296 6 × 104 ≈ 1,18 𝑚/𝑠 Theo bảng 6.13 dùng cấp chính xác 9.Do đó theo bảng 6.16 vơi cấp chính xác 9 g0=73 Ta có: 𝑉𝐻 = 𝜎𝐻 . 𝑔0 . 𝑎𝑤1 𝑢 = 0,002.73.1,18. 148 2,92 = 1,23 Trong đó theo bảng 6.15,𝛿𝐻 = 0,002,theo bảng 6.16 g0=73.Do đó theo (6.41) 𝐾𝐻𝑉 = 1 + 𝑉𝐻𝑏𝑤𝑑𝑤1 2𝑇1. 𝐾𝐻𝛽 . 𝐾𝐻𝛼 = 1 + 1,23 × 0,4 × 148 × 76 2 × 116149 × 1,05 × 1,16 = 1,02 Theo (6.39) 𝐾𝐻 = 𝐾𝐻𝛽 . 𝐾𝐻𝛼 . 𝐾𝐻𝑉 = 1,05 × 1,087 × 1,13 = 1,29 Thay các giá trị vừa tính được vào (6.33) ta được 𝜎𝐻 = 274 × 1,749 × 0,868 2 × 116149 × 1,29 × 2,92 + 1 0,4 × 148 × 2,92 × 76.76 = 451,2𝑀𝑃𝑎 Theo 6.1với v = 1,18m/s ta chọn hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc dòng ZV=1.Cấp chính xác động học là 9,khi đó cần gia công đạt độ nhám 𝑅𝑎 = 2,5 … 1,25𝜇𝑚 do đó 𝑍𝑅 = 0,9 với da< 700mm, KXH = 1,do đó theo (6.1) và (6.1a) 𝜎𝐻 ′ = 𝜎𝐻 . 𝑍𝐻 . 𝑍𝑅 . 𝐾𝑋𝐻 = 490,9.1.0,95.1 = 466,4𝑀𝑃𝑎 Như vậy𝛿𝐻 < 𝛿𝐻 ′ nên thỏa mản điều kiện tiếp xúc 3.4.4 Các thông số của bộ truyền: Ta có: GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 26 𝑑1 = 𝑚𝑛𝑍1 cos 𝛽 = 2 × 38 cos 0° = 76𝑚𝑚 𝑑2 = 𝑚𝑛𝑍2 cos 𝛽 = 2 × 87 cos 0° = 174𝑚𝑚 𝑑𝑎1 = 𝑑1 + 2𝑚𝑛 = 76 + 2 × 2 = 80𝑚𝑚 𝑑𝑎2 = 𝑑2 + 2𝑚𝑛 = 174 + 2 × 2 = 178𝑚𝑚 𝑑𝑖1 = 𝑑1 − 2,5𝑚 = 76 − 2,5 × 2 = 71𝑚𝑚 𝑑𝑖2 = 𝑑2 − 2,5𝑚 = 174 − 2,5 × 2 = 169𝑚𝑚 𝑏2 = 𝛹𝑏𝑎 × 𝑎 = 0,4 × 148 = 59𝑚𝑚 𝑏1 = 𝑏2 + 5 = 59 + 5 = 64𝑚𝑚 - Khoảng cách trục a = 148 mm - Mô đun pháp 𝑚𝑛 = 2 mm - Số răng 𝑍1 = 38 răng 𝑍2 = 87 răng - Góc nghiêng β = 0° - Hệ số dịch chỉnh 𝑥1= 0 𝑥2= 0 - Đường kính vòng chia 𝑑1 = 76 mm 𝑑2 = 174 mm - Đường kính vòng đỉnh răng 𝑑𝑎1= 80mm 𝑑𝑎2= 178mm - Đường kính vòng chân răng 𝑑𝑖1= 71mm 𝑑𝑖2= 169 mm - Bề rộng bánh răng 𝑏1 = 64 mm 𝑏2 = 59 mm 3.4.5 Lực ăn khớp: Lực vòng: Ft1 = Ft2 = 2T2 d1 = 2 × 116149 76 ≈ 3056,6N Lực dọc trục: 𝐹𝑎1 = 𝐹𝑎2 = 𝐹𝑡2.tan 𝛽=0 GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 27 Lực hướng tâm: Fr1 = Fr2 = Ft1. tan αnw cos β = 3056,6 × tan 20 cos 0° ≈ 1112,5𝑁 GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 28 3.5 KIỂM TRA ĐIỀU KIỆN BÔI TRƠN 1.Mức dầu thấp nhất ngập (0,75…2) với h2 là chiều cao bánh răng thứ 2. 2.Khoảng cách giữa mức dầu thấp nhất và cao nhất là (10…15)mm. 3.Mức dầu cao nhất không được ngập quá 1/3 bán kính bánh răng thứ 4 4.Để đảm bảo điều kiện bôi trơn thì   3 1510 2 4 2 2 4 aa dh d BOH  nếu mmh 102  Hoặc   3 151010 2 42 4 aa ddBOH  nếu mmh 102  5.Do bánh răng thứ 2 có 2 2,25. 2,25 2 5 10h m mm mm nên: 2 4 4 181,3 10 10 12 10 10 12 2 2 178 68,65 70,65 59,3 3 3 a a d H O B d mm mm  Do vậy điều kiện bôi trơn được thỏa 4 O A B D 2,3 OO 1 Möùc daàu C GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 29 PHẦN IV THIẾT KẾ TRỤC –THEN 4.1 CHỌN VẬT LIỆU Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép 45 có 𝛿𝑏 = 600𝑀𝑝𝑎,ứng suất xoắn cho phép 𝜏 = 20𝑀𝑝𝑎 4.2 XÁC ĐỊNH SƠ BỘ ĐƯỜNG KÍNH TRỤC Theo (10.9) đường kính trục thứ k,với k=1…3 𝑑𝑘 = 𝑇𝑘 0,2 𝜏 3 𝑑1 = 𝑇1 0,2 𝜏 3 = 25220 0,2 × 20 3 = 18.47𝑚𝑚 𝑑2 = 𝑇2 0,2 𝜏 3 = 116149 0,2 × 20 3 = 30.74𝑚𝑚 𝑑3 = 𝑇3 0,2 𝜏 3 = 323951 0,2×20 3 =43,27mm  Tra bảng 10.2 chọn đường kính sơ bộ các trục và bề rộng ổ lăn + 𝑑1 = 20𝑚𝑚 ; 𝑏1 = 15𝑚𝑚 + 𝑑2 = 30𝑚𝑚 ; 𝑏2 = 19𝑚𝑚 + 𝑑3 = 45𝑚𝑚 ; 𝑏3 = 25𝑚𝑚 4.3 XÁC ĐỊNH KHOẢNG CÁCH GIỮA CÁC GỐI ĐỠ VÀ ĐIỂM ĐẶT LỰC +𝐾1 = 10𝑚𝑚 :khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành trong của vỏ hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay +𝐾2 = 8𝑚𝑚 : khoảng cách từ mặt mút ổ đến thành trong của hộp GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 30 +𝐾3 = 15𝑚𝑚 : khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ + h=20mm : chiều cao của nắp ổ và bulông TRỤC II: - Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng 𝑙𝑚22 = 𝑙𝑚23 = 1,2 … 1,5 𝑑2 = 36 … 45𝑚𝑚 - Chiều dài mayo tối thiểu bằng chiều rộng bánh răng,theo phần tính toán bánh răng ta có 𝑏𝑤22 = 64𝑚𝑚 ; 𝑏23 = 34𝑚𝑚.Nên ta chọn 𝑙𝑚22 = 64𝑚𝑚 ; 𝑙𝑚23 = 34𝑚𝑚 + l22 = 0,5(lm22 +b2) + k1 +k2 =0,5(64 +19) + 10 +8 = 59.5mm + l23 =l22 +0,5(lm22 + lm23 ) +k1 = 59.5 +0,5(64 + 34 ) +10 = 118.5mm + l21 = lm22 + lm23 +3k1 + 2k2 + b2 = 64 + 34 +3.10 + 2.8 + 19 = 163mm TRỤC I: - Chọn sơ bộ chiều dài mayo bánh răng lm12=(1,2…1,5)d1=24…30mm - Chiều dài mayo tối thiểu bằng chiều rộng vành răng ,theo phần tính toán bánh răng ta có bw12=39mm.Nên chọn lm12=39mm - Chọn sơ bộ chiều dài mayo của khớp nối lm13=(1,4…2,5)d1=28…50mm + l11=l21=163mm + l12=l23=118,5mm + l13= 0,5(lm13+b1) + K3 + hn=0,5(40+15) + 15 +20 =62,5mm TRỤC III: -Chọn sơ bộ chiều dài mayo của đĩa xích lm32 = 1,5.45 = 67,5 mm -Chiều dài mayo bánh răng lm33 = (1,2…1,5)d3 = 54…67,5mm GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 31 -Nên chiều dài mayo tối thiểu bằng chiều rộng vành răng,theo thành phần tính toán bánh răng ta có: bw33 = 59mm .Nên ta chọn: lm33 = 59mm + l31 = l21 = 163mm + l33 = l22 = 59.5mm + l32 = [0,5(lm32 + b3) + K3 + hn ] = [0,5(67,5 + 25) + 15 + 20 ] = 81,25mm Sơ đồ phân tích lực tác dụng lên các trục: 4.4 THIẾT KẾ TRỤC I-THEN VÀ KIỂM NGHIỆM TRỤC 4.4.1 Xác định các lực tác dụng *Với 𝑇1 = 25220Nmm ; 𝐹𝑡12 = 1374.76; 𝐹𝑟12= 510 N ; 𝐹𝑎12 = 210𝑁; 12 36.69 210. 3852.5 2a NmmM -Lực tác dụng lên bộ nối trục đàn hồi +Chọn nối trục đàn hồi có 𝑇 = 310𝑁𝑚 , 𝐷0 = 0,55 𝐴 + 𝐸 = 0,55 114 + 42 = 85,8 mm(phần chọn nối trục) +Lực vòng tại chốt F Fk Fr4 Ft4 Ft3 Fr3 Fr2Fa2 Ft2 Ft1 Fa1Fr1 + + + GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 32 𝐹𝑡𝑘 = 2𝑇1 𝐷0 = 2.25220 85,8 = 587.9𝑁 +Lực do nối trục tác dụng lên trục 𝐹𝐾 = 0,2 ÷ 0,3 × 𝐹𝑡𝐾 = 0,25 × 587.9 = 147𝑁 4.4.2 Thay trục bằng dầm sức bền 4.4.3 Tính phản lực tại các gối tựa Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng đứng tại gối A Z M 25220 Nmm Y 51154.43 Nmm 9187.5 Nmm M X M 17551 Nmm 13698.4 Nmm R AY R AX T 1 F r12 F t12 M a12 R BY R BX F k l 11 =163 l 12 =118,5 l 13 =62,5 GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 33 MX A = − Fr12 . 118.5 − Ma12 − RBY . 163 = 0 Phản lực tại gối B theo phương đứng: RBY = −Fr12 . 118.5 − Ma1 163 = −510.118,5 − 3852.5 163 = −394.4𝑁 Phương trình lực cân bằng theo Y ↓ 𝐹𝑌 = 𝑅𝐴𝑌 + 𝐹𝑟12 + 𝑅𝐵𝑌 Phản lực tại gối A theo phương đứng 𝑅𝐴𝑌 = −𝐹𝑟12 − 𝑅𝐵𝑌 = −510— 394.4 = −115.6𝑁 Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng ngang tại A MY A = −Ft12 . 118,5 − RBX . 163 + FK 163 + 62,5 = 0 Phản lực tại gối B theo phương ngang RBX = −Ft12 . 118,5 + FK (163 + 62,5) 163 = −1374,76 × 118,5 + 147(163 + 62,5) 163 = −796,1𝑁 Phương trình cân bằng lực theo phương X ↓ 𝐹𝑋 = 𝑅𝐴𝑋 + 𝐹𝑡12 + 𝑅𝐵𝑋 − 𝐹𝐾 = 0 Phản lực tại gối A theo phương ngang 𝑅𝐴𝑋 = −𝐹𝑡12 − 𝑅𝐵𝑋 + 𝐹𝐾 = −1374,76 + 796,1 + 147 = −431,68𝑁 4.4.4 Tính mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm Tiết diện nguy hiểm tại gối B 𝑀𝑡𝑑 = 𝑀𝑋 2 + 𝑀𝑌 2 + 0,75 × 𝑇2 = 175512 + 51154,432 + 0,75 × 252202 = 58325,4𝑁𝑚𝑚 GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 34 4.4.5 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm Ký hiệu tiết diện 1 – 2 là trục 1, tiết diện thứ 2 (từ trái sang phải) d12 ≥ Mtd 0,1 σF −1 3 = 58325,4 0,1 × 50 3 = 22,68mm Do tại tiết diện nguy hiểm có lắp then bằng nên tăng thêm 5%.Chọn d12 = 25mm Từ d12theo tiêu chuẩn ta chọn các đường kính còn lại như sau : (P.194) 𝑑11 = 20𝑚𝑚;𝑑13 = 20𝑚𝑚;𝑑14 = 18𝑚𝑚 Kiểm tra tại tiết diện 1-3 𝑀𝑡𝑑 = 𝑀𝑋 2 + 𝑀𝑌 2 + 0,75 × 𝑇2 = 9187,52 + 0,75 × 252202 = 23694,86𝑁𝑚𝑚 d13 ≥ Mtd 0,1 σF −1 3 = 23694,86 0,1 × 50 3 = 16,8mm < 20𝑚𝑚 4.4.6 Tính chọn then bằng -Chọn vật liệu bằng thép 45 có +Ứng suất cắt cho phép 𝜏𝑐 = 30𝑀𝑝𝑎 +Ứng suất dập cho phép 𝜏𝑑 = 100𝑀𝑝𝑎 Theo bảng 9.1a các thông số then bằng *Chọn then bằng vị trí lắp bánh răng (TCVN2261-77) d12 = 30 mm; b = 8 mm ; h = 7 mm ; t1 = 4 mm; t2 = 2,8 mm ; l = 32 mm. Chiều dài làm việc của then đầu bằng 𝑙1 =𝑙 = 32mm Kiểm tra ứng suất cắt: GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 35 𝜏𝐶 = 2𝑇 𝑑12 . 𝑙. 𝑏 = 2 × 25220 30 × 32 × 8 ≈ 6,6𝑀𝑝𝑎 < 𝜏𝐶 = 30𝑀𝑝𝑎 Kiểm tra ứng suất dập: 𝜎𝑑 = 2𝑇 𝑑12 . 𝑙. ℎ − 𝑡1 = 2 × 25220 30 × 32 × 7 − 4 = 17,5𝑀𝑝𝑎 < 𝜎𝑑 = 100𝑀𝑝𝑎 *Chọn then bằng tại ví trí lắp trục đàn hồi (TCVN 2261-770) .Chọn then 2 đầu bằng.Theo bảng 9.1a các thông số của then bằng d14 =22 mm; b = 8mm ; h = 7 mm ; t1 =4 mm; t2 = 2,8 mm ; l = 32 mm. Chiều dài làm việc của then đầu bằng 𝑙1 =𝑙 = 32mm Kiểm tra ứng suất cắt: τC = 2T d14 . l1. b = 2 × 25220 22 × 32 × 8 = 9Mpa < τC = 30Mpa Kiểm tra ứng suất dập: 𝜎𝑑 = 2𝑇 𝑑14 . 𝑙1 ℎ − 𝑡1 = 2 × 25220 22 × 32 × 7 − 4 = 23,9𝑀𝑝𝑎 < 𝜎𝑑 = 100𝑀𝑝𝑎 4.4.7 Tính kiểm nghiệm trục theo độ bền mõi: Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất pháp (thay đổi theo chu kỳ đối xứng) 𝑠𝜎 = 𝜎−1 𝐾𝜎 . 𝜎𝑎 𝜀𝜎𝛽 + 𝛹𝜎𝜎𝑚 = 240 1,75 × 21,4 0,88 × 0,8 + 0,05 × 0 = 4,5 Với : 𝜎−1 = 0,4 ÷ 0,5 𝜎𝑏 ,ta chọn 𝜎−1 = 0,4 × 600 = 240𝑀𝑝𝑎 Do có tập trung ứng suất do rãnh then 𝐾𝜎 = 1,75 (bảng 10.8 hệ số 𝐾𝜎 ,𝐾𝜏 với trục có rãnh then “Sách cở sở thiết kế máy”) Theo bảng 10.3 hệ số 𝜀𝜎 ,𝜀𝜏 “Sách cở sở thiết kế máy” ta chọn 𝜀𝜎 = 0,88 GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 36 Theo hình 2.7 hệ số tăng bề mặt 𝛽 “Sách cở sở thiết kế máy”,chọn 𝛽 = 0,8 𝛹𝜎 = 0,05(bảng hệ số 𝛹𝜎 , 𝛹𝜏xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi và phụ thuộc vào cơ tính vật liệu) Ứng suất pháp cực đại 𝜎𝑎 = 𝜎𝑚𝑎𝑥 = 𝑀12 𝑊𝑥12 = 54081,5 2290 = 23,6𝑀𝑝𝑎 Với : 𝑊𝑥12 = 𝜋𝑑312 32 − 𝑏. 𝑡1 . 𝑑12 − 𝑡1 2 2. 𝑑12 = 2290𝑚𝑚3 Ứng suất pháp trung bình:𝜎𝑚 = 0 𝑀𝑝𝑎 Ứng suất pháp biên độ: 𝜎𝑎 = 𝜎𝑚𝑎𝑥 = 23,6 Mpa Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất tiếp (thay đổi theo chu kỳ mạch động dương) 𝑠𝜏 = 𝜎−1 𝐾𝜏 . 𝜏𝑎 𝜀𝜏𝛽 + 𝛹𝜏𝜏𝑚 = 132 1,5 × 4,125 0,81 × 0,8 + 0 × 4,125 = 13,824 Với : 𝜏−1 = 0,22𝜎𝑏 = 0,22 × 600 = 132𝑀𝑝𝑎 Do có tập trung ứng suất do rãnh then 𝐾𝜏 = 1,5 (bảng 10.8 hệ số 𝐾𝜎 ,𝐾𝜏 với trục có rãnh then “Sách cở sở thiết kế máy”) Theo bảng 10.3 hệ số 𝜀𝜎 ,𝜀𝜏 “Sách cở sở thiết kế máy” ta chọn 𝜀𝜏 = 0,81 Theo hình 2.7 hệ số tăng bề mặt 𝛽 “Sách cở sở thiết kế máy”,chọn 𝛽 = 0,8 𝛹𝜏 = 0(bảng hệ số 𝛹𝜎 , 𝛹𝜏xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi và phụ thuộc vào cơ tính vật liệu) Ứng suất tiếp cực đại: GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 37 𝜏𝑚𝑎𝑥 = 𝑇 𝑊012 = 25220 4940,9 ≈ 5,1𝑀𝑝𝑎 Với 𝑊012 = 𝜋𝑑312 16 − 𝑏. 𝑡1. 𝑑12 − 𝑡1 2 2. 𝑑12 = 4940,9𝑚𝑚3 Ứng suất tiếp trung bình 𝜏𝑚 = 𝜏𝑚𝑎𝑥 2 = 5,1 2 = 2,6𝑀𝑝𝑎 Ứng suất tiếp biên độ 𝜏𝑎 = 𝜏𝑚𝑎𝑥 2 = 5,1 2 = 2,6𝑀𝑝𝑎 Hệ số an toàn: 𝑠 = 𝑠𝜎 × 𝑠𝜏 𝑠2𝜎 + 𝑠 2 𝜏 = 14,63 × 13,824 14,632 + 13,8242 = 10 > 𝑠 = 1,5~2,5 Tại các tiết diện còn lại Tiết diện M T 𝐾𝜎 𝜎𝑚𝑎𝑥 𝐾𝜏 𝜏𝑚𝑎𝑥 𝑠𝜎 𝑠𝜏 s 1-1 0 0 1 0 1 0 - - - 1-2 54081 25220 1,75 23,6 1,5 5,1 4,5 17,82 4,36 1-3 9187,5 25220 1,75 26,5 1,5 12,06 14,63 13,824 10 1-4 0 25220 1,75 0 1,5 - - - - 4.5 THIẾT KẾ TRỤC II –THEN VÀ KIỂM NGHIỆM TRỤC 4.5.1 Xác định các lực tác dụng -Lực tác dụng tại bánh răng thẳng 𝐹𝑡22 = 2𝑇2 𝑑 = 2 × 116149 76 = 3056,6𝑁 𝐹𝑎22 = 0 ; 𝐹𝑟22 = 1112,5𝑁 -Lực tại bánh răng nghiêng 𝐹𝑡23 = 1374,76𝑁 ; 𝐹𝑟23 = 510𝑁 GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 38 𝐹𝑎23 = 210𝑁 → 𝑀𝑎23 = 𝐹𝑎23 . 𝑑2 2 = 210. 177,3 2 = 18616,5𝑁𝑚𝑚 4.5.2 Thay trục bằng dầm sức bền: 4.5.3 Tính phản lực tại các gối tựa: Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng đứng tại gối A MX A = − Fr22 . 59,5 + Fr23 . 118,5 − Ma23 − RBY . 163 = 0 Phản lực tại gối B theo phương đứng RBY = −Fr22 . 59,5 + Fr23 − Ma23 163 116149 Nmm M Z M Y M X 94117.5 Nmm 137820 Nmm 6652.75 Nmm 11963.75Nmm 26953.5 Nmm F r22 M a23 R AY R AX R BY R BX F t22 F r23 F t23 l 21 =163 l 23 =118.5 l 22 =59.5 GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 39 = −1112,5 × 59,5 + 510 × 118,5 − 18616,5 163 = −149,5𝑁 Phương trình lực cân bằng theo Y ↓ 𝐹𝑌 = 𝑅𝐴𝑌 + 𝐹𝑟22 − 𝐹𝑟23 + 𝑅𝐵𝑌 Phản lực tại gối A theo phương đứng 𝑅𝐴𝑌 = −𝐹𝑟2 + 𝐹𝑟23 − 𝑅𝐵𝑌 = −1112,5 + 510 − (−149,5) = −453𝑁 Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng ngang tại A MY A = Ft22 . 59,5 + Ft23 . 118,5 − RBX . 163 = 0 Phản lực tại gối B theo phương ngang RBX = Ft22 . 59,5 + Ft23 . 118,5 163 = 3056,6 × 59,5 + 1374,76 × 118,5 163 = 2115N Phương trình cân bằng lực theo phương X ↓ 𝐹𝑌 = 𝑅𝐴𝑋 − 𝐹𝑡22 − 𝐹𝑡23 + 𝑅𝐵𝑋 = 0 Phản lực tại gối A theo phương ngang 𝑅𝐴𝑋 = 𝐹𝑡22 + 𝐹𝑡23 − 𝑅𝐵𝑋 = 3056,6+1374,76−2115 = 2316N 4.5.4 Tính mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm: Tiết diện nguy hiểm tại gối A 𝑀𝑡𝑑 = 𝑀𝑋 2 + 𝑀𝑌 2 + 0,75 × 𝑇2 = 26953,52 + 1378202 + 0,75 × 1161492 = 172739𝑁𝑚𝑚 4.5.5 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm Ký hiệu tiết diện 2 – 2 là trục 2, tiết diện thứ 2 (từ trái sang phải) d22 ≥ Mtd 0,1 σF −1 3 = 172739 0,1 × 50 3 = 32,57mm GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 40 Do tại tiết diện nguy hiểm có lắp then bằng nên tăng thêm 5%.Chọn 𝑑22 = 36𝑚𝑚 Từ d22 theo tiêu chuẩn P.194-[1] ta chọn các đường kính còn lại: d21 = 30 mm; d23 = 32 mm; d24= 30 mm. Kiểm tra tại tiết diện 2-3 𝑀𝑡𝑑 = 𝑀𝑋 2 + 𝑀𝑌 2 + 0,75 × 𝑇2 = 18616,52 + 94117,52 + 0,75 × 1161492 = 139006𝑁𝑚𝑚 d23 ≥ Mtd 0,1 σF −1 3 = 139006 0,1 × 50 3 = 30,3mm < 32𝑚𝑚 4.5.6 Tính chọn then bằng: Chọn vật liệu then bằng thép 45 có: +Ứng suất cắt cho phép 𝜏𝑐 = 30𝑀𝑝𝑎 +Ứng suất dập cho phép 𝜏𝑑 = 100𝑀𝑝𝑎 Theo bảng 9.1a các thông số của then bằng *Chọn then bằng tại vị trí lắp bánh răng (TCVN2261-77) d22 = 36 mm; b = 10 mm ; h = 8 mm ; t1 = 5 mm; t2 = 3,3mm ; l = 32 mm. Chiều dài làm việc của then đầu bằng 𝑙1 = 𝑙 = 32𝑚𝑚 Kiểm tra ứng suất cắt 𝜏𝐶 = 2𝑇 𝑑22 . 𝑙1 . 𝑏 = 2 × 116149 36 × 32 × 10 = 19,1𝑀𝑝𝑎 < 𝜏𝐶 = 30𝑀𝑝𝑎 Kiểm tra ứng suất dập 𝜎𝑑 = 2𝑇 𝑑22 . 𝑙1 ℎ − 𝑡1 = 2 × 116149 36 × 32 × 8 − 5 = 63,68𝑀𝑝𝑎 < 𝜎𝑑 = 100𝑀𝑝𝑎 GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 41 Tại vị trí 2-3 có đường kính d23 ta cũng chọn then giống tại vị trí 2-2 và chiều dài của then ta chọn l=56mm 4.5.7 Tính kiểm nghiệm trục theo độ bền mõi: Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất pháp (thay đổi theo chu kỳ đối xứng) 𝑠𝜎 = 𝜎−1 𝐾𝜎 . 𝜎𝑎 𝜀𝜎𝛽 + 𝛹𝜎𝜎𝑚 = 240 1,75 × 33,97 0,81 × 0,8 + 0,05 × 0 = 2,7 Với : 𝜎−1 = 0,4 ÷ 0,5 𝜎𝑏 ,ta chọn 𝜎−1 = 0,4 × 600 = 240𝑀𝑝𝑎 Do có tập trung ứng suất do rãnh then 𝐾𝜎 = 1,75(bảng 10.8 hệ số 𝐾𝜎 ,𝐾𝜏 với trục có rãnh then “Sách cở sở thiết kế máy”) Theo bảng 10.3 hệ số 𝜀𝜎 ,𝜀𝜏 “Sách cở sở thiết kế máy” ta chọn 𝜀𝜎 = 0.81 Theo hình 2.7 hệ số tăng bề mặt 𝛽 “Sách cở sở thiết kế máy”,chọn 𝛽 = 0,8 𝛹𝜎 = 0,05(bảng hệ số 𝛹𝜎 , 𝛹𝜏xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi và phụ thuộc vào cơ tính vật liệu) Ứng suất pháp cực đại 𝜎𝑎 = 𝜎𝑚𝑎𝑥 = 𝑀22 𝑊𝑥22 = 140431 4670,6 = 30𝑀𝑝𝑎 Với : 𝑊𝑥22 = 𝜋𝑑322 32 − 𝑏. 𝑡1 . 𝑑22 − 𝑡1 2 2. 𝑑22 = 𝜋 × 383 32 − 10 × 5 × 36 − 5 2 2 × 36 = 4670,6𝑚𝑚3 Ứng suất pháp trung bình:𝜎𝑚 = 0 𝑀𝑝𝑎 Ứng suất pháp biên độ: 𝜎𝑎 = 𝜎𝑚𝑎𝑥 = 30,067Mpa Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất tiếp (thay đổi theo chu kỳ mạch động dương) GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 42 𝑠𝜏 = 𝜎−1 𝐾𝜏 . 𝜏𝑎 𝜀𝜏𝛽 + 𝛹𝜏𝜏𝑚 = 132 1,5 × 7,39 0,78 × 0,8 − 0 × 7,7 = 7,43 Với : 𝜏−1 = (0,22 ÷ 0,25)𝜎𝑏 .Ta chọn 𝜏−1 = 0,22 × 600 = 132𝑀𝑝𝑎 Do có tập trung ứng suất do rãnh then 𝐾𝜏 = 1,5 (bảng 10.8 hệ số 𝐾𝜎 ,𝐾𝜏 với trục có rãnh then “Sách cở sở thiết kế máy”) Theo bảng 10.3 hệ số 𝜀𝜎 ,𝜀𝜏 “Sách cở sở thiết kế máy”,ta chọn 𝜀𝜏 = 0,76 Theo hình 2.7 hệ số tăng bề mặt 𝛽 “Sách cở sở thiết kế máy” ,chọn 𝛽 = 0,8 𝛹𝜏 = 0(bảng hệ số 𝛹𝜎 , 𝛹𝜏xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi và phụ thuộc vào cơ tính vật liệu) Ứng suất tiếp cực đại: 𝜏𝑚𝑎𝑥 = 𝑇 𝑊022 = 116149 10057,64 ≈ 11,55𝑀𝑝𝑎 Với 𝑊022 = 𝜋𝑑322 16 − 𝑏. 𝑡1. 𝑑22 − 𝑡1 2 2. 𝑑22 = 𝜋 × 363 16 − 10 × 5 × 36 − 5 2 2 × 36 =10057,64 mm 3 Ứng suất tiếp trung bình 𝜏𝑚 = 𝜏𝑚𝑎𝑥 2 = 11,55 2 = 5,78𝑀𝑝𝑎 Ứng suất tiếp biên độ 𝜏𝑎 = 𝜏𝑚𝑎𝑥 2 = 11,55 2 = 5,78𝑀𝑝𝑎 Hệ số an toàn: 𝑠 = 𝑠𝜎 × 𝑠𝜏 𝑠2𝜎 + 𝑠 2 𝜏 = 2,7 × 7,43 2,72 + 7,432 = 2,54 > 𝑠 = 1,5~2,5 GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 43 Tại các tiết diện còn lại Tiết diện M T 𝐾𝜎 𝜎𝑚𝑎𝑥 𝐾𝜏 𝜏𝑚𝑎𝑥 𝑠𝜎 𝑠𝜏 s 2-1 0 0 1 0 1 0 - - - 2-2 140431 116149 1,75 30 1,5 11,55 2,7 7,43 2,54 2-3 95941 116149 1,75 22,9 1,5 11,55 3,9 7,43 3,45 2-4 0 0 1 0 1 0 - - - 4.6 THIẾT KẾ TRỤC III –THEN VÀ KIỂM NGHIỆM TRỤC 4.6.1 Xác định các lực tác dụng -Lực tác dụng tại bánh răng thẳng 𝐹𝑡33 = 3056,6N ; 𝐹𝑟33= 1112,5 N ; -Lực tác dụng của bộ truyền xích lên trục Fr = KX . Ft = 1,05 × 3204 = 3364,2 Trong đó: KX = 1,05 bộ truyền nghiêng 1 góc trên 40° so với đường nằm ngang GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 44 4.6.2 Thay trục bằng dầm sức bền 4.6.3 Tính phản lực tại các gối tựa Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng đứng tại gối A MX A = Fr33 . 59,5 − RBY . 163 − Fr . 81,25 = 0 Phản lực tại gối B theo phương đứng: RBY = Fr33 . 59,5 − Fr . 81,25 163 = 1112,5 × 59,5 − 3364,2x81,25 163 = −1270,8𝑁 323951Nmm 115480 Nmm 122440.5Nmm 273341 Nmm Z M Y M X M F r33 R AY R AX R BY R BX F t33 F r l 32 =81,25 l 33 =59.5 l 31 =163 GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 45 Phương trình lực cân bằng theo Y ↓ 𝐹𝑌 = −𝐹𝑟 + 𝑅𝐴𝑌 − 𝐹𝑟33 + 𝑅𝐵𝑌 = 0 Phản lực tại gối A theo phương đứng 𝑅𝐴𝑌 = 𝐹𝑟 + 𝐹𝑟33 − 𝑅𝐵𝑌 = 3364,2 + 1112,5— (−1270,8) = 5747,54𝑁 Phương trình cân bằng moment trong mặt phẳng ngang tại A MY A = −Ft33 . 59,5 − RBX . 163 = 0 Phản lực tại gối B theo phương ngang RBX = −Ft33 . 59,5 163 = −3056,6 × 59,5 163 = −1115,75N Phương trình cân bằng lực theo phương X ↓ 𝐹𝑋 = 𝐹𝑡33 + 𝑅𝐵𝑋 + 𝑅𝐴𝑋 = 0 Phản lực tại gối A theo phương ngang 𝑅𝐴𝑋 = −𝐹𝑡33 − 𝑅𝐵𝑋 = −3056,6 − (−1115,75) = −1940,85𝑁 4.6.4 Tính mô men tương đương tại tiết diện nguy hiểm Tiết diện nguy hiểm tại gối A 𝑀𝑡𝑑 = 𝑀𝑋 2 + 𝑀𝑌 2 + 0,75 × 𝑇2 = 2733412 + 0,75 × 3239512 = 391693𝑁𝑚𝑚 4.6.5 Tính đường kính trục tại tiết diện nguy hiểm Ký hiệu tiết diện 3 – 2 là trục 3, tiết diện thứ 2 (tính từ trái sang phải) d32 ≥ Mtd 0,1 σF −1 3 = 391693 0,1 × 50 3 = 42,79mm Do tại tiết diện nguy hiểm có lắp ổ lăn .Do đó ta chọn d32 = 45mm Từ d32theo tiêu chuẩn ta chọn các đường kính còn lại như sau: GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 46 𝑑31 = 50𝑚𝑚;𝑑32 = 45𝑚𝑚;𝑑33 = 52𝑚𝑚 ; 𝑑34 = 45𝑚𝑚 Kiểm tra tại tiết diện 3-3 𝑀𝑡𝑑 = 𝑀𝑋 2 + 𝑀𝑌 2 + 0,75 × 𝑇2 = 122440,52 + 1154802 + 0,75 × 3239512 = 327162,79𝑁𝑚𝑚 d13 ≥ Mtd 0,1 σF −1 3 = 327162,79 0,1 × 50 3 = 40,3mm < 52𝑚𝑚 4.6.6 Tính chọn then bằng -Chọn vật liệu bằng thép 45 có +Ứng suất cắt cho phép 𝜏𝑐 = 30𝑀𝑝𝑎 +Ứng suất dập cho phép 𝜏𝑑 = 100𝑀𝑝𝑎 Theo bảng 9.1a các thông số then bằng *Chọn then bằng vị trí lắp bánh răng (TCVN2261-77) d33 = 52 mm; b = 16 mm ; h = 10 mm ; t1 = 6 mm; t2 = 4,3 mm ; l = 56 mm. Chiều dài làm việc của then đầu bằng 𝑙1 =𝑙 = 56mm Kiểm tra ứng suất cắt: 𝜏𝐶 = 2𝑇 𝑑33 . 𝑙. 𝑏 = 2 × 323951 52 × 56 × 16 = 12,05𝑀𝑝𝑎 < 𝜏𝐶 = 30𝑀𝑝𝑎 Kiểm tra ứng suất dập: 𝜎𝑑 = 2𝑇 𝑑33 . 𝑙. ℎ − 𝑡1 = 2 × 323951 52 × 56 × 10 − 6 = 48,20𝑀𝑝𝑎 < 𝜎𝑑 = 100𝑀𝑝𝑎 *Chọn then bằng tại ví trí lắp đĩa xích (TCVN 2261-770) .Chọn then 2 đầu bằng.Theo bảng 9.1a các thông số của then bằng GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 47 d31 = 50 mm; b = 16 mm ; h = 10 mm ; t1 = 6 mm; t2 = 4,3 mm ; l = 56 mm. Chiều dài làm việc của then đầu bằng 𝑙1 =𝑙 = 56mm Kiểm tra ứng suất cắt: τC = 2T d31 . l1. b = 2 × 323951 53 × 56 × 16 = 12,36Mpa < τC = 30Mpa Kiểm tra ứng suất dập: 𝜎𝑑 = 2𝑇 𝑑31 . 𝑙1 ℎ − 𝑡1 = 2 × 323951 50 × 56 × 10 − 6 = 49,44𝑀𝑝𝑎 < 𝜎𝑑 = 100𝑀𝑝𝑎 4.6.7 Tính kiểm nghiệm trục theo độ bền mõi Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất pháp (thay đổi theo chu kỳ đối xứng) 𝑠𝜎 = 𝜎−1 𝐾𝜎 . 𝜎𝑎 𝜀𝜎𝛽 + 𝛹𝜎𝜎𝑚 = 240 1,75 × 23,1 0,81 × 0,8 + 0,05 × 0 = 3,85 Với : 𝜎−1 = 0,4 ÷ 0,5 𝜎𝑏 ,ta chọn 𝜎−1 = 0,4 × 600 = 240𝑀𝑝𝑎 Do có tập trung ứng suất do rãnh then 𝐾𝜎 = 1,75 (bảng 10.8 hệ số 𝐾𝜎 ,𝐾𝜏 với trục có rãnh then “Sách cở sở thiết kế máy”) Theo bảng 10.3 hệ số 𝜀𝜎 ,𝜀𝜏 “Sách cở sở thiết kế máy” ta chọn 𝜀𝜎 = 0,81 Theo hình 2.7 hệ số tăng bề mặt 𝛽 “Sách cở sở thiết kế máy”,chọn 𝛽 = 0,8 𝛹𝜎 = 0,05(bảng hệ số 𝛹𝜎 , 𝛹𝜏xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi và phụ thuộc vào cơ tính vật liệu) Ứng suất pháp cực đại 𝜎𝑎 = 𝜎𝑚𝑎𝑥 = 𝑀32 𝑊𝑥32 = 259043,4 18872,9 = 13,72𝑀𝑝𝑎 Với : GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 48 𝑊𝑥33 = 𝜋𝑑333 32 − 𝑏. 𝑡1 . 𝑑33 − 𝑡1 2 2. 𝑑33 = 𝜋 × 523 32 − 16 × 6 × 52 − 6 2 2 × 52 = 18872,9𝑚𝑚3 Ứng suất pháp trung bình:𝜎𝑚 = 0 𝑀𝑝𝑎 Ứng suất pháp biên độ: 𝜎𝑎 = 𝜎𝑚𝑎𝑥 = 13,72Mpa Hệ số an toàn về mõi chỉ xét đến ứng suất tiếp (thay đổi theo chu kỳ mạch động dương) 𝑠𝜏 = 𝜎−1 𝐾𝜏 . 𝜏𝑎 𝜀𝜏𝛽 + 𝛹𝜏𝜏𝑚 = 132 1,5 × 7,65 0,76 × 0,8 + 0 × 7,65 = 6,99 Với : 𝜏−1 = 0,22 ÷ 0,25 𝜎𝑏 𝜏−1 = 0,22𝜎𝑏 = 0,22 × 600 = 132𝑀𝑝𝑎 Do có tập trung ứng suất do rãnh then 𝐾𝜏 = 1,5 (bảng 10.8 hệ số 𝐾𝜎 ,𝐾𝜏 với trục có rãnh then “Sách cở sở thiết kế máy”) Theo bảng 10.3 hệ số 𝜀𝜎 ,𝜀𝜏 “Sách cở sở thiết kế máy” ta chọn 𝜀𝜏 = 0,76 Theo hình 2.7 hệ số tăng bề mặt 𝛽 “Sách cở sở thiết kế máy”,chọn 𝛽 = 0,8 𝛹𝜏 = 0(bảng hệ số 𝛹𝜎 , 𝛹𝜏xét đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi và phụ thuộc vào cơ tính vật liệu) Ứng suất tiếp cực đại: 𝜏𝑚𝑎𝑥 = 𝑇 𝑊033 = 323951 40078,7 = 8,8𝑀𝑝𝑎 Với 𝑊033 = 𝜋𝑑333 16 − 𝑏. 𝑡1. 𝑑33 − 𝑡1 2 2. 𝑑33 = 𝜋 × 603 16 − 16 × 6 × 52 − 6 2 2 × 52 =40078,7 mm 3 GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 49 Ứng suất tiếp trung bình 𝜏𝑚 = 𝜏𝑚𝑎𝑥 2 = 8,8 2 = 4,4𝑀𝑝𝑎 Ứng suất tiếp biên độ 𝜏𝑎 = 𝜏𝑚𝑎𝑥 2 = 8,8 2 = 4,4𝑀𝑝𝑎 Hệ số an toàn: 𝑠 = 𝑠𝜎 × 𝑠𝜏 𝑠2𝜎 + 𝑠 2 𝜏 = 3,85 × 6,99 3,852 + 6,992 = 3,37 > 𝑠 = 1,5~2,5 Tại các tiết diện còn lại Tiết diện M T 𝐾𝜎 𝜎𝑚𝑎𝑥 𝐾𝜏 𝜏𝑚𝑎𝑥 𝑠𝜎 𝑠𝜏 s 1-1 0 323951 1,75 0 1,5 - - - - 1-2 259043,4 323951 1,75 9,64 1,5 6,2 4,3 7,4 3,74 1-3 168307 323951 1,75 13,72 1,5 8,8 3,85 6,99 3,37 1-4 0 0 1 0 1 0 - - - GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 50 PHẦN V THIẾT KẾ Ổ LĂN – NỐI TRỤC 5.1THIẾT KẾ Ổ LĂN TRÊN TRỤC 1 - Lực hướng tâm tác động lên ổ A FrA = RA = RAX 2 + RAY 2 = 431,682 + 115,62 = 447N - Lực hướng tâm tác động lên ổ B FrB = RB = RBX 2 + RBY 2 = 796,12 + 394,42 = 888,44N FrA < FrB ta xét - Lực dọc trục hướng vào ổ B. Lập tỉ số: Fa1 FrB = 210 888,44 = 0,24 < 0.3 Vậy chọn ổ bi đỡ một dãy,cở trung 304 (phục lục 9.1 ổ bi đỡ 1 dãy (TCVN 1489- 85)) có C=12,5KN ;C0=7,94KN;d=20mm;D=52mm;B=15mm;r=2mm. -Tiến hành kiểm nghiệm khả năng tải của ổ Ta có tỉ số: 𝐹𝑎 𝐶0 = 210 7940 = 0,026 Theo bảng 11.4 ,e≈0,22 -Lực dọc trục phụ RA FSA Fa1 FSB RB GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 51 FSA = eRA = 0,22 × 447 = 98,34N FSB = eRB = 0,22 × 888,44 = 195,46N -Tổng lực dọc trục tác động lên ổ A FaA = Fa1 − FSB = 210 − 195,46 = 14,54N Lập tỉ số: FaA V. FrA = 14,54 1 × 447 = 0,03 < e = 0,22 Theo bảng 11.4 ta chọn X=1;Y=0 -Tải trọng tương đương trên ổ A QA = X. V. FrA + Y FaA KσKt + Kσ – Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ Kσ = 1,3 (Bảng 11.3) + Kt – Hệ số xét đến ảnh hưởng của nhiệt độ 𝑡℃ tuổi thọ ổ Kt = 1 + V=1 Vòng trong quay ⇒ QA = 0,56 × 1 × 447 + 0 × 111,66 × 1,3 × 1 = 325,4KN -Tổng lực dọc trục tác động lên ổ B FaB = FSA + Fa1 = 98,34 + 210 = 308,34N Lập tỉ số FaB V. FrB = 308,34 1 × 888,44 = 0,34 > e = 0,22 Theo bảng 11.4 ta chọn X=0,56;Y=1,31 -Tải trọng tương đương trên ổ B GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 52 QB = X. V. FrB + Y FaB KσKt + Kσ – Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ Kσ = 1,3 (Bảng 11.3) + Kt – Hệ số xét đến ảnh hưởng của nhiệt độ 𝑡℃ tuổi thọ ổ Kt = 1 + V=1 Vòng trong quay ⇒ QB = 0,56 × 1 × 888,44 + 1,31 × 308,34 × 1,3 × 1 = 902,75N Do QA = 0,3254KN < QB = 0,903KN nên ta tính cho ổ B - Ổ bi nên m = 3. - Do tải trọng thay đổi nên: QBE = Qi m Li Li m = QB 3 13 × 45 89 + 0.73 × 44 89 3 = 0.88QB ≈ 4,7794,4N -Tuổi thọ ổ(triệu vòng) L = 60. n1 . Lh 106 = 60 × 1420 × 9 × 300 × 2 x 8 106 = 3680,64triệu vòng -Hệ số khả năng tải động Ctt = QBE L 3 = 4,7 × 767,5 3 ≈ 43kN -Theo bảng phụ lục 9.3 ổ bi đỡ một dãy cỡ trung (TCVN 1496-85) “sách bài tập chi tiết máy” Ta chọn ổ 304 có d(mm) D(mm) B(mm) C(kN) C0(kN) 20 52 15 12,5 7,94 - Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 53 Theo bảng 11.6 ta có:X0=0,6;Y0=0,5 Q0B = X0FrB + Y0 FaB = 0,6 × 888,44 + 0,5 × 308,34 ≈ 687N Q0B = FrB ≈ 888,44N Chọn Q0Amax = 888,44N < C0.vậy ổ đủ bền tĩnh 5.2THIẾT KẾ Ổ TRÊN TRỤC 2 - Lực hướng tâm tác động lên ổ A FrA = RA = RAX 2 + RAY 2 = 23162 + 4532 = 2360N - Lực hướng tâm tác động lên ổ B FrB = RB = RBX 2 + RBY 2 = 21152 + 149,52 = 2120N - Lực dọc trục hướng vào ổ A. => Lập tỉ số: Fa2 FrA = 210 2360 = 0,09 < 0,3 Vậy chọn ổ bi đỡ một dãy,cở trung 308 (phục lục 9.1 ổ bi đở 1 dãy (TCVN 1489- 85)) có C=22KN ;C0=15,1KN với d=30mm -Tiến hành kiểm nghiệm khả năng tải của ổ Ta có tỉ số: 𝐹𝑎 𝐶0 = 210 15100 = 0,014 R A F SA F a2 F SB R B GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 54 Theo bảng 11.4 ,e≈0,19 -Lực dọc trục phụ FSA = eRA = 0,19 × 2360 = 448,4N FSB = eRB = 0,19 × 2120 = 402,8N -Tổng lực dọc trục tác động lên ổ A FaA = FSB + Fa2 = 402,8 + 210 = 612,8N Lập tỉ số: FaA V. FrA = 612,8 1 × 2360 = 0,26 > e = 0,19 Theo bảng 11.4 ta chọn X=0,56;Y=1,99 -Tải trọng tương đương trên ổ A QA = X. V. FrA + Y FaA KσKt + Kσ – Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ Kσ = 1,3 (Bảng 11.3) + Kt – Hệ số xét đến ảnh hưởng của nhiệt độ 𝑡℃ tuổi thọ ổ Kt = 1 + V=1 Vòng trong quay ⇒ QA = 0,56 × 1 × 2360 + 1,99 × 612,8 × 1,3 × 1 = 3,3KN -Tổng lực dọc trục tác động lên ổ B FaB = FSA − Fa2 = 448,4 − 210 = 238,4N Vì FaB < FSB nên chọn lại FaB = 402,8N Lập tỉ số GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 55 FaB V. FrB = 402,8 1 × 2120 = 0,19 ≤ e = 0,19 Theo bảng 11.4 ta chọn X=1;Y=0 -Tải trọng tương đương trên ổ B QB = X. V. FrB + Y FaB KσKt + Kσ – Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ Kσ = 1,3 (Bảng 11.3) + Kt – Hệ số xét đến ảnh hưởng của nhiệt độ 𝑡℃ tuổi thọ ổ Kt = 1 + V=1 Vòng trong quay ⇒ QB = 1 × 1 × 2120 + 0 × 402,8 × 1,3 × 1 = 2756N Do QA = 3,3KN > QB = 2,7KN nên ta tính cho ổ A - Ổ bi nên m = 3. - Do tải trọng thay đổi nên: QAE = Qi m Li Li m = QA 3 13 × 45 89 + 0.73 × 44 89 3 = 0.88QA ≈ 2,9kN -Tuổi thọ ổ(triệu vòng) L = 60. n1. Lh 106 = 60 × 296 × 9 × 300 × 2 × 8 106 = 767,232triệu vòng -Hệ số khả năng tải động Ctt = QAE L 3 = 4,7 × 767,232 3 ≈ 43kN -Theo bảng phụ lục 9.3 ổ bi đỡ một dãy cở nặng (TCVN 1496-85) “sách bài tập chi tiết máy” GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 56 Ta chọn ổ 306 có d(mm) D(mm) B(mm) C(kN) C0(kN) 30 72 19 22 15,1 - Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Theo bảng 11.6 ta có:X0=0,6;Y0=0,5 Q0A = X0FrA + Y0 FaA = 0,6 × 2360 + 0,5 × 612,8 ≈ 1,7224kN Q0A = FrA ≈ 2,3kN Chọn Q0Amax = 2,3kN < C0.vậy ổ đủ bền tĩnh 5.3 THIẾT KẾ Ổ TRÊN TRỤC 3 - Lực hướng tâm tác động lên ổ A FrA = RA = RAX 2 + RAY 2 = 1940,852 + 5747,542 = 6066,4N - Lực hướng tâm tác động lên ổ B FrB = RB = RBX 2 + RBY 2 = 1115,752 + 1270,82 = 1691,1N - Lực dọc trục :Fa=0 -Vì FrA > FrB .Nên tính toán theo ổ A -Tải trọng tương đương trên ổ A QA = X. V. FrA + Y FaA KσKt RBRA GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 57 +Do không có lực dọc trục nên hệ số X=1;Y=0 + Kσ – Hệ số xét đến ảnh hưởng đặc tính tải trọng đến tuổi thọ Kσ = 1,3 (Bảng 11.3) + Kt – Hệ số xét đến ảnh hưởng của nhiệt độ 𝑡℃ tuổi thọ ổ Kt = 1 + V=1 Vòng trong quay ⇒ QA = 1 × 1 × 6066,4 + 0 × 0 × 1,3 × 1 ≈ 7,9KN -Tuổi thọ ổ(triệu vòng) L = 60. n1 . Lh 106 = 60 × 102 × 9 × 300 × 2 × 8 106 = 264,4triệu vòng -Hệ số khả năng tải động Ctt = QAE L 3 = 11,83 × 264,4 3 ≈ 50,616kN -Theo bảng phụ lục 9.3 ổ bi đỡ một dãy cở nặng (TCVN 1496-85) “sách bài tập chi tiết máy” Ta chọn ổ 411 có d(mm) D(mm) B(mm) C(kN) C0(kN) 45 100 25 37,8 26,7 - Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh Theo bảng 11.6 ta có:X0=0,6;Y0=0,5 Q0A = X0FrA + Y0 FaA = 0,6 × 6066,4 + 0,5 × 0 ≈ 3,64kN Q0A = FrA ≈ 6,06kN Chọn Q0Amax = 6,06N < C0.vậy ổ đủ bền tĩnh GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 58 5.4 CHỌN NỐI TRỤC Do các trục không đồng tâm nên chọn nối trục vòng đàn hồi *Moment xoắn tính toán 𝑇𝑡 = 𝑘𝑇1 = 1,5 × 25220 = 37830𝑁𝑚𝑚 ≈ 37,83𝑁𝑚 *Do đó theo thông số của nối trục vòng đàn hồi của hãng Flexitech,ta chọ trục đàn hồi có các thông số sau: Đường kính qua tâm các chốt: 𝐷𝑜 = 0,55 × 𝐴 × 𝐸 = 0,55 × 114 + 42 = 85,5𝑚𝑚 Kí hiệu 𝑇 Nmm d mm A mm B mm C mm D mm E mm F mm Z mm nmax v/ph dmin mm dmax mm D0 mm FBC2A 310 114 99 48 3 42 70 4 5100 12,7 30 85,5 GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 59 PHẦN 6 THIẾT KẾ THÂN MÁY VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 6.1 THIẾT KẾ VỎ HỘP -Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận của máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đế, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi - Vật liệu là gang xám GX15-32 - Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua các trục để lắp các chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn - Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặt biệt. - Mặt đáy lỗ dốc về phía lỗ tháo dầu với độ dốc từ 10...30, và ngay tại chỗ tháo dầu lõm xuống - Kết cấu hộp giảm tốc đúc. 6.1.1 Kích thước vỏ hộp : 6.1.1.1 Chiều dày hộp : - Chiều dày thành thân hộp 0,03 3 0,03.163 3 7,89a mm mm  chọn  = 9 mm -Chiều dày nắp hộp : 1 0,9. 0,9.9 8,1mm  chọn 1 = 8 mm 6.1.1.2 Đường kính : - Bulông nền d1 > 0,04a+10> 12 mm →chọn d1=16mm - Bulông cạnh ổ d2 =(0,7÷ 0,8)d1 → d2=12mm - Bulông ghép bích và thân d3 =(0,8÷ 0,9)d2 → d3 = 10mm - Vít ghép nắp ổ d4 =(0,6÷ 0,7)d2 → d4= 8mm - Vít ghép nắp cửa thăm d5 = (0,5÷ 0,6)d2 → d5= 6mm GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 60 6.1.1.3 Mặt đế hộp và gân tăng cứng : -Chiều dày đế hộp không có phần lồi S1 = ( 1,3  1,5 ) d1 →S1 = 22 mm -Chiều dày gân thân hộp e = (0,81)  = 7,2  9 mm  chọn e = 8 mm - Độ dốc khoảng 2° 6.1.1.4 Mặt bích ghép nắp và thân : - Chiều dày mặt bích dưới của thân: 3 31,4 1,8 .S d 14  18 mm  chọn S3 = 15 mm -Chiều dày mặt bích trên của thân: S4 = (0,9 1 ) S3 = 13,5 15  chọn S4 = 15 mm - Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ:K2 = E2 + R2 + 3 ÷ 5 mm.chọn K2 = 40mm *Trong đó + E2≈1,6d2 (không kể chiều dày thành hộp) + R2≈1,3d2 -Bề rộng bích nắp và thân :K3 = K2 + (3 5) →K3 = 42 mm 6.1.1.5 Khe hở giữa các chi tiết : - Giữa bánh răng với thành trong hộp  = 10 mm - Giữa đỉnh bánh răng lớn với dáy hộp 1 = 35 mm - Giữa mặt bên các bánh răng với nhau 2 =10 mm 6.1.1.6 Số lượng bulong nền Z= 𝐿 + 𝐵 /(200 ÷ 300) 4Z GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 61 6.2. CÁC CHI TIẾT PHỤ KHÁC 6.2.1 Chốt định vị : - Có tác dụng định vị chính xác vị trí của nắp và bulông, hộp giảm tốc.Nhờ chốt định vị mà khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ, do đó loại trừ được nguyên nhân làm hỏng ổ.  Theo bảng (18-4b)-[2], Ta có các thông số sau: dc =6( mm) l =40 (mm) c =1 (mm) 6.2.2 Nắp cửa thăm - Để kiểm tra quan sát chi tiết trong hộp giảm tốc. Khi lắp ghép và dổ dầu vào hộp . được bố trí trên đỉnh hộp. Theo bảng 18.5 [2] ta chọn các kích thước sau : A (mm) B (mm) A1 (mm) B1 (mm) C (mm) K (mm) R (mm) Vít Số lượng vít 100 75 150 100 125 87 12 M8x22 4 6.2.3 Nút thông hơi : GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 62  Khi máy làm việc nhệt độ trong hộp tăng lên ,áp suất trong hộp cũng tăng theo.Để giảm áp suất và thông khí trong hộp ta dùng nút thông hơi ,đồng thời cũng là đễ điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp.  Bảng 18-6 [2] A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 6.2.4 Nút tháo dầu :  - Sau một thời gian làm việc , dầu bôi trơn trong hộp bị bẩn hoặc biến chất, do đó cần thay dầu mới. Nút tháo dầu dùng để xả dầu cũ ra bên ngoài.  Bảng 18-7[2] d b m f L c q D S D0 M22× 2 15 10 3 29 2,5 19,8 32 22 25,4 GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 63 6.2.5 Que thăm dầu : - Dùng để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc , để đảm bảo mức dầu luôn ở mức cho phép để các chi tiết được hoạt động tốt. 6.2.5 Vòng phớt : - Vòng phớt là loại lót kín tác động gián tiếp nhằm mục đích bảo vệ ổ khỏi bị bụi bặm, chất bẩn,hạt cứng và các tạp chất khác xâm nhập vào ổ.Những chất này làm cho ổ chóng bị mài mòn.Ngoài ra vòng phớt còn có tác dụng đề phòng dầu chảy ra ngoài.Tuổi thọ ổ lăn phụ thuộc rất nhiều vào vòng phớt. - Vòng phớt được sử dụng khá rộng rải do có kết cấu đơn giản,thay thế dễ dàng.Tuy nhiên vòng phớt có nhược điểm chóng mòn và ma sát lớn khi bề mặt trục có độ nhám cao. GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 64 Vòng phớt 6.2.6 Vòng chắn dầu: Để ngăn cách mở trong bộ phận ổ với dầu trong hộp Vòng chắn dầu GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 65 PHẦN 7 CHỌN DẦU BÔI TRƠN VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP 7.1. CHỌN DẦU BÔI TRƠN - Bôi trơn hộp giảm tốc : Bằng cách ngâm dầu cho bánh răng ở nhiệt độ 50℃ ứng với vận tốc của bộ truyền v >3 m/s. Dầu có độ nhớt là 57centipois.Tra bảng ta chọn được dầu bôi trơn là dầu tuabin . - Bôi trơn ổ: Do số vòng quay của ổ lăn nhỏ hơn 1500 (v/p) với ổ bi đỡ 1 dãy ta chọn chất bôi trơn là mỡ 2 mỡ lắp đầy 2/3 thể tích phần rỗng của bộ phận ổ. 7.2. DUNG SAI LẮP GHÉP *Dựa vào kết cấu và yêu cầu làm việc , chế độ tải của các chi tiết trong hộp giảm tốc mà ta chọn các kiểu lắp ghép sau: 7.2.1 Dung sai và lắp ghép bánh răng: Chịu tải vừa, thay đổi, va đập nhẹ ta chọn kiểu lắp trung H7/k6 7.2.2 Dung sai và lắp ghép ổ lăn: - Vòng trong ổ chịu tải tuần hoàn, va đập nhẹ, lắp theo hệ thống trục, để vòng ổ không bị trượt trên bề mặt trục khi làm việc ta chọn chế độ lắp k6, lắp trung gian có độ dôi. - Vòng ngoài lắp theo hệ thống lỗ, vòng ngoài không quay nên chịu tải cục bộ. Để ổ mòn đều , và có thể dịch chuyển khi làm việc do nhiệt độ tăng, ta chọn chế độ lắp trung gian H7. - Đối với ỗ ở đầu vào và đầu ra của hộp ta sử dụng chế độ lắp m6 vì trục hai đầu này nối với khớp nối và lắp đĩa xích ta cần độ đồng trục cao hơn. 7.2.3 Lắp vòng chắn dầu lên trục: Chọn kiểu lắp trung gian H7/js6 để thuận tiện cho quá trình tháo lắp. 7.2.4 Lắp bạc chắn lên trục: Vì bạc chỉ có tác dụng chặn các chi tiết trên trục nên ta chọn chế độ lắp lỏng H8/h6. 7.2.5 Lắp nắp ổ , thân: GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 66 Chọn kiểu lắp H7/e8 để dễ dàng tháo lắp v để trục có thể quay tự do với tải trọng lớn,tốc độ lớn ,nhiệt độ cao. 7.2.6 Lắp then lên trục: - Theo chiều rộng chọn kiểu lắp trên trục là P9/h8 và kiểu lắp trên bạc là Js9/h8 - Theo chiều cao , sai lệch giới hạn kích thước then là h11 . - Chiều dài sai lệch giới hạn kích thước then là h14 . BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP Chi tiết Mối lắp Sai lệch trên Sai lệch dưới Độ dôi lớn nhất (m) Độ hở lớn nhất(m) ES es EI ei BÁNH RĂNG 22 H7/k6 +21 +15 0 +2 15 19 23 H7/k6 +25 +18 0 +2 18 23 33 H7/k6 +25 +18 0 +2 18 23 Ổ ĐỠ CHẶN MỘT DÃY (THEO GOST 831 – 75 ) ( Lắp lên trục ) 11 k6 - +25 - 9 25 - 13 k6 - +18 - +2 18 - (Lắp lên vỏ hộp) 11 H7 35 - 0 - - 35 13 H7 35 - 0 - - 35 GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 67 Ổ BI ĐỠ MỘT DÃY (THEO GOST 8338 -75) ( Lắp lên trục) 21 k6 - +18 - +2 18 - 24 k6 - +18 - +2 18 - 32 k6 - +18 - +2 18 - 34 k6 - +18 - +2 18 - ( Lắp lên vỏ hộp) 21 H7 40 - 0 - - 40 24 H7 40 - 0 - - 40 32 H7 55 - 0 - - 55 34 H7 55 - 0 - - 55 b× ℎ Then (trục) 10× 8 P9/h8 −12 0 −42 −18 42 −6 GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 68 14× 9 P9/h8 −12 0 −42 −18 42 −6 14× 9 P9/h8 −12 0 −42 −18 42 −6 16× 10 P9/h8 −15 0 −51 −22 51 −7 16× 10 P9/h8 −15 0 −51 −22 51 −7 b× ℎ Then (bánh răng) 10× 8 Js9/h8 −18 0 +18 −22 −18 4 14× 9 Js9/h8 −18 0 +18 −22 −18 4 18× 11 Js9/h8 −18 0 +18 −22 −18 4 b× ℎ Then (đĩa xích) 10× 8 Js9/h8 −18 0 +18 −22 −18 4 GVHD : Nguyễn Văn Thạnh ĐACTM-ĐỀ 2 PHƢƠNG ÁN 9 SVTH : Nguyễn Hữu Quang - 20801673 Page 69 TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] Trịnh Chất – Lê Văn Uyển, Tính toán thiết kế hệ dẫn động cơ khí, Tập1&2, Nhà xuất bản giáo dục, năm 2007. [2] Nguyễn Hữu Lộc, Cơ sở thiết kế máy, Nhà xuất bản Đại học Quốc gia Tp.HCM, năm 2004. [3] Trần Hữu Quế, Đặng Văn Cứ, Nguyễn Văn Tuấn, Vẽ kỹ thuật cơ khí,Tập 1, Nhà xuất bản giáo dục, năm 2007. [4] Trần Hữu Quế, Đặng Văn Cứ, Nguyễn Văn Tuấn, Vẽ kỹ thuật cơ khí,Tập 2, Nhà xuất bản giáo dục, năm 2007. [5] Nguyễn Bá Dương, Nguyễn Văn Lẫm, Hoàng Văn Ngọc, Lê Đắc Phong, Tập bản vẽ Chi tiết máy, Nhà xuất bản Đại học và Trung học chuyên nghiệp, năm 1978.