Đề tài Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục -Bánh răng nghiêng

Lực vòng trên xích tải: F= 5000 N Vận tốc xích tải: v=0.7515 m/s Số răng đĩa xích tải dẫn: z1= 27 Bước xích tải dẫn : p = 25,4

pdf77 trang | Chia sẻ: lylyngoc | Ngày: 21/08/2014 | Lượt xem: 3107 | Lượt tải: 5download
Bạn đang xem nội dung tài liệu Đề tài Thiết kế hộp giảm tốc 2 cấp đồng trục -Bánh răng nghiêng, để tải tài liệu về máy bạn click vào nút DOWNLOAD ở trên
 006,0 73 606,0 F og v  Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 23 Trường ĐHKT-KTCN 394,3/150606,0.73.006,0Fv = 1,75 01,1 37,1.12,1.150813.2 3,68.45.75,1 1 FvK Suy ra KF = 1,01.1,12.1,37 = 1,55 Suy ra σFcđ = 2.150813.1,55.0,59.0,894.3,42/(45.68,3.2) = 148 MPa MPa  [σFcđ] = 267,4 MPa. σFbđ = 148.3,6/3,7=144  [σFbđ] =257 Mpa. Vậy bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc. 1.10 Kiểm nghiệm quá tải : Adct 6.48 TL1 maxmax ][. HqtHH K   Theo CT 6.13TL1 1820650.8,2.8,2][ max  chH  2,2/max  TTKqt => maxmax ][7442,2.502 HH   Vậy thỏa mãn quá tải về tiếp xúc. Adct 6.49 TL1 maxmax ][. FqtFF K   Theo CT 6.14 TL1 520650.8,0.8,0][ max  chF  => maxmax ][8,3162,2.144 FF   Vậy thỏa mãn quá tải về uốn. 2 : Tính toán cấp nhanh. 2.1 Chọn vật liệu: So với bộ truyền bánh răng cấp chậm, bộ truyền cấp chậm có tỉ số truyền cao hơn, nhƣng chênh lệch không lớn nên ta chọn vật liệu cấp nhanh giống cấp chậm. Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 24 Trường ĐHKT-KTCN Vật liệu Nhiệt luyện Giới hạn bền 2  b N/mm Giới hạn chảy  N/mm 2 ch Độ cứng HB Bánh chủ động Thép 45 X Tôi cải thiện 850 650 230…280 Bánh bị động Thép 40X Tôi cải thiện 850 550 230…260 2.2 Xác định ứng suất mỏi tiếp xúc và ứng suất mỏi uốn cho phép: 2.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép: Chọn độ cứng HBcđ = 260 và HBbđ = 250. Ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép: CT 6.1 và 6.2[TL1tr91] [σH] = ( σ 0 Hlim / SH) ZRZVKxHKHL [σF] = ( σ 0 Flim / SF) YRYVKxFKFCKFL. Trong tính toán sơ bộ nên ta chọn ZRZVKxH = 1 và YRYVKxF = 1 do đó chỉ còn : [σH] = ( σ 0 Hlim / SH) KHL [σF] = ( σ 0 Flim / SF) KFC KF Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 25 Trường ĐHKT-KTCN Với σ 0 Hlim, σ 0 Flim : lần lƣợc là ứng suất tiếp cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kì cơ sở.Tra bảng 6.2 [TL1 tr94] ta đƣợc :σ 0 Hlim = 2HB+70= 2x260+70 = 590 và σ 0 Flim = 1.8HB = 1.8x 260 = 468 (với bánh chủ động). SH và SF là hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn. Tra bảng 6.2 [TL1 tr 94] ta đƣợc SH = 1.1 và SF = 1.75 (với bánh chủ động). KFC hệ số xét đến ảnh hƣởng đặt tải.KFL = 1 khi đặt tải một chiều. KHL và KFL hệ số tuổi thọ đƣợc tính CT 6.3 và 6.4 [Tl1 tr 93]: H m HEHOHL NNK / Và Fm FEFOFL NNK / ở đây : mH và mF – bậc của đƣờng cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn trong trƣờng hợp này mH = 6 và mF = 6 vì độ cứng mặt răng HB < 350. NHO số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử tiếp xúc : Theo 6.5 TL1 tr93 : 4,24,2 260.30.30  HBHO HN =18752418 NFO = 4.10 6 đối với tất cả các loại thép. NFE và NHE số chu kì thay đổi ứng suất tƣơng đƣơng : Ta xét tải trọng thay đổi : iiHE tnTTiCN ..max)/(..60 3 ii m FE tnTTiCN F ..max)/(..60  Với c:số lần ăn khớp của rằng trong một vòng.Ở đây c = 1 n:số vòng quay bánh răng trong một phút ,ncđ = 709,5 ; nbđ =169,5 Ti : mô men xoắn. L=5 năm, mỗi năm 300 ngày, mỗi ngày 2 ca, mỗi ca 8h nên Tổng số giờ làm việc :t =5 . 300 . 2 . 8 = 24000 (giờ) Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 26 Trường ĐHKT-KTCN Suy ra với bánh chủ động ....) 75 12 .75,0 75 48 .9,0 75 15 .1.(24000.5,709.1.60 333 HEN ...) 75 12 .75,0 75 48 .9,0 75 15 .1.(24000.5,709.1.60 666 FEN Vì NHecđ > NHOcđ và NEFcđ > NFOcđ nên KHLcđ =KFLcđ =1. Suy ra với bánh chủ động: [σH]cđ =590/1,1 = 536,4 Mpa [σF]cđ = 468/1,75 = 267,4 Mpa (N/mm 2 ). Đối với bánh bị động tương tự ta có : σ 0 Hlim = 2HB+70= 2.250+70=570 và σ 0 Flim = 1.8HB = 1,8.250 = 450 SH = 1.1 và SF = 1.75 Có ....) 75 12 .75,0 75 48 .9,0 75 15 .1.(24000.5,169.1.60 666 FEN Vì NHebđ > NHObđ và NEFbđ > NFObđ nên KHLbđ =KFLbđ =1. Suy ra [σH]bđ =570/1,1 = 518,2 MPa [σF]bđ = 450 / 1,75 = 257,1 MPa (N/mm 2 ). Vậy : [σH]cp )(3,527 2 4,5362,518 2 ][][ MPabdHcdH       [σH]bđ 1,25[σH]bđ=647,75 Vậy thỏa mãn yêu cầu 6.12TL1 Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 27 Trường ĐHKT-KTCN 2.3 Xác định khoảng cách trục aw Do hộp đồng trục => aw = 150 mm 2.4 Môđun bánh răng. Theo CT 6.17 TL12 m = (0,01…0,02)aW = 1,5 … 3,0 chọn m = 2 mm theo tiêu chuẩn 2.5 Số răng của bánh răng. Vì răng nghiêng ta chọn  = 15 0 Theo CT 6.31 TL1: 9,27 )1187,4(2 15cos.150.2 )1( cos.2 0 1      um a Z W  Vậy ta chọn số răng bánh dẫn là 28 Vậy số răng bánh bị dẫn là 2Z = u.Z1 = 4,187.28 = 117,2 Ta chọn 2Z = 117 Tỉ số truyền sau khi chọn răng: 179,4 28 117 1 2  Z Z Ut Sai số tỉ số truyền: ,...0100. 187,4 )179,4187,4(   U Vậy số răng cặp bánh răng đƣợc thõa. Tính lại góc  : ta có Cos  = m t aZ 2/ = 2.145/2.150 = 0,946 Vậy  = 14,8 00 20 Thỏa mãn với đk  ]20;8[ 2.6 Góc ăn khớp : Theo ct 6.27 TL1 WttW amZCos 2/cos..   (Có 020 ) => 889.0150.2/20cos.2.145 0 tWCos => 07,24tW Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 28 Trường ĐHKT-KTCN 2.7 Kích thước bộ truyền bánh răng Chiều rộng bánh răng : 33150.22,0.1  WW ab  mm Đƣờng kính vòng chia: 1d = Z1.m /cos  = 58 mm 2d = Z2.m /cos  = 242 mm Đƣờng kính lăn : d 1w = 2aW/(u+1) = 58 mm 2Wd = d 1w .u = 58.4,179 = 242 mm Đƣờng kính đỉnh răng : d 1a = dw1 + 2.m = 62 mm d 2a = dw2 + 2.m = 246 mm Đƣờng kính vòng chân răng : df1 = dw1 – 2,5m = 53 mm df1 = dw2 – 2,5m = 237 mm vận tốc bánh răng: )/(15,2 60000 58.5,709.14,3 60000 .. 11 sm nd v W   Theo bảng 6.13[TL2] ta chọn cấp chính xác của cặp bánh răng là cấp 9 2.8 Kiểm nghiệm về độ bền tiếp xúc. ][)../()1.(..2... 1 2 1 HWWHHMH dubuKTZZZ    theo 6.33 TL1 Với : * 274mZ : hệ số kể đến vật liệu của bánh răng ăn khớp. Tra bảng 6.5 TL1 Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 29 Trường ĐHKT-KTCN * ZH Hệ số xét đến ảnh hƣởng của hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = tWb  2sin/cos2 Theo 6.34 TL1 Với b góc nghiêng của răng trên hình trụ cơ sở. tg b = cos  tgt . ( t = 063,20)cos/( tgarctg ) tg b = cos20,6.tg14,8=0,246 Vậy b = 13,9 ZH = 7,24.2sin/9,13cos2 = 1,6 * Z  - Hệ số xét đến sự trùng khớp răng. Theo 6.37 TL1 )/(  mSinbW = 33Sin14,8/ 2 = 1,71   1 Theo 6.36c TL1 Z  = /1 Áp dụng 6.38b TL1  = sZZ cos)]/1/1(2,388,1[ 21  = 1,68 => Z  = 68,1/1 = 0,77  K H - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. HvHHH KKKK ..  Trong đó 05,1HK HK = 1,13 : hệ số phân bố ko đều tải trọng . Tra bảng 6.14 TL1 HvK =  HH WH KKT dbv ...2 .. 1 1 1 Trong đó uavgv WoHH /... Tra bảng 6.15 TL1 73 002,0   o g H => 179,4/15015,2.73.002,0Hv = 1,88 (m/s) HvK = 05,1.13,1.36935.2 58.33.88,1 1 = 1,04 => K H = 1,04.1,05.1,13 = 1,234 Đồ án Chi Tiết Máy SVTH: Đặng Danh Huân Trang 30 Trường ĐHKT-KTCN Vậy )58.179,4.33/(179,5.234,1.36935.277,0.6,1.274 2H = 340 MPa => ][ HH   Vậy độ bền tiếp xúc đƣợc thõa mãn . 2.9 Tính toán kiểm tra giá trị ứng suất uốn CT 6.43.và 6.44 [TL1tr108]: σFcđ = 2T1KFYεYβYF1/(bwdw1m)  [σF]cd. σFbđ = σF1YF2/YF1  [ σF2]bd. Trong đó : Yε = 1/ εα = 1/1.68 = 0.6:hệ số kể đến sự trùng khớp của răng. Với : Yβ = 1-β/140 = 1- 14,8/140 =0,894. YF1 ,YF2 hệ số dạng răng của bánh chủ động và bị động. Tra bảng 6.18 với hệ số dịch chỉnh x1=0,5, x2 =0,5 và zv1=z1/  3cos =31 ; zv2= z2/  3cos = 129 và suy ra đƣợc YF1= 3,4; YF2= 3,52. KF = KFβKFαKFv CT 6.45 TL1 KFβ hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7 [TL1 tr 98] với sơ đồ 4 suy ta có KFβ = 1,12. KFα : hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp khi tính về uốn, với bánh răng nghiêng. Tra bảng 6.14 TL1 KFα = 1,37 KFv hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn: TFheo CT 6.46 TL1  FF WF Fv KKT dbv K ...2 .. 1 1 1 Với uavgv WoFF /... Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 31 Trường ĐHKT-KTCN 179,4/15015,2.73.006,0Fv = 5,6 (m/s) 1,1 37,1.12,1.36935.2 58.33.6,5 1 FvK Suy ra KF = 1,1.1,12.1,37 = 1,688 Suy ra σFcđ = 2.36935.1,688.0,6.0,89.3,4/(33.58.2) = 60 MPa MPa  [σFcđ] = 267,4 MPa. σFbđ = 60.3,52/3,4=62  [σFbđ] =257 Mpa. Vậy bánh răng cấp chậm đạt yêu cầu về độ bền uốn và độ bền tiếp xúc. 2.10 Kiểm nghiệm quá tải : Adct 6.48 TL1 maxmax ][. HqtHH K   Theo CT 6.13TL1 1820650.8,2.8,2][ max  chH  2,2/max  TTKqt => maxmax ][5042,2.340 HH   Vậy thỏa mãn quá tải về tiếp xúc. Adct 6.49 TL1 maxmax ][. FqtFF K   Theo CT 6.14 TL1 520650.8,0.8,0][ max  chF  => maxmax ][1362,2.62 FF   Vậy thỏa mãn quá tải về uốn. Bảng thông số bộ truyền bánh răng Thông số Cấp nhanh Cấp chậm Bánh nhỏ Bánh lớn Bánh nhỏ Bánh lớn Môđun m 2 2 2 2 Đường kính vòng lăn dw 58 242 68,3 231,7 Đường kính vòng đỉnh da 62 246 72,3 235,7 Đường kính chân răng df 53 237 63,3 226,7 Chiều rộng vành răng bw 33 33 45 45 Số răng Z 28 117 33 112 Khoảng cách trục aw 150 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 32 Trường ĐHKT-KTCN Phần V. Tính toán thiết kế trục và chọn then 1. Thiết kế trục 1.1 Chọn vật liệu: Chọn vật liệu chế tạo các trục là thép C45 thƣờng hóa ,có b = 600 MPa (N/mm 2 ), HB = 170-217 ứng suất xoắn cho phép [ ] = 15…30 MPa với trục vào và lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, lấy trị số lớn đối với trục ra của hộp giảm tốc. 1.2 – Tính sơ bộ trục Tính đƣờng kính sơ bộ của các trục theo công thức: Theo 10.9 TL1 )(])[2,0/(3 mmTd  Với T : mômen xoắn ][ Ứng suất xoắn cho phép Chọn ][ 1 = 20 ; ][ 2 =25 ; ][ 3 = 30 (MPa) --- Đối với trục 1 : 31 )20.2,0/(36935d = 20,(mm) --- Đối với trục 2 : 32 )25.2,0/(150813d = 31,5 (mm) --- Đối với trục 2 : 33 )30.2,0/(498319d = 43,4 (mm) Ta chọn d nhƣ sau : 1d = 20 (mm) ; 2d = 35 (mm) ; 3d = 45 (mm) 1.3. Tính gần đúng trục: Từ đƣờng kính trục ở trên ta xác định chiều dày ổ lăn: Theo bảng 10.2 TL1 dI = 20 mm => b01 = 15 mm dII = 35 mm => b02 = 21 mm dIII = 45 mm => b03 = 25 mm Tra bảng ta có các thông số nhƣ sau: Theo Bảng 10.3 Tl1 Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành hộp: k1 = 12 mm Khoảng cách từ mặt mút của ổ lăn quay đến thành trong của hộp: k2 = 8 mm Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = 15 mm Chiều cao nắp ổ và đầu bulông: hn = 18 mm Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 33 Trường ĐHKT-KTCN Chiều dài mayơ bánh đai: lm12 = (1,2…1,5)d = (24…30) Chọn lm12 = 25 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ nhất trên trục I: lm13 = (1,2…1,5)d = (24…30)mm . Chọn lm13 = 25 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ hai trên trục II: lm22 = (1,2…1,5)d = (42..52,5)mm . Chọn lm22 = 45 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ thứ ba trên trục II: lm23 = (1,2…1,5)d = (42..52,5)mm . Chọn lm23 = 45 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ trên trục III: lm32 = (1,2..1,5)d = (54…67,5) mm .Chọn lm32= 60 mm Chiều dài mayơ khớp nối: lmkn = (1,4  2,5)dIII = (1,4  2,5).45 = (63…112,5) mm Ta chọn lmkn = 90 mm Khoảng cách giữa các gối đỡ và khoảng cách và khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực của đai hoặc khớp nối: Trục I: Khoảng cách từ đai ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ: Theo 10.14 TL1 )(561815 2 2125 2 3 0212 12 mmhk bl l n m      Khoảng cách từ gối đỡ B01 đến bánh răng lm13 trên trục I: )(40812 2 1525 2 21 0113 13 mmkk bl l m      Khoảng cách giữa các gối đỡ trên trục I: Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 34 Trường ĐHKT-KTCN )(802.402 1311 mmll  Trục II: Khoảng cách từ ổ trên trục II đến bánh răng thứ 2 trên trục II: )(401322 mmll  Khoảng cách từ ổ trên trục II đến bánh răng thứ 3 trên trục II: Với: )(5,62812 2 2560 2 21 0332 32 mmkk bl l m      )(5,17521125,6280021321123 mmbklll  Vậy khoảng cách giữa 2 ổ lăn trên trục thứ II là: l21 = l23 + l32 = 175,5+ 62,5 = 238 (mm) Trục III: Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 35 Trường ĐHKT-KTCN Khoảng cách giữa 2 ổ lăn trên trục thứ III là: )(1252.5,622 3231 mmll  Chọn khoảng cách từ ổ lăn đến khớp nối: )(5,901815)2590(5,0)(5,0 30333 mmhkbll nmknC  Vậy khoảng cách từ ổ lăn đặt ở vị trí đầu đến điểm đặt lực của bộ xích tải: )(5,2151255,90333133 mmlll C  Các lực tác dụng lên trục: - Lực do đai tác dụng lên trục: Frd = 850 (N) - Bánh răng cấp nhanh: theo CT 10.1 TL1 Lực vòng: 2 1 1 1 )(6,1273 58 36935.22 t W t FN d T F  Lực hƣớng tâm: )(6068,14cos/7,24.6,1273cos/.121 NtgtgFFF tWtrr   Lực vòng trục: )(5,3368,14.6,1273.121 NtgtgFFF taa   - Bánh răng cấp chậm: Lực vòng: 4 1 3 )(2,4416 3,68 150813.22 t W t FN d T F  Lực hƣớng tâm: )(21018,14cos/7,24.2,4416cos/.343 NtgtgFFF tWtrr   Lực vòng trục: )(8,11668,14.2,4416.343 NtgtgFFF taa   Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 36 Trường ĐHKT-KTCN Sơ đồ lực không gian: 1.4 Tính toán trục: 1.4.1 Trục I Ta có: F rd = 850 (N) Ft1 = 1273,6 (N) Fr1 = 606(N) Fa1=336,5 Phản lực ở các gối đỡ trục: Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 37 Trường ĐHKT-KTCN mAx = 40Fr1- 80FBy - Ma1 = 0 Có Ma1 = (Fa1 .dw)/2 = 9758,5 Nmm => NFBy 181 Mà 01  rByAyy FFFF  FAy = 425 N mAy = 56Frd – 40Ft1 + 80FBx = 0 => NFBx 8,41 Mà 01  BxtAxrdx FFFFF => NFAx 8,2081 Tính mômen uốn ở các tiết diện nguy hiểm: Tiết diện a-a: Mu a-a = Frd.56 = 56.850 = 47600 (Nmm) Tiết diện b-b: Mu b-b = 22 uxuy MM  Trong đó:      )(167240. )(724040. NmmFM NmmFM Bxux Byuy )(5,743016727240 22)( NmmM bbu   Tính điều kiện trục ở 2 tiết diện a-a và b-b theo công thức: 3 ].[1,0  tdMd    )/(63 2mmN Tra bảng 10.5 TL1 Điều kiện trục ở tiết diện a-a: 22 75,0 jjtd TMM  = 22 36935.75,047600  = 57349 (Nmm) mmd 9,20 63.1,0 57349 3  Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 38 Trường ĐHKT-KTCN Điều kiện trục ở tiết diện b-b: 22 .75,0 jjtd TMM  = 22 36935.75,05,7430  = 32838 (Nmm) mmd 3,17 63.1,0 32838 3  Vậy điều kiện ở tiết diện a-a lấy 30 (mm) và tiết diện b-b lấy 32 (mm). 1.4.2 Trục II Ta có: Ft2 = 1273,6 (N) Fr2 = 606 (N) Fa2 = 336,5 (N) Ft3 = 4416,2 (N) Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 39 Trường ĐHKT-KTCN Fr3 = 2101 (N) Fa3 = 1166,8 (N) Phản lực ở các gối đỡ trục: mCx = 238FDy- 40Fr2 -175,5Fr3 –Ma2 +Ma3 = 0 Có Ma2 = (Fa2 .dw1)/2 = 40716,5 Nmm Ma3 = (Fa3 .dw2)/2 = 39846,2 Nmm => NFDy 8,1654 Mà 032  rrDyCyy FFFFF  FCy = 1052,2 N mCy = 40Ft2 – (135,5+40)Ft3 + 238FDx = 0 => NFDx 4,3042 Mà 032  ttDxCxx FFFFF => NFCx 2,100 Tính mômen uốn ở các tiết diện nguy hiểm: Tiết diện (e-e): Mu e-e = 22 uxuy MM  Trong đó:      )(400840. )(4208840. NmmFM NmmFM Cxux Cyuy )(42278400842088 22)( NmmM eeu   Tiết diện f-f: Mu f-f = 22 uxuy MM  Trong đó:      )(1901505,62. )(1034255,62. NmmFM NmmFM Dxux Dyuy Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 40 Trường ĐHKT-KTCN )(3,216457190150103425 22)( NmmM ffu   Tính điều kiện trục ở 2 tiết diện e-e và f-f theo công thức: 3 ].[1,0  tdMd    )/(63 2mmN Tra bảng 10.5 TL1 Điều kiện trục ở tiết diện e-e: 22 .75,0 jjtd TMM  = 22 150813.75,042278  =137280(Nmm) mmd 28 63.1,0 137280 3  Điều kiện trục ở tiết diện f-f: 22 .75,0 jjtd TMM  = 22 150813.75,0207525  = 245204 (Nmm) mmd 9,33 63.1,0 245204 3  Vậy điều kiện ở tiết diện e-e lấy 36 (mm) và tiết diện f-f lấy 36 (mm). Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 41 Trường ĐHKT-KTCN 1.4.3 Trục III Ta có: Ft4 = 4416,2 (N) Fr4 = 2101 (N) Fa4 = 1166,8 (N) Fkn = 2T/D0 (N) Tra bảng 16.10aTL1 D0 = 130 => Fkn = 2.498319/130 = 7666,4 N Phản lực ở các gối đỡ trục: mGx = 62,5Fr4- (62,5+62,5)FHy +Ma4 = 0 Có Ma4 = (Fa4 .dw2)/2 = 135173,8 Nmm => NFHy 9,2131 Mà 04  rHyGyy FFFF  FGy = 31 N mGy =62,5Ft4+ (62,5+62,5)FHx - (62,5+62,5+90,5)Fkn = 0 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 42 Trường ĐHKT-KTCN => NFHx 8,11008 Mà 04  kntHxGxx FFFFF => NFGx 6,7758 Tính mômen uốn ở các tiết diện nguy hiểm: Tiết diện (k-k): Mu k-k = 22 uxuy MM  Trong đó:      )(5,4849125,62. )(5,19375,62. NmmFM NmmFM Gxux Gyuy )(4849165,4849125,1937 22)( NmmM kku   Tiết diện i-i: Mu i-i = 90,5.7666,4 = 693809 Nmm Tính điều kiện trục ở 2 tiết diện k-k và i-i theo công thức: 3 ].[1,0  tdMd    )/(50 2mmN Tra bảng 10.5 TL1 Điều kiện trục ở tiết diện k-k: 22 .75,0 jjtd TMM  = 22 498319.75,0484916  =649141,7 (Nmm) mmd 6,50 50.1,0 7,649141 3  Điều kiện trục ở tiết diện i-i: 22 .75,0 jjtd TMM  = 22 498319.75,0693809  = 817075 (Nmm) Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 43 Trường ĐHKT-KTCN mmd 7,54 50.1,0 817075 3  Vậy điều kiện ở tiết diện k-k lấy 63 (mm) , i-i lấy 60 (mm) 1.5 - Tính chính xác trục: Tính chính xác trục nên tiến hành cho các tiết diện chịu tải lớn có ứng suất tập trung. Tính chính xác trục theo hệ số an toàn: Đối với trục I 1.5.1 Về độ bền mỏi. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo đƣợc độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn đk sau: Theo 10.19 TL1 ][/. 22 ssssss jjjjj   Tiết diện a-a: Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp(uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng: Wj M j jaj  max ; 0mj theo 10.22 TL1 Theo 10.20 TL1 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp(xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động:Theo 10.23 TL1 j jj aJmj w T 0 max 22    Theo 10.21 TL1 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            Thép C45 có )/(600 2mmNb  Giới hạn mỏi và xoắn: Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 44 Trường ĐHKT-KTCN Giới hạn mỏi uốn: )/(270600.45,045,0 21 mmNb   Giới hạn mỏi xoắn: )/(6,156600.58,058,0 211 mmN   Tra bảng 10.6 TL1 có wj,w0j Wj = 5,265032/14,3.3032/ 33 jd 530116/3  joj dW  Ứng suất pháp và tiếp sinh ra:  WjMjaj / 47600/2650,5=18 5,3 5301.2 36935 2 0  j j aj w T  Tra bảng 10.7 TL1 Chọn hệ số  và  theo vật liệu, 05,0 và 0 Theo CT 10.25 & 10.27 TL1 Ta có : yxdj KKKK /)1/(    yxdj KKKK /)1/(    Tra bảng 10.8 & 10.9 & 10.10 TL1 Hệ số tập trung Ƣng suất do trạng thái bề mặt Kx: 1xK Chọn các hệ số:   ,,,KK K = 1,5 ; yK =1,65 ; 83,0 ; 89,0 ; 54,1K       05,165,1/)1189,0/54,1( 1,165,1/)1183,0/5,1( dj dj K K   Vậy 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       = 18.1,1 270 = 13,6 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            = 5,3.05,1 6,156 = 42,6 Vậy => 2222 6,426,13/6,42.6,13][/.  ssssss jjjjj  = 13 Hệ số an toàn cho phép [s] thƣờng lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thƣờng. Tiết diện a-a thỏa điều kiện bền mỏi. Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 45 Trường ĐHKT-KTCN Tương tự ở tiết diện b-b: Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp(uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng: Wj M j jaj  max ; 0mj theo 10.22 TL1 Theo 10.20 TL1 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp(xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động:Theo 10.23 TL1 j jj aJmj w T 0 max 22    Theo 10.21 TL1 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            Thép C45 có )/(600 2mmNb  Giới hạn mỏi và xoắn: Giới hạn mỏi uốn: )/(270600.45,045,0 21 mmNb   Giới hạn mỏi xoắn: )/(6,156600.58,058,0 211 mmN   Tra bảng 10.6 TL1 có wj,w0j Wj = 321732/14,3.3232/ 33 jd 643416/3  joj dW  Ứng suất pháp và tiếp sinh ra:  WjMjaj / 7430,5/3217=2,3 9,2 6434.2 36935 2 0  j j aj w T  Tra bảng 10.7 TL1 Chọn hệ số  và  theo vật liệu, 05,0 và 0 Theo CT 10.25 & 10.27 TL1 Ta có : Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 46 Trường ĐHKT-KTCN yxdj KKKK /)1/(    yxdj KKKK /)1/(    Tra bảng 10.8 & 10.9 & 10.10 TL1 Hệ số tập trung Ƣng suất do trạng thái bề mặt Kx: 1xK Chọn các hệ số:   ,,,KK K = 1,5 ; yK =1,6 ; 83,0 ; 89,0 ; 54,1K       08,16,1/)1189,0/54,1( 23,16,1/)1183,0/5,1( dj dj K K   Vậy 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       = 6,2.23,1 270 = 84 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            = 9,2.08,1 6,156 = 50 Vậy => 2222 5084/50.84][/.  ssssss jjjjj  = 42 Hệ số an toàn cho phép [s] thƣờng lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thƣờng. Tiết diện b-b thỏa điều kiện bền mỏi. 1.5.2 Kiểm nghiệm độ bền Tĩnh : Theo CT 10.27 TL1 ][3 22  td Trong đó :           ch Max Max dT dM    8,0][ 2,0/ 1,0/ 3 3 Theo Ct 10.28 & 10.29 & 10.30 TL1 Tại tiết diện a-a : d = 30mm ; Mmax = 47600 Nmm ; Tmax = 36935 Nmm ; ch = 340 => 8,630.2,0/36935 6,1730.1,0/47600 3 3     Và ][ = 0,8.340 = 272 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 47 Trường ĐHKT-KTCN 22 8,6.36,17][ td = 21 Vậy thỏa mãn độ bền tĩnh Tại tiết diện b-b : d = 32mm ; Mmax = 17000 Nmm ; Tmax = 36935 Nmm ; ch = 340 => 6,532.2,0/36935 2,532.1,0/17000 3 3     Và ][ = 0,8.340 = 272 22 6,5.32,5][ td = 11 Vậy thỏa mãn độ bền tĩnh Đối với trục II 1.5.1 Về độ bền mỏi. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo đƣợc độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn đk sau: Theo 10.19 TL1 ][/. 22 ssssss jjjjj   Tiết diện e-e: Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp(uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng: Wj M j jaj  max ; 0mj theo 10.22 TL1 Theo 10.20 TL1 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp(xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động:Theo 10.23 TL1 j jj aJmj w T 0 max 22    Theo 10.21 TL1 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 48 Trường ĐHKT-KTCN Thép C45 có )/(600 2mmNb  Giới hạn mỏi và xoắn: Giới hạn mỏi uốn: )/(270600.45,045,0 21 mmNb   Giới hạn mỏi xoắn: )/(6,156600.58,058,0 211 mmN   Tra bảng 10.6 TL1 có wj,w0j Wj = 458032/14,3.3632/ 33 jd 916016/3  joj dW  Ứng suất pháp và tiếp sinh ra:  WjMjaj / 42278/4580=9,2 2,8 9160.2 150813 2 0  j j aj w T  Tra bảng 10.7 TL1 Chọn hệ số  và  theo vật liệu, 05,0 và 0 Theo CT 10.25 & 10.27 TL1 Ta có : yxdj KKKK /)1/(    yxdj KKKK /)1/(    Tra bảng 10.8 & 10.9 & 10.10 TL1 Hệ số tập trung Ƣng suất do trạng thái bề mặt Kx: 1xK Chọn các hệ số:   ,,,KK K = 1,5 ; yK =1,65 ; 77,0 ; 81,0 ; 54,1K       15,165,1/)1181,0/54,1( 2,165,1/)1177,0/5,1( dj dj K K   Vậy 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       = 2,9.2,1 270 = 24 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            = 2,8.15,1 6,156 = 16,6 Vậy => 2222 6,1624/6,16.24][/.  ssssss jjjjj  = 13 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 49 Trường ĐHKT-KTCN Hệ số an toàn cho phép [s] thƣờng lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thƣờng. Tiết diện e-e thỏa điều kiện bền mỏi. Tương tự ở tiết diện f-f : Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp(uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng: Wj M j jaj  max ; 0mj theo 10.22 TL1 Theo 10.20 TL1 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp(xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động:Theo 10.23 TL1 j jj aJmj w T 0 max 22    Theo 10.21 TL1 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            Thép C45 có )/(600 2mmNb  Giới hạn mỏi và xoắn: Giới hạn mỏi uốn: )/(270600.45,045,0 21 mmNb   Giới hạn mỏi xoắn: )/(6,156600.58,058,0 211 mmN   Tra bảng 10.6 TL1 có wj,w0j Wj = 458032/14,3.3632/ 33 jd 916016/3  joj dW  Ứng suất pháp và tiếp sinh ra:  WjMjaj / 216457/4580=42 2,8 9160.2 150813 2 0  j j aj w T  Tra bảng 10.7 TL1 Chọn hệ số  và  theo vật liệu, 05,0 và 0 Theo CT 10.25 & 10.27 TL1 Ta có : Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 50 Trường ĐHKT-KTCN yxdj KKKK /)1/(    yxdj KKKK /)1/(    Tra bảng 10.8 & 10.9 & 10.10 TL1 Hệ số tập trung Ƣng suất do trạng thái bề mặt Kx: 1xK Chọn các hệ số:   ,,,KK K = 1,5 ; yK =1,65 ; 77,0 ; 81,0 ; 54,1K       15,165,1/)1181,0/54,1( 2,165,1/)1177,0/5,1( dj dj K K   Vậy 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       = 42.2,1 270 = 5,3 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            = 2,8.15,1 6,156 = 16,6 Vậy => 2222 6,163,5/6,16.3,5][/.  ssssss jjjjj  = 5 Hệ số an toàn cho phép [s] thƣờng lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thƣờng. Tiết diện f-f thỏa điều kiện bền mỏi. 1.5.2 Kiểm nghiệm độ bền Tĩnh : Theo CT 10.27 TL1 ][3 22  td Trong đó :           ch Max Max dT dM    8,0][ 2,0/ 1,0/ 3 3 Theo Ct 10.28 & 10.29 & 10.30 TL1 Tại tiết diện e-e ; d = 36mm ; Mmax = 82804,5 Nmm ; Tmax =150813 Nmm ; ch = 340 => 2,1636.2,0/150813 1836.1,0/5,82804 3 3     Và ][ = 0,8.340 = 272 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 51 Trường ĐHKT-KTCN 22 2,16.318][ td = 33,3 Vậy thỏa mãn độ bền tĩnh Tại tiết diện f-f : d = 36mm ; Mmax = 190150Nmm ; Tmax =150813 Nmm ; ch = 340 => 2,1636.2,0/150813 4136.1,0/190150 3 3     Và ][ = 0,8.340 = 272 22 2,16.341][ td = 50 Vậy thỏa mãn độ bền tĩnh Đối với trục III 1.5.1 Về độ bền mỏi. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo đƣợc độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm thỏa mãn đk sau: Theo 10.19 TL1 ][/. 22 ssssss jjjjj   Tiết diện k-k: Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp(uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng: Wj M j jaj  max ; 0mj theo 10.22 TL1 Theo 10.20 TL1 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp(xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động:Theo 10.23 TL1 j jj aJmj w T 0 max 22    Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 52 Trường ĐHKT-KTCN Theo 10.21 TL1 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            Thép C45 có )/(600 2mmNb  Giới hạn mỏi và xoắn: Giới hạn mỏi uốn: )/(270600.45,045,0 21 mmNb   Giới hạn mỏi xoắn: )/(6,156600.58,058,0 211 mmN   Tra bảng 10.6 TL1 có wj,w0j Wj = 2453532/14,3.6332/ 33 jd 4907016/3  joj dW  Ứng suất pháp và tiếp sinh ra:  WjMjaj / 484916/24535=19,8 5 49070.2 498319 2 0  j j aj w T  Tra bảng 10.7 TL1 Chọn hệ số  và  theo vật liệu, 05,0 và 0 Theo CT 10.25 & 10.27 TL1 Ta có : yxdj KKKK /)1/(    yxdj KKKK /)1/(    Tra bảng 10.8 & 10.9 & 10.10 TL1 Hệ số tập trung Ƣng suất do trạng thái bề mặt Kx: 1xK Chọn các hệ số:   ,,,KK K = 1,5 ; yK =1,65 ; 7,0 ; 76,0 ; 54,1K       23,165,1/)1176,0/54,1( 3,165,1/)117,0/5,1( dj dj K K   Vậy 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       = 8,19.3,1 270 = 10,4 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 53 Trường ĐHKT-KTCN oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            = 5.23,1 6,156 = 25,4 Vậy => 4,254,10/4,25.4,10][/. 222  ssssss jjjjj  =9,6 Hệ số an toàn cho phép [s] thƣờng lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thƣờng. Tiết diện k-k thỏa điều kiện bền mỏi. Tương tự ở tiết diện i-i : Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất pháp(uốn) biến đổi theo chu kì đối xứng: Wj M j jaj  max ; 0mj theo 10.22 TL1 Theo 10.20 TL1 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       Vì trục quay làm việc theo 1 chiều nên ứng suất tiếp(xoắn) biến đổi theo chu kì mạch động:Theo 10.23 TL1 j jj aJmj w T 0 max 22    Theo 10.21 TL1 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            Thép C45 có )/(600 2mmNb  Giới hạn mỏi và xoắn: Giới hạn mỏi uốn: )/(270600.45,045,0 21 mmNb   Giới hạn mỏi xoắn: )/(6,156600.58,058,0 211 mmN   Tra bảng 10.6 TL1 có wj,w0j Wj = 2120532/14,3.6032/ 33 jd 4241016/3  joj dW  Ứng suất pháp và tiếp sinh ra:  WjMjaj / 693869/21205=32,7 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 54 Trường ĐHKT-KTCN 9,5 42410.2 498319 2 0  j j aj w T  Tra bảng 10.7 TL1 Chọn hệ số  và  theo vật liệu, 05,0 và 0 Theo CT 10.25 & 10.27 TL1 Ta có : yxdj KKKK /)1/(    yxdj KKKK /)1/(    Tra bảng 10.8 & 10.9 & 10.10 TL1 Hệ số tập trung Ƣng suất do trạng thái bề mặt Kx: 1xK Chọn các hệ số:   ,,,KK K = 1,5 ; yK =1,65 ; 7,0 ; 76,0 ; 54,1K       23,165,1/)1176,0/54,1( 3,165,1/)117,0/5,1( dj dj K K   Vậy 0 11      j j dj mjajdj j W M K K s       = 7,32.3,1 270 = 6,3 oJjdjmjajdj j WTKK s 2/)( 11            = 9,5.23,1 6,156 = 21,6 Vậy => 2222 6,213,6/6,21.3,6][/.  ssssss jjjjj  = 6 Hệ số an toàn cho phép [s] thƣờng lấy bằng 1,5-2,5 ở điều kiện làm việc thông thƣờng. Tiết diện i-i- thỏa điều kiện bền mỏi. 1.5.2 Kiểm nghiệm độ bền Tĩnh : Theo CT 10.27 TL1 ][3 22  td Trong đó :           ch Max Max dT dM    8,0][ 2,0/ 1,0/ 3 3 Theo Ct 10.28 & 10.29 & 10.30 TL1 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 55 Trường ĐHKT-KTCN Tại tiết diện k-k : d = 63mm ; Mmax = 484916 Nmm ; Tmax =498319 Nmm ; ch = 340 => 5,1163.2,0/498319 4,1963.1,0/484916 3 3     Và ][ = 0,8.340 = 272 22 5,11.34,19][ td = 28 Vậy thỏa mãn độ bền tĩnh Tại tiết diện i-i : d = 60mm ; Mmax = 693869 Nmm ; Tmax =498319 Nmm ; ch = 340 => 5,1160.2,0/498319 3260.1,0/693869 3 3     Và ][ = 0,8.340 = 272 22 5,11.332][ td =37,7 Vậy thỏa mãn độ bền tĩnh 2. Tính then: 2.1 Trục I: Đƣờng kính trục I chỗ lắp then là 20 mm. Tra bảng 9.1aTL1 ta chọn then có: b = 6 mm; h = 6 mm ; tl = 3,5 mm; t2 = 2,8 mm; minr =0,16 mm, maxr =0,25 mm Đƣờng kính trục I chỗ lắp then là 32 mm. Tra bảng 9.1aTL1 ta chọn then có: b = 10 mm; h = 8 mm ; tl = 5 mm; t2 = 3,3 mm; minr =0,25 mm, maxr =0,4 mm Chiều dài then lắp bánh răng: ADCT lt1 = 0,8.lm13 = 0,8.25 = 20 (mm) Chiều dài then lắp bánh đai: ltd = 0,8.lm12 = 0,8.25 = 20 (mm) Tải va đập nhẹ nên:   2/100 mmNd    2/)3020( mmNc  Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 56 Trường ĐHKT-KTCN Kiểm nghiệm về sức bền dập của then : Theo CT 9.1 TL1      )( 2 1thdl T t d Ở chỗ lắp bánh răng: Với:              5 8 20 32 36935 1 1 t h l mmd NmmT t   2/100 mmNd       5,38 )58(20.32 36935.2 d Vậy thỏa mãn đk bền dập Ở chỗ lắp bánh bánh đai: Với:              5,3 6 20 20 36935 1 1 t h l mmd NmmT t   2/100 mmNd       74 )5,36(20.20 36935.2 d Vậy thỏa mãn đk bền dập Kiểm nghiệm về sức bền cắt của then: Theo công thức 9.2 TL1  c t c dbl T   2 Ở chỗ lắp bánh răng: Với:            10 20 32 36935 1 b l mmd NmmT t   2/)3020( mmNd  Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 57 Trường ĐHKT-KTCN    5,11 10.20.32 36935.2 c Vậy thỏa mãn đk bền cắt. Ở chỗ lắp bánh bánh đai: Với:            6 20 20 36935 1 b l mmd NmmT t   2/)3020( mmNd     30 6.20.20 36935.2 c Vậy thỏa mãn đk bền cắt. 2.2 Trục II: Đƣờng kính trục 2 chỗ lắp then là 36 mm. Tra bảng 9.1aTL1 ta chọn then có: b = 10 mm; h = 8 mm ; tl =5 mm; t2 =3,3 mm; minr =0,25 mm, maxr =0,4 mm Chiều dài then lắp bánh răng: ADCT lt1 = 0,8.lm22 = 0,8.45 = 36 (mm) Tải va đập nhẹ nên:   2/100 mmNd    2/)3020( mmNc  Kiểm nghiệm về sức bền dập của then lắp bánh răng: Theo CT 9.1 TL1      )( 2 1thdl T t d Với:              5 8 36 36 150813 1 1 t h l mmd NmmT t   2/100 mmNd       6,77 )58(36.36 150813.2 d Vậy thỏa mãn đk bền dập Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 58 Trường ĐHKT-KTCN Kiểm nghiệm về sức bền cắt của then lắp bánh răng: Theo công thức 9.2 TL1  c t c dbl T   2 Với:            10 36 36 150813 1 b l mmd NmmT t   2/)3020( mmNd     3,23 10.36.36 150813.2 c Vậy thỏa mãn đk bền cắt. 2.3 Trục III: Đƣờng kính trục 3 chỗ lắp then là 45 mm. Tra bảng 9.1aTL1 ta chọn then có: b = 14 mm; h =9 mm ; tl =5,5 mm; t2 =3,8 mm; minr =0,25 mm, maxr =0,4 mm Đƣờng kính trục 3 chỗ lắp then là 63 mm. Tra bảng 9.1aTL1 ta chọn then có: b = 18 mm; h =11 mm ; tl =7 mm; t2 =4,4 mm; minr =0,25 mm, maxr =0,4 mm Chiều dài then lắp bánh răng: ADCT lt1 = 0,8.lm32 = 0,8.60 = 48 (mm) Chiều dài then lắp khớp nối đàn hồi: ADCT lkn = 0,8.lmkn = 0,8.90 = 72 (mm) Tải va đập nhẹ nên:   2/100 mmNd    2/)3020( mmNc  Đối với bánh răng : Kiểm nghiệm về sức bền dập : Theo CT 9.1 TL1      )( 2 1thdl T t d Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 59 Trường ĐHKT-KTCN Với:              7 11 48 63 498319 1 1 t h l mmd NmmT t   2/100 mmNd       82 )711(48.63 498319.2 d Vậy thỏa mãn đk bền dập Kiểm nghiệm về sức bền cắt : Theo công thức 9.2 TL1  c t c dbl T   2 Với:            18 48 63 498319 1 b l mmd NmmT t   2/)3020( mmNd     18 18.48.63 498319.2 c Vậy thỏa mãn đk bền cắt. Đối với khớp nối trục đàn hồi : Kiểm nghiệm về sức bền dập : Theo CT 9.1 TL1      )( 2 1thdl T t d Với:              5,5 9 72 50 498319 1 1 t h l mmd NmmT t   2/100 mmNd       79 )5,59(72.50 498319.2 d Vậy thỏa mãn đk bền dập Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 60 Trường ĐHKT-KTCN Kiểm nghiệm về sức bền cắt : Theo công thức 9.2 TL1  c t c dbl T   2 Với:            14 72 50 498319 1 b l mmd NmmT t   2/)3020( mmNd     8,19 14.72.50 498319.2 c Vậy thỏa mãn đk bền cắt. Bảng thông số trục I Thông số Trị số (mm) Đƣờng kính trục dI 20 Đƣờng kính tiết diện nguy hiểm a-a : 30 b-b : 32 Chiều dài mayơ bánh trên trục 25 Khoảng cách từ trung điểm mayơ bánh đai và ổ lăn thứ I l12 56 Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ I và bánh răng l13 40 Khoảng cách từ trung điểm mayơ hai ổ lăn thứ I và II l11 80 Chiều dày ổ lăn trên trục B01 15 Bảng thông số trục II Thông số Trị số (mm) Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 61 Trường ĐHKT-KTCN Đƣờng kính trục dII 35 Đƣờng kính tiết diện nguy hiểm e-e : 36 f-f : 36 Chiều dài mayơ bánh răng trên trục Bánh lớn: 45 Bánh nhỏ: 45 Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ III và bánh răng II: l22 40 Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ III và bánh răng IV: l23 135,5 Khoảng cách từ trung điểm mayơ ổ lăn thứ IV và bánh răng III: l32 62,5 Chiều dày ổ lăn trên trục B02 21 Bảng thông số trục III Thông số Trị số (mm) Đƣờng kính trục dIII 45 Đƣờng kính tiết diện nguy hiểm k-k : 63 i-i : 60 Chiều dài mayơ bánh răng trên trục 60 Khoảng cách từ trung điểm cặp ổ lăn trên trục : l31 125 Khoảng cách từ ổ lăn đến điểm đặt lực của bộ xích tải l33 215,5 Chiều dày ổ lăn trên trục B02 25 Bảng thông số then trên các trục Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 62 Trường ĐHKT-KTCN Trục I TrụcII Trục III Bánh đai Bánh răng Bánh răng Bánh răng Bánh răng Khớp nối b 6 10 10 10 18 14 h 6 8 8 8 11 9 t1 3,5 5 5 5 7 5,5 t2 2,8 3,3 3,3 3,3 4,4 3,8 r(min) 0,16 0,25 0,25 0,25 0,25 0,25 r(max) 0,25 0,4 0,4 0,4 0,4 0,4 b h t t1r Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 63 Trường ĐHKT-KTCN Phần VI: Chọn ổ lăn và khớp nối trục I , Chọn ổ Lăn: Trên trục I 1. Chọn ổ lăn: Ta có 3,0/ ra FF và theo yêu cầu làm việc của trục ta chọn Ổ bi đỡ - chặn Trên mỗi trục ta chọn cùng một loại ổ lăn và đƣợc lấy theo ổ lăn lớn nhất; Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đỡ:       NFFF NFFF BxByr AxAyr 7,1851818,41 7,21244258,2081 2222 1 2222 0 Đƣờng kính cần chọn ổ lăn d = 30mm Tra bảng P2.12TL1 chọn ổ lăn Đỡ-chặn cỡ trung hẹp, kí hiệu 46306 với d = 30mm; B = 19mm đƣờng kính ngoài D = 72 mm chỗ vát ra = 2,0 mm, C = 25,60 kN , 0C = 18,17 2. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: Theo bảng 11.4 , với ổ bi đỡ - chặn , =12 độ; oa CiF / = 0,056; e = 0,37 ; 5,336atF Vậy theo CT 11.8      7,687,185.37,0. 7867,2124.37,0. 11 00 rs rs FeF FeF Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí ổ đã chọn trên hình h.11.1a atsa FFF  10 = 77,8 - 336,5 0aF = 786 atsa FFF  01 = 786+336,5 = 1122.5 > 1sF => 1aF = 1122,5 ADCT 11.3 Tải trọng quy ước trên ổ 0 và 1 ( X = 0,45 ; Y = 1,46 ; V = 1; tK = 1 ; dK = 1,1 ) A B 0r F 1rF Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 64 Trường ĐHKT-KTCN 0Q = (XV 0rF + Y 0aF ). dt KK . = 2314 1Q = (XV 1rF + Y 1aF ). dt KK . = 1894 Nhƣ vậy chỉ tính cho ổ O là ổ chịu lực lớn. Theo CT 11.12 Tải trọng thay đổi ( m=3 ) m ii m iE LLQQ  / = m OO m OOEO LLQQQ 111 / => 3 333 75,0. 75 12 9,0. 75 48 1. 75 15 2314 EQ = 2082,6 Theo CT 11.1 Khả năng tải động : dC = Q. m L (kN) L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay ; m =3 Theo CT 10.12 TL1 hL = )60/(10 6 nL hL = 24000 (h)  L = 24000.60.709,5/10 6 = 1021,68  dC = 2. 3 68,1021 = 20,1  Vậy C > dC thỏa mãn 11.16 3. Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ: Bảng 11.6 0X = 0,5 ; 0Y = 0,47 art FYFXQ .. 00  = (0,5.2124,7 + 0,45.786) = 1416 < 0rF => NCQt 252000  Vậy thỏa mãn 11.18 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 65 Trường ĐHKT-KTCN Trên trục II 1. Chọn ổ lăn: Ta có 3,0/ ra FF và theo yêu cầu làm việc của trục ta chọn Ổ bi đỡ - chặn Trên mỗi trục ta chọn cùng một loại ổ lăn và đƣợc lấy theo ổ lăn lớn nhất; Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đỡ:       NFFF NFFF DxDyr CxCyr 3,34638,16544,3042 10572,10522,100 2222 1 2222 0 Đƣờng kính cần chọn ổ lăn d = 35mm Tra bảng P2.12TL1 chọn ổ lăn Đỡ-chặn cỡ nặng hẹp, kí hiệu 66407 với d = 35mm; B = 25mm đƣờng kính ngoài D = 100 mm chỗ vát ra = 2,5 mm, C =45,4 kN , 0C = 33,7 2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: Theo bảng 11.4 , với ổ bi đỡ - chặn , =12 độ; oa CiF / = 0,075; e = 0,41 ; 3,8305,3368,1166 atF Vậy theo CT 11.8      14193286.41,0. 4,4331057.41,0. 11 00 rs rs FeF FeF Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí ổ đã chọn trên hình h.11.1a atsa FFF  10 = 589 > 0SF => 0aF = 589 atsa FFF  01 = 1263,7 1aF = 1419 ADCT 11.3 Tải trọng quy ước trên ổ 0 và 1 ( X = 0,45 ; Y = 1,34 ; V = 1; tK = 1 ; dK = 1,1 ) 0Q = (XV 0rF + Y 0aF ). dt KK . = 1391 1Q = (XV 1rF + Y 1aF ). dt KK . = 3718 Nhƣ vậy chỉ tính cho ổ 1 là ổ chịu lực lớn. C D 0r F 1rF Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 66 Trường ĐHKT-KTCN Theo CT 11.12 Tải trọng thay đổi ( m=3 ) m ii m iE LLQQ  / = m m E LLQQQ 11111111 / => 3 333 75,0. 75 12 9,0. 75 48 1. 75 15 3718 EQ = 3346 Theo CT 11.1 Khả năng tải động : dC = Q. m L (kN) L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay ; m =3 Theo CT 10.12 TL1 hL = )60/(10 6 nL hL = 24000 (h)  L = 24000.60.709,5/10 6 = 1021,68  dC = 3,346. 3 68,1021 = 33,7  Vậy C > dC thỏa mãn 11.16 3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ: Bảng 11.6 0X = 0,5 ; 0Y = 0,47 art FYFXQ .. 00  = (0,5.3463,3 + 0,45.1419) = 2370 < 0rF => NCQt 337000  Vậy thỏa mãn 11.18 Trên trục III: 1. Chọn ổ lăn: Ta có 3,0/ ra FF và theo yêu cầu làm việc của trục ta chọn Ổ bi đỡ - chặn Trên mỗi trục ta chọn cùng một loại ổ lăn và đƣợc lấy theo ổ lăn lớn nhất; G H 0r F 1rF Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 67 Trường ĐHKT-KTCN Tổng hợp lực tác dụng lên các gối đỡ:       NFFF NFFF HxHyr GxGyr 112128,110089,2131 77586,775831 2222 1 2222 0 Đƣờng kính cần chọn ổ lăn d = 60 mm Tra bảng P2.12TL1 chọn ổ lăn Đỡ-chặn cỡ nặng hẹp, kí hiệu 66412 với d = 60mm; B = 35mm đƣờng kính ngoài D = 150 mm chỗ vát ra = 3,5 mm, C =98 kN , 0C = 81 2 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ: Theo bảng 11.4 , với ổ bi đỡ - chặn , =12 độ; lge = [lg(Fr/C0) – 1,144 ]/4,73; e = 0,26 ; 8,1166atF Vậy theo CT 11.8      291511212.26,0. 20177758.26,0. 11 00 rs rs FeF FeF Theo bảng 11.5 với sơ đồ bố trí ổ đã chọn trên hình h.11.1a atsa FFF  10 = 4083,8 > 0SF => 0aF = 4083,8 atsa FFF  01 = 851 1aF = 2915 ADCT 11.3 Tải trọng quy ước trên ổ 0 và 1 ( X = 0,45 ; Y = 1,46 ; V = 1; tK = 1 ; dK = 1,1 ) 0Q = (XV 0rF + Y 0aF ). dt KK . = 10395,5 1Q = (XV 1rF + Y 1aF ). dt KK . = 10231 Nhƣ vậy chỉ tính cho ổ O là ổ chịu lực lớn. Theo CT 11.12 Tải trọng thay đổi ( m=3 ) m ii m iE LLQQ  / = m OO m OOEO LLQQQ 111 / => 3 333 75,0. 75 12 9,0. 75 48 1. 75 15 10395 EQ = 9355.5 Theo CT 11.1 Khả năng tải động : dC = Q. m L (kN) L : Tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay ; m =3 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 68 Trường ĐHKT-KTCN Theo CT 10.12 TL1 hL = )60/(10 6 nL hL = 24000 (h)  L = 24000.60.709,5/10 6 = 1021,68  dC = 9,3. 3 68,1021 = 94  Vậy C > dC thỏa mãn 11.16 3 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ: Bảng 11.6 0X = 0,5 ; 0Y = 0,47 art FYFXQ .. 00  = (0,5.7758 + 0,45.4083) = 5716 < 0rF => NCQt 810000  Vậy thỏa mãn 11.18 *. Chọn kiểu lắp ổ lăn: Để ổ lăn làm việc tốt, đảm bảo không trƣợt khi trục làm việc, ta chọn lắp ổ vào trục theo hệ lỗ, vào vỏ hộp theo hệ trục. *. Bôi trơn ổ lăn: Bộ phận ổ đƣợc bôi trơn bằng dầu. Có thể dùng mỡ ứng với nhiệt độ làm việc từ 50 ÷ 1000C và vận tốc dƣới 1500 vòng/phút (bảng 18.13TL1) chọn loại dầu Công nghiệp 20 Lƣợng dầu chứa 2/3 chỗ rỗng của bộ phận ổ. Để dầu không chảy ra ngoài và ngăn không cho dầu rơi vào bộ phận ổ, nên làm vòng chắn dầu. *. Vòng chắn dầu: Để che kín các đầu trục ra, tránh sự xâm nhập của bụi bặm và tạp chất vào ổ, cũng nhƣ ngăn mỡ chảy ra ngoài, ở đây dùng loại vòng phớt là đơn giản nhất : Dựa vào bảng 8.29[TL2] ta chọn đƣợc các thông số sau: Vòng phớt ở trục d d1 d2 D a b S0 I 35 36 72 48 9 6,5 12 II 35 36 100 48 9 6,5 12 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 69 Trường ĐHKT-KTCN III 60 61,5 150 79 9 6,5 12 II ,Chọn Khớp Nối Đàn Hồi. Nối trục đàn hồi dùng để nối hai trục III và trục IV để truyền chuyển động mà giảm đƣợc rung động Công suất truyền: P= 2,609 (KW) Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 70 Trường ĐHKT-KTCN Số vòng quay: n= 50 vg/ph Đƣờng kính ra của hộp giảm tốc d= 50 mm Mômen xoắn truyền qua trục nối: T = 498319 Nmm = 498,319 Nm Chọn hệ số tải động k=1,6 Theo bảng 16.1 TL1 Ta chọn nối trục vòng đàn hồi cấu tạo đơn giản, dể chế tạo và giá rẻ: Theo trị số momen và đƣờng kính trục ta chọn kích thƣớc trục nối (bảng16.10a TL1) M = 498,319 (Nm) d = 50 mm; D = 170 mm; dm = 95 mm ; L = 175 mm;l = 110mm ;d1 = 90mm D0 = 130 mm ; Z = 8 mm; Chọn vật liệu Nối trục : gang Chốt : thép CT45 thƣờng hóa Vòng đàn hồi bằng cao su Ứng suất dập cho phép của vòng cao su: MPad )4...2(][  Ứng suất uốn của chốt   270 / u N mm  …80 N/mm2 Đều kiện về sức bền dập của vòng cao su 30 ... 2 ldDZ kT C d  = 9,3 14.28.130.8 498319.6,1.2  thỏa mãn Đều kiện kiểm nghiệm về sức bền uốn của chốt 8.14.130.1,0 41.498319.6,1 ...1,0 330 0  ZdD kTl C u u][ vậy Thỏa mãn. Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 71 Trường ĐHKT-KTCN PHẦN VII : THIẾT KẾ VỎ HỘP, CÁC CHI TIẾT PHỤ VÀ DUNG SAI LẮP GHÉP. 1. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc Tên gọi Biểu thức tính toán Chiều dầy - Thân hộp  -Nắp hộp 1 =0,025aw +3=6,75 chọn 7.5mm 1=0,9  = 6,3 chọn 6.5mm Gân tăng cứng -Chiều dầy e -Chiều cao h -Độ dốc e=(0,8-1)  = 5,6 – 7mm chọn e = 7 h<58 chọn 40 mm Khoảng 20 - Đường kính - bu lông nền d1 - bu lông cạnh ổ d2 - bu lông nắp bích và thân d3 - Vít nắp ghép ổ d4 - Bu lông ghép nắp cửa thăm d5 Tra bảng 18.1 TL1 ta được d1 = 16mm d2=(0,7-0,8 )d1 , chọn d2 = 10mm d3=(0,8-0,9)d2 = 8 – 9 mm , chọn d3 = 8mm d4=(0,6 – 0,7)d2 chọn d4 = 8 mm d5=(0,5 – 0,6)d 2 , chọn d5 = 6 mm Mặt bích ghép nắp và thân -chiều dày bích thân hộp s3 -chiều dầy bích nắp hộp s4 -bề rông nắp bích và thân k3 s3=(1,4-1,8)d3 chọn s3 = 15 mm s4=(0,9-1)S3 chọn s4 = 15mm k3=k2-(3-5)mm Chốt định vị hình côn Tra bảng 18-4b[4] L = 30 mm , d = 8 mm Kích thước gối trục đường kính ngoài và tâm lỗ vít tra bảng 18.2[4] trục 1 trục 2 D= 30 mm; D3= 99 mm; D2= 77 mm D= 35 mm;D3= 127 mm;D2= 94 mm Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 72 Trường ĐHKT-KTCN trục 3 D= 55 mm;D3= 176 mm;D2= 131 mm Mặt đế hộp Chiều dày khi không có phần lồi S1 Khi có phần lồi : Dd, S1, S2 Bề rộng mặt đế hộp K1 và q Khoảng cách từ tâm bu lông cạnh ổ đến mép lổ S1 = (1,3 – 1,5)d1 = 20 – 24 mm, chọn S1 = 20 mm Dd được xác định theo đường kính dao khoét S1 = (1,4 – 1,7)d1 = 22,4 – 27,2 mm chọn S1 = 22 mm S2 = (1 – 1.1 )d1 = 16 – 17,6 mm chọn S2 = 16 mm K1 = 3d1 = 48mm ; q  K1 + 2. = 76 K  1,2d2 = 12 mm , chọn K = 12 Khe hở giữa các chi tiết: Bánh răng với thành trong hộp Bánh răng lớn với đáy hộp =(1- 1,2)= 6,3mm 1=(3-5)= 23,5 mm Số lượng bu lông nền Z= ( ) 416 682 6 (200 300) (200 300) B L      L ,B:là chiều dài và chiều rộng của hộp 2. Các chi tiết phụ + Bulông vòng (bảng 18-3a, [2]): dùng để di nâng hộp giảm tốc khi lắp ráp cũng nhƣ khi di chuyển hộp từ nơi này sang nơi khác. Chọn bulông M10 + Cửa thăm (bảng A1 = 150, vít : M8x22 Để thuận tiện trong khi sử dụng quan sát các phần trong hộp giảm tốc cũng nhƣ khi lắp và để đổ dầu vào hộp, ta làm cửa thăm trên đỉnh hộp, trên nắp có nút thông hơi + Nút thông hơi (bảng 18-6, [4]): M10x2 Khi máy làm việc, nhiệt độ trong hộp tăng lên, áp suất trong hộp cũng tăng theo. Để giảm áp suất và không khí trong hộp ta dùng nút thông hơi, đồng thời cũng là điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 73 Trường ĐHKT-KTCN + Nút tháo dầu trụ (bảng : M16x2 Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn trong hộp bị bẩn hoặc biến chất, làm ảnh hƣởng đến hiệu quả bôi trơn, do đó cần thay dầu mới và xả hết dầu cũ, để làm việc này cần có nút tháo dầu. + Que thăm dầu: (bảng Dùng để kiểm tra mức dầu trong hộp giảm tốc, để đảm bảo mức dầu luôn ở mức cho phép để các chi tiết đƣợc bôi trơn tốt 3. Dung sai lắp ghép Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 74 Trường ĐHKT-KTCN Kiểu lắp Trục I Trục II Trục III Kiểu lắp Dung sai (m) Kiểu lắp Dung sai (m) Kiểu lắp Dung sai (m) Bánh răng-trục 6 7 32 k H  +25 0 6 7 36 k H  +25 0 6 7 63 k H  +30 0 +18 +2 +18 +2 +21 +2 6 7 36 k H  +25 0 +18 +2 Nối trục – trục 641k 655k +21 +2 Chắn dầu – trục 630k +64 +25 635k +64 25 660k +76 30 +18 +2 +18 +2 +21 +2 Bánh đai – trục 6 7 20 k H  +18 +2 6 7 45 k H  +21 +2 Ổ lăn – trục 630k +18 +2 635k +18 +2 60k6 +21 +2 Nắp ổ lăn – vỏ hộp 6 7 99 k H  +30 0 6 7 127 k H  +30 0 6 7 3,173 k H  +40 0 -60 -106 -72 -126 -85 -143 Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 75 Trường ĐHKT-KTCN PHẦN VIII. XÍCH TẢI Lực vòng trên xích tải: F= 5000 N Vận tốc xích tải: v=0.7515 m/s Số răng đĩa xích tải dẫn: z1 = 27 Bƣớc xích tải dẫn : p = 25,4 Đƣờng kính vòng chia đĩa xích dẫn (công thức 5.17 – [2]) )/sin(/ 11 zpd  = 25,4/sin(180/27) = 218,8 mm Khoảng cách trục: a = (30÷50)p = 762÷1270 mm Đồ án Chi Tiết Máy SV : Đặng Danh Huân Trang 76 Trường ĐHKT-KTCN Tài liệu tham khảo [Tài liệu 1]. Tính toán thiết kế HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ ( T1) [Tài liệu 1]. Tính toán thiết kế HỆ THỐNG DẪN ĐỘNG CƠ KHÍ ( T2) [Tài liệu 2]. THIẾT KẾ CHI TIẾT MÁY (Nguyễn Tọng Hiệp – Nguyễn Văn Lẫm) NHÀ XUẤT BÃN GIÁO DỤC. [Tài liệu 3]. Cơ Sở TK Máy ĐHBKĐHQGTPHCM

Các file đính kèm theo tài liệu này:

  • pdfthuyet_minh_huanks89_6396.pdf