Đồ án môn Chi tiết máy - Thiết kế hệ thống truyền động cơ khí

1+19,5.62.1132.270871,2.1,13.1,05=1,2 Do đó: KH = 1,13.1,05.1,2 = 1,4 Vậy: σH=274.1,76.0,87.2.270871,2.1,4.2,52+10,85.62.1132.2,5=462 MPa Ta đã có: Ta thấy: Vậy thỏa mãn điều kiện độ bền mỏn tiếp xúc. 2.2.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo công thức 6.65 và 6.66[1] trang 116, ta có: Trong đó: + TI: Mômen xoắn trên bánh chủ động, TI = 270871,2Nmm + b: Chiều rộng vành răng, b = 62 mm + mnm: Mômen pháp trung bình. Với bánh răng côn: mnm = mtm = 3,4mm. + dm1: Đường kính trung bình của bánh chủ động, dm1 = 113 mm. + : Hệ số xét đến độ nghiêng của răng, với răng thẳng: β = 0 => Yβ = 1. + Yε = : Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng, với là hệ số trùng khớp ngang, εα = 1,75 (tính phần 4). . + KF1 , KF2: Hệ số dạng răng của bánh 1 và bánh 2. Ta tính số răng tương: Theo công thức 6.53a[1] trang 114 : zvn1=z1cosδ1=32cos(21045')=34,5 zvn2=z1cosδ2=80cos(68055')=222,4 Chọn hệ số dịch chỉnh bằng 0, theo bảng 6.18 [1] trang 109, ta chọn: + KF: Hệ số tải trọng khi tính về uốn. Theo công thức 6.67[1] trang 117: Với : ++ KFβ : Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6.21 [1] trang 113, chọn KFβ = 1,25. ++ KFα: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, theo bảng 6.14 [1] trang 107, chọn KFα = 1,16. ++ KFv: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Tính KF: Tính KFv: Theo công thức 6.68[1] trang 117: Tính vF: Theo công thức 6.68a[1] trang 117 và tra bảng 6.15 và 6.16[1] trang 107 lần lượt có: δF = 0,016; g0 = 47 và v = 5,5 m/s (tính ở phần 4), ta có: vF=δF.g0.v.dm1.u1+1u1=0,016.47.5,5.113.(2,5+1)2,5=52 m/s Suy ra: KFv=1+52.62.1132.270871,2.1,25.1,16=1,46 Do đó: KF=1,25.1,16.1,46=2,1 Vậy: σF1=2.270871,2.2,1.0,57.1.3,70,85.62.3,4.113=118,5 MPa σF2=118,5.3,63,7=115,3 MPa Ta đã có: Ta thấy: Vậy điều kiện bền mỏi được đảm bảo. 2.2.6. Kiểm nghiệm răng về độ bền quá tải Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải: Vì vậy ta cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại: 2.2.6.1. Ứng suất tiếp xúc cực đại Theo công thức 6.48[1] trang 110: σHmax=σH.Kgt≤σHmax =500.2,2 = 741,6 MPa Ta đã có: Ta thấy: Vậy răng đảm bảo độ bền khi quá tải. 2.2.6.2. Ứng suất uốn cực đại Theo công thức 6.49[1] trang 110: Với: σF1max=σF1.Kgt=118,5.2,2=260,7 MPa σF2max=σF2.Kgt=115,3.2,2=253,7 MPa Ta đã có: Ta thấy: Vậy răng đảm bảo độ bền uốn khi quá tải. 2.2.7. Các thông số và kích thước hình học của bộ truyền Bảng 2.2. Thông số của bộ truyền bánh răng côn STT Thông số Công thức Giá trị 1 Mô đun vòng ngoài - mte = 4 2 Chiều rộng vành răng - b = 62 3 Tỉ số truyền - u1 = 2,5 4 Góc nghiêng của răng - β = 0 5 Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0 6 Số răng của bánh răng - z1 = 32 z2 = 80 7 Góc chia côn - δ1 = 21045’ δ2 = 68055’ 8 Chiều dài côn 205mm 9 Chiều dài côn trung bình Rm = Re – 0,5.b 174 mm 10 Đường kính chia ngoài de = mte.z de1 = 128mm de2= 320mm 11 Đường kính trung bình dm1 = 109mm dm2 = 272mm 12 Chiều cao răng ngoài he= 2hte.mte + c (c = 0,2.mte ; hte = cosβ = cos0 =1) 9mm 13 Chiều cao đầu răng ngoài (tra bảng 6.20[1]tr112, xn1 = 0,31) hae1=(hte+xn1.cosβ).mte hae2 = 2hte.mte – hae1 hae1 =5mm hae2 = 3mm 14 Đường kính đỉnh răng dae = de + 2hae.cosδ dae1 =137,3mm dae2 =322,2mm 15 Chiều cao chân răng ngoài hfe = he – hae hfe1 = 4mm hfe2 = 6mm 2.3. Tính toán thiết kế bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Các thông số của bộ truyền: + PII = 25,2kW + nII = 373,7 vòng/phút + TII = 643992,5 Nmm + u2 = 3,04 2.3.1. Chọn vật liệu Tra bảng 6.1 [1] trang 92, ta có: + Thép 45 tôi cải thiện + Độ cứng HB = (241285) + Giới hạn bền σb3 = 850MPa + Giới hạn chảy σch4 = 580MPa Chọn độ cứng bánh răng nhỏ HB3 = 280. 2.3.1.2. Bánh răng lớn + Thép 45 tôi cải thiện + Độ cứng HB = (192240) + Giới hạn bền σb3 = 750MPa + Giới hạn chảy σch3 = 450MPa Chọn độ cứng bánh răng lớn HB4 = 240. 2.3.2. Xác định ứng suất cho phép 2.3.2.1. Ứng suất tiếp xúc Theo công thức 6.1[1] trang 91, ta có: Trong đó: + ZR: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm. + Zv: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. + KxH: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước răng. + SH: Hệ số an toàn khi tiếp xúc. + : Ứng suất tiếp xúc ứng với chu kỳ cơ sở. + KHL: Hệ số tuổi thọ. Tính : Theo bảng 6.2[1] trang 94, ta chọn: Ta có: Tính KHL: Theo công thức 6.7[1] trang 93, ta có: Trong đó: + mH = 6 bậc đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc( vì HB < 350 ). + NHO(giờ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc. + NHE(giờ): Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Tính NHO: Theo công thức 6.5[1] trang 93, ta có : Tính NHE: Theo công thức 6.7[1] trang 93, ta có: NHE=60.c.TiTmax3.ni.ti → NHE3=60.1.TT3.0,1+0,8TT3.0,4+0,6TT3.0,5.373,7.16000 =60.1.13.0,1+0,83.0,4+0,63.0,5.373,7.16000=148092825,6 chu kỳ → NHE4=60.1.TT3.0,1+0,8TT3.0,4+0,6TT3.0,5.123.16000 =60.1.13.0,1+0,83.0,4+0,63.0,5.123.16000= 48743424chu kỳ Ta thấy: NHE3 > NHO3 và NHE4 > NHO4 Ta lấy: NHE = NHO, do đó KHL = 1. Thiết kế sơ bộ lấy : ZR.Zv.KxH = 1 [1] trang 92. Vậy ứng suất tiếp xúc của 2 bánh răng: Ứng suất tiếp xúc cho phép là [σH]: Theo điều kiện 6.12[1] trang 95, ta có: Ứng suất tiếp xúc khi quá tải: Theo công thức 6.13[1] trang 94, ta có: 2.3.2.2. Ứng suất uốn Theo công thức 6.2 [1] trang 91, ta có: Trong đó: + YR: Hệ số ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng. + Ys: Hệ số xét đến độ nhậy của vật liệu đối với tập trung ứng suất. + KxF: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền. + SF: Hệ số an toàn khi uốn. + KFC = 1 khi tải đặt một phía ( bộ truyền quay một chiều ). + : Ứng suất uốn ứng với số chu kỳ cơ sở. + KFL : Hệ số xét đến chế độ tải trọng của bộ truyền. Tính : Theo bảng 6.2 trang 94 – Tài liệu 1,ta chọn: Ta có: Tính KFL: Theo công thức 6.4[1] trang 93, ta có: Trong đó: + mF = 6 bậc của đường cong mỏi khi thử về uốn.( vì HB <350 ). + : Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn , đối với tất cả các loại thép, . + NFE (chu kỳ) : Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Tính NFE: Theo công thức 6.7[1] trang 93, ta có: NFE=60.c.TiTmaxmF.ni.ti → NFE3=60.1.TT6.0,1+0,8TT6.0,4+0,6TT6.0,5.373,7.16000 =60.1.16.0,2+0,86.0,4+0,66.0,5.373,7.16000=81862040,4 chu kỳ → NFE4=60.1.TT6.0,1+0,8TT6.0,4+0,6TT6.0,5.123.16000 =60.1.16.0,2+0,86.0,4+0,66.0,5.123.16000=26944155,7chu kỳ Ta thấy: NFE3>NFE4 Ta lấy: ,do đó KFL = 1. Thiết kế sơ bộ YR.Ys.KxF = 1[1] trang 92. Vậy ứng suất uốn cho phép của 2 bánh răng: Ứng suất uốn cho phép khi quá tải Theo công thức 6.14[1] trang 96, ta có: 2.3.3. Xác định các thông số cơ bản của bộ truyền 2.3.3.1. Xác định khoảng các trục Theo công thức 6.15a [1] trang 96: Trong đó : + Ka: Hệ số phụ thuộc vào vật của cặp bánh răng và loại răng, tra bảng 6.5[1] trang 96, ta có : Ka = 43 MPa1/3 . + TII: Mômen xoắn trên trục bánh chủ động, TII = 643992,5 Nmm. + = 536,4 MPa: Ứng suất tiếp xúc cho phép. + u2 = 3,04: Tỉ số truyền của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. + Tra bảng 6.6[1] trang 97, ta chọn = 0,3 . Từ công thức 6.16, ta có: ᴪbd=0,53. .(u2+1) = 0,53.0,3.(3,04+1) = 0,64 + KHβ: Hệ số xét đến không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng, tra bảng 6.7[1] trang 98, ta chọn KHβ = 1,03. Vậy: aw=43.3,04+1.3643992,5.1,030,3.3,04.536,42=236,6 mm Ta chọn aw= 250 mm 2.3.3.2. Xác định các thông số ăn khớp Môđun: Theo công thức 6.17[1] trang 97, ta có : m = (0,01 ÷ 0,02).aw = (0,01 ÷ 0,02).250 = (2,5 ÷ 5) Theo bảng 6.8[1] trang 99, ta chọn m = 3. Xác định số răng và hệ số dịch chỉnh Số răng: Ta chọn β = 100 Theo công thức 6.31[1] trang 103: z3=2.aw.cosβm.(u2+1)=2.250.cos1003.(3,04+1)=40,6 Chọn z3 = 40răng. z4 = u2.z3 = 3,04.40 = 121,6 răng Chọn : z4 = 122 răng. Tính lại β: Theo công thức 6.32[1]trang 103, ta có : cosβ=m.zt2.aw=3.1622.250=0,972→β=140 Với : zt = z3 + z4 = 40 + 122 = 162 (tổng số răng) Hệ số dịch chỉnh: Với z3 = 35 > 30 nên ta không dung hệ số dịch chỉnh. [1] trang 100 2.3.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc Theo công thức 6.33[1] trang 105: Trong đó: + ZM: Hệ số xét đến cơ tính vật liệu của bánh răng. Theo bảng 6.5 [1] trang 96, ta chọn : ZM = 274 MPa1/3. + ZH: Hệ số xét đến hình dạng bề mặt răng. Theo bảng 6.12 [1] trang 106, ta chọn ZH = 1,71. + u2 = 3,04. + bw: Chiều rộng vành răng. + Zε: Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng . ++ Tính hệ số trùng khớp ngang. Theo công thức 6.38b[1] trang 105: ++ Tính hệ số trùng hợp dọc. Theo công thức 6.37[1] trang 105: ++ Vì εβ > 1 nên ta tính Zε theo công thức 6.36c[1] trang 105: + dw1: Đường kính vòng lăn của bánh chủ động.Theo công thức trong bảng 6.11[1] trang 104: + TII: Mômen xoắn bánh chủ động . TII = 643992,5 Nmm + KH: Hệ số tải trọng. Theo công thức 6.39[1] trang 106 : KH = KHβ.KHα.KHv Với : ++ KHβ: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều vành răng. Tra bảng 6.7 [1] trang 98,chọn : KHβ = 1,03. ++ KHv: Hệ số xét đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp. Tính KHv: Theo công thức 6.41[1] trang 107: Tính vận tốc vòng: Theo công thức 6.40[1] trang 107: Theo bảng 6.13[1] trang 106 , ta dùng cấp chính xác 9. Tính vH: Theo công thức 6.42[1] trang 107, tra bảng 6.15 và 6.16[1] trang 107, lần lượt ta có: δH = 0,002 và g0 = 73: v = 2,4 m/s. KHα: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng ăn khớp, theo bảng 6.14[1] trang107 ta có: KHα = 1,13 Suy ra: Do đó: KH = 1,03.1,13.1 = 1,16 Vậy: Ta đã có: Ta thấy: Vậy thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc. 2.3.5. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Theo công thức 6.43 và 6.44[1] trang 108,ta có: Trong đó: + TII = 643992,5 Nmm + bw = 75 mm + m = 3 + dw1 = 123 mm + Yβ : Hệ số xét đến độ nghiêng của răng : + Yε: Hệ số xét đến sự trùng khớp của răng. = 1,78 (tính phần 4). + KF3 , KF4: Hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4. Ta tính số răng tương: ++ Theo công thức[1] trang 108: ++ Hệ số dịch chỉnh bằng 0, theo bảng 6.18[1] trang 109 , ta chọn: +KF : hệ số tải trọng khi tính về uốn. Theo công thức 6.45[1] trang 109: Với: ++ KFβ: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6.7[1] trang 98, ta chọn : KFβ = 1,08 (sơ đồ 5). ++ KFα: Hệ số xét đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp.Tra bảng 6.14[1] trang 107,ta chọn KFα = 1,37. ++ KFv: Hệ số xét đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp. Tính KFv: Theo công thức 6.46[1] trang 109: Tính vF: Theo công thức 6.47[1] trang 109 và tra bảng 6.15 và 6.16[1]trang 107, lần lượt ta có δF = 0,006 và g0 = 73; v = 2,4 m/s tính ở phần 4. Suy ra: Do đó: KF = 1,08.1,37.1 = 1,5 Vậy: Ta đã có: So sánh: Vậy điều kiện độ bền mỏi uốn đã được đảm bảo. 2.3.6. Kiểm nghiệm răng về quá tải Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải với hệ số quá tải: Vì vậy ta cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại. 2.3.6.1. Ứng suất tiếp xúc cực đại Theo công thức 6.48[1] trang 110: Ta đã có: Ta thấy: Vậy răng đảm bảo độ bền khi quá tải. 2.3.6.2. Ứng suất uốn cực đại Theo công thức 6.49[1] trang 110: Suy ra: Ta đã có: Ta thấy: Vậy độ bền uốn của răng khi quá tải đã được đảm bảo. 2.3.7. Các thông số và kích thước của bộ truyền Bảng 2.3. Thông số của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng STT Thông số Công thức Giá trị 1 Khoảng cách trục - aw = 250mm 2 Khoảng cách trục chia a =250mm 3 Môđun - m = 3 4 Chiều rộng vành răng - bw = 75mm 5 Tỉ số truyền - u2 = 3,04 6 Số răng - z3 = 40 z4 = 122 7 Góc nghiêng - β = 140 8 Góc prôfin gốc (Theo TCVN 1065–71) - α = 200 9 Hệ số dịch chỉnh - x3 = x4 = 0 10 Góc prôfin răng 20033’ 11 Góc ăn khớp 20033’ 12 Đường kính vòng lăn dw2 = u2.dw1 dw1 = 123 mm dw2 = 375 mm 13 Đường kính vòng chia d3 = 124mm d4 = 377mm 14 Đường kính đáy răng df3 = 116,5mm df4 =369,5mm 15 Đường kính đỉnh răng da3 = 130mm da4 = 383mm CHƯƠNG 3: THIẾT KẾ TRỤC Tính toán thiết kế trục gồm các bước: Chọn vật liệu Tính thiết kế trục về độ bền Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Kiểm tra Sơ đồ đặc lực lên các trục: Hình 3.1. Sơ đồ đặt lực lên các trục trong hộp giảm tốc 3.1. Chọn vật liệu Ở các máy móc quan trọng, hộp giảm tốc, hộp tốc độkhi chịu tải trọng tương đối lớn ta chọn: Thép 45 tôi cải thiện có: + HB = 241285 + σb = 850 MPa + σch = 580 MPa 3.2. Tính thiết kế trục I 3.2.1. Tải trọng tác dụng lên trục Mômen xoắn: TI = 270871,2 Nmm Lực tác dụng lên trục của bánh đai: Fr = 1146N Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức 10.3[1] trang 184, ta có: Lực vòng: Lực dọc trục: . Lực hướng tâm: Mômen uốn: 3.2.2. Tính sơ bộ đường kính trục Theo công thức 10.9[1] trang 188, ta có: Với : + [τ] = 1530 MPa: ứng suất xoắn cho phép đối với vật liệu thép. + Tk = TI = 270871,2Nmm. Ta chọn d1 =50 mm, theo bảng 10.2[1]trang 189 chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 1 là: b01 = 27 mm. 3.2.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 3.2.3.1. Chiều dài mayơ Chiều dài mayơ bánh đai: Theo công thức 10.10[1] trang 189 : Lấy: lm12 = 70 mm Chiều dài mayơ bánh răng côn 1: Theo công thức 10.12[1] trang 189: Lấy: lm13 = 60 mm Theo bảng 10.3 [1] trang 189, ta có: Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = (815) mm. Lấy k1 = 8 mm Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp: k2 = (515) mm Lấy k2 = 5 mm Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = (1020) mm Lấy k3 = 10 mm Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: hn = (1520) mm Lấy hn = 15 mm 3.2.3.2. Theo bảng 10.4[1] trang 191, ta có  Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1: l11 = (2,5..3)d1 = (2,5..3).50 =(125..150)mm Lấy l11 = 130 mm Khoảng từ gối đỡ 0 đến bánh đai: l12 = -lc12 Khoảng cách côngxôn trên trục. Theo công thức 10.14[1] trang 190: Khoảng cách từ ổ đỡ 0 đến bánh răng côn 1: 3.2.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 3.2.4.1. Sơ đồ đặt lực lên trục Hình 3.2. Sơ đồ đặt lực lên trục 1 3.2.4.2. Tính phản lực Theo phương yOz: Tổng mômen tác dụng tại B: Vậy phản lực RyC có chiều cùng với chiều giả định. Phương trình cân bằng lực tại B: Vậy phản lực RyB có chiều cùng với chiều giả định. Theo phương xOz: Tổng mômen tác dụng tại B: Vậy phản lực RxC có chiều ngược với chiều giả định. Phương trình cân bằng lực tại B: Vậy phản lực RxB có chiều cùng với chiều giả định Biểu đồ mômen: Hình 3.3. Biểu đồ mômen trục 1 3.2.4.3. Tính mômen tương đương trên các tiết diện Xét mặt cắt tại điểm A: Dựa vào biểu đồ mômen, ta có: Mx = 0 My = 0 T = 270871,2Nmm Theo công thức 10.15[1] trang 194, ta có: Theo công thức 10.16[1] trang 194, ta có: Xét mặt cắt tại điểm B: Dựa vào biểu đồ mômen, ta có: Mx = 84231 Nmm My = 0 Nmm T = 270871,2 Nmm Theo công thức 10.15[1] trang 194, ta có: Theo công thức 10.16[1] trang 194, ta có : Xét mặt cắt tại điểm C: Dựa vào biểu đồ mômen, ta có: Mx = 167954,7 Nmm My =283296 Nmm T = 270871,2 Nmm Theo công thức 10.15[1] trang 194, ta có: Theo công thức 10.16[1] trang 194, ta có: Xét mặt cắt tại điểm D: Dựa vào biểu đồ mômen, ta có: Mx = 36531,4 Nmm My = 0 T = 270871,2 Nmm Theo công thức 10.15[1] trang 194, ta có: Theo công thức 10.16[1] trang 194, ta có: 3.2.4.4. Tính đường kính trục tại các tiết diện Theo bảng 10.5 [1] trang 195, ta có: [σ] = 55 MPa Tại điểm A: Theo công thức 10.17[1] trang 194, ta có: Tại điểm B: Theo công thức 10.17[1] trang 194, ta có: Tại điểm C: Theo công thức 10.17[1] trang 194, ta có: Tại điểm D: Theo công thức 10.17[1] trang 194, ta có: 3.2.4.5. Định kết cấu trục Dựa vào các tiết diện trục vừa tính được và chiều tương ứng, đồng thời các yêu cầu về lắp ghép và công nghệ, ta chọn kết cấu trục: Tại A: Tại A là vị trí lắp bánh đai nên theo tiêu chuẩn trang 195, ta chọn dA = 40mm. Kích thước then: Theo bảng 9.1a[1]trang 173, ta có: + lt = (0,8..0.9)lm12 = (0,8..0.9).70 = (56..63)mm Chọn lt = 56mm + b = 12; h = 8; t1 = 5; t2 = 3,3. Tại B: Tại B là điểm lắp ổ lăn nên theo tiêu chuẩn trang 195[1] ta chọn dB = 45mm Tại C: Tại C là điểm lắp ổ lăn nên theo tiêu chuẩn trang 195[1] ta chọn dC = 45mm Tại D: Tại D là vị trí lắp bánh răng nên theo tiêu chuẩn trang 195 ta chọn dD = 40mm Kích thước then: Theo bảng 9.1a[1]trang 173: + l = (0,8..0,9)lm13 = (0,8..0,9)60 = (48..54) Chọn l = 50mm + b = 12; h = 8; t1 = 5; t2 = 3,3. Hình 3.4. Sơ bộ trục 1 3.2.5. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Khi xác định đường kính trục theo công thức 10.17[1] trang 194, chưa xét ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt Vì vậy sau khi định kết cấu trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm thỏa mãn điều kiện sau: Theo công thức 10.19[1] trang 195, ta có: Trong đó: + [s]: hệ số an toàn cho phép, ta chọn: [s] = 2,5 ( trang 195 ). + sσj: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diện. + sτj: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện. Tính sσj: Theo công thức 10.20[1] trang 195, ta có: Trong đó: + σ-1: giới hạn mỏi uốn. Có thể lấy σ-1 = 0,436σb = 0,436.850 = 370,6MPa. + σaj và σmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp. Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó σmj = 0. Theo công thức 10.22[1] trang 196, ta có: Theo bảng 10.6[1] trang 196, ta có: + ψσ: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bìnhđến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7[1] trang 197, ta có ψσ = 0,1. + Kσdj: hệ số. Theo công thức 10.25[1] trang 197, ta có: Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Tra bảng 10.8[1] trang 197, ta có: Kx = 1,1. Ky: hệ số tăng bền. Tra bảng 10.9[1] trang 197, ta có: Ky = 1,5. Kσ = 2,01: hệ số ứng suất tập trung thực tế khi uốn. εσ = 0,8: hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của tiết diện trục đến giới hạn mỏi khi uốn. Tính sτj: Theo công thức 10.21[1] trang 195, ta có: Trong đó: + τ-1: giới hạn mỏi xoắn. Có thể lấy : τ-1 = 0,58σ-1 = 0,58.370,6 ≈ 215 MPa. + τaj và τmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp. Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động. Theo công thức 10.23[1] trang 196, ta có: Theo bảng 10.6[1] trang 196, ta có: + ψτ: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7[1] trang 197, ta có: ψτ = 0,05 + Kτdj: hệ số. Theo công thức 10.26[1] trang 197, ta có: Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Tra bảng 10.8[1] trang 197, ta có Kx = 1,1. Ky: hệ số tăng bền. Tra bảng 10.9[1] trang 197, ta có: Ky = 1,5. Kτ =1,88: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi xoắn. ετ = 0,76: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi khi xoắn. Trục I có 2 vị trí nguy hiểm là tiết diện 12 (tại C), có T = 270871,2Nmm, M12 = 329340,9Nmm. Dựa vào các công thức trên, ta có: Bảng 3.1. Thông số trục về độ bền mỏi Tiết diện d(mm) W(mm3) WO(mm3) Kσdj Kτdj sσ sτ S 12 45 8946,2 17892,4 1,7 1,7 5,7 18.9 5,5 3.2.6. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Để đề phòng khả năng biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạng khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Theo công thức 10.27[1] trang 200, ta có: Tính σ: Theo công thức 10.28[1] trang 200, ta có: ( Mmax: mômen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm). Tính τ: Theo công thức 10.29[1] trang 200, ta có: ( Tmax: mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm). Tính [σ]: Theo công thức 10.30[1] trang 200, ta có: Bảng 3.2. Thông số của trục về độ bền tĩnh Tiết diện σ σtd 12 31,1 6,8 33,3 3.3. Tính thiết kế trục II 3.3.1. Tải trọng tác dụng lên trục Mômen xoắn: TII = 643992,5 Nmm Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức 10.1[1] trang 184, ta có: Lực vòng: Lực hướng tâm: Lực dọc trục: Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức 10.3[1] trang 184, ta có : Lực vòng: Lực dọc trục: Lực hướng tâm: Mômen uốn: 3.3.2. Tính sơ bộ đường kính trục Theo công thức 10.9[1] trang 188, ta có: Với: + [τ] = 1530 MPa: ứng suất xoắn cho phép đối với vật liệu thép. + Tk = TII = 643992,5 Nmm. Ta chọn d2 = 50 mm, theo bảng 10.2[1]trang 189 chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 2 là b02 = 27 mm. 3.3.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 3.3.3.1. Chiều dài mayơ Chiều dài mayơ bánh răng trụ 1: Theo công thức 10.10[1] trang 189: Lấy lm22 = 70 mm Chiều dài mayơ bánh răng côn 2: Theo công thức 10.12[1] trang 189: Lấy lm23 = 65mm 3.3.3.2. Theo bảng 10.3 [1] trang 189, ta có Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = (815) mm Lấy k1 = 15 mm Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp : k2 = (515) mm Lấy k2 = 5 mm Khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ : k3 = (1020) mm Lấy k3 = 10 mm Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông : hn = (1520) mm Lấy hn = 15 mm 3.3.3.3. Theo bảng 10.4[1] trang 191, ta có Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1: Khoảng từ gối đỡ 0 đến bánh răng trụ 1: Khoảng cách từ ổ đỡ 0 đến bánh răng côn 2: 3.3.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 3.3.4.1. Sơ đồ đặt lực lên trục Hình 3.5. Sơ đồ đặt lực lên trục 2 3.3.4.2. Tính phản lực Theo phương yOz: Tổng mômen tại điểm A: Phương trình cân bằng lực: Vậy RyA có chiều ngược lại với chiều đã giả định. Theo phương xOz: Tổng mômen tại điểm A: Phương trình cân bằng lực: Biểu đồ mômen: Hình 3.6. Biểu đồ mômen trục 2 3.3.4.3. Tính mômen tương đương tại các tiết diện Xét mặt cắt bên trái điểm B: Dựa vào biểu đồ mômen ta có: Mx = 76006,7 Nmm My = 475706 Nmm T20 = 0 Theo công thức 10.15[1] trang 191, ta có: Theo công thức 10.16[1] trang 191, ta có: Xét mặt cắt tại điểm B: Dựa vào biểu đồ mômen ta có: Mx = 152500,5Nmm My = 475706Nmm T21= 643992,5 Nmm Theo công thức 10.15[1] trang 191, ta có: Theo công thức 10.16[1] trang 191, ta có: Xét mặt cắt tại điểm C: Dựa vào biểu đồ mômen ta có: Mx = 292049,8Nmm My = 634549,8 Nmm T22 = 643992,5Nmm Theo công thức 10.15[1] trang 191, ta có: Theo công thức 10.16[1] trang 191, ta có: 3.3.4.4. Tính đường kính trục tại các tiết diện Theo bảng 10.5[1] trang 195, ta có: [σ] = 55MPa Tại A: Theo công thức 10.17[1] trang 194, ta có: Tại B: Theo công thức 10.17[1] trang 194, ta có: Tại C: Theo công thức 10.17[1] trang 194, ta có: 3.3.4.5. Định kết cấu trục Dựa vào các tiết diện trục vừa tính được và chiều tương ứng, đồng thời các yêu cầu về lắp ghép và công nghệ, ta chọn kết cấu trục: Tại A: Tại A là điểm lắp ổ lăn nên theo tiêu chuẩn trang 195 ta chọn: d20 = 45mm Tại B: Tại B là vị trí lắp bánh răng nên theo tiêu chuẩn trang 195, ta chọn: d21 = 55mm. Kích thước then: Theo bảng 9.1a[1]trang 173, ta có: + lt = (0,8..0.9)lm23 = (0,8..0.9).65 = (52..58,5)mm Chọn lt = 56 mm + b = 16; h = 10; t1 = 6; t2 = 4,3. Tại C: Tại C là vị trí lắp bánh răng nên theo tiêu chuẩn trang 195 ta chọn: d22 = 55mm. Kích thước then: Theo bảng 9.1a[1]trang 173: + l = (0,8..0,9)lm22 = (0,8..0,9).70 = (56..63) Chọn l = 63 mm + b = 16; h = 10; t1 = 6; t2 = 4,3. Tại D: Tại D là điểm lắp ổ lăn nên theo tiêu chuẩn trang 195 ta chọn d23 = 45 mm. Hình 3.7. Sơ bộ trục 2 3.3.5. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Khi xác định đường kính trục theo công thức 10.17[1] trang 194, chưa xét ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt Vì vậy sau khi định kết cấu trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm điểm thỏa mãn điều kiện sau: Theo công thức 10.19[1] trang 195, ta có: Trong đó : + [s]: hệ số an toàn cho phép, ta chọn [s] = 2,5 ( trang 195 ). + sσj: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diện. + sτj: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện. Tính sσj : Theo công thức 10.20[1] trang 195, ta có: Trong đó: + σ-1: giới hạn mỏi uốn. Có thể lấy σ-1 = 0,436σb = 0,436.850 = 370,6MPa. + σaj và σmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp. Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó σmj = 0. Theo công thức 10.22[1] trang 196, ta có: Theo bảng 10.6[1] trang 196, ta có: + ψσ: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7[1] trang 197, ta có ψσ = 0,1 + Kσdj: hệ số. Theo công thức 10.25[1] trang 197, ta có: Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Tra bảng 10.8[1] trang 197, ta có Kx = 1,1. Ky: hệ số tăng bền. Tra bảng 10.9[1] trang 197, ta có Ky = 1,5. Kσ: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn. Tra bảng 10.12[1] trang 199, ta có Kσ = 2,01. εσ: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trụcđến giới hạn mỏi. Tra bảng 10.10[1] trang 198, ta có εσ = 0,81. Tính sτj: Theo công thức 10.21[1] trang 195, ta có: Trong đó: + τ-1: giới hạn mỏi xoắn. Có thể lấy : τ-1 = 0,58σ-1 = 0,58.370,6 ≈ 215 MPa. + τaj và τmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp. Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động. τaj và τmj : biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp. Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động, do đó : Theo công thức 10.23[1] trang 196, ta có: Theo bảng 10.6[1] trang 196, ta có: + ψτ: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7[1] trang 197, ta có ψτ = 0,05 + Kτd: hệ số. Theo công thức 10.26[1] trang 197, ta có: Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Tra bảng 10.8[1] trang 197, ta có: Kx = 1,1. Ky: hệ số tăng bền. Tra bảng 10.9[1] trang 197, ta có Ky = 1,5. Kτ: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn. Tra bảng 10.12[1] trang 199, ta có Kτ = 1,88. ετ: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi.Tra bảng 10.10[1] trang 198, ta có ετ =0,81. Trục II có 2 vị trí nguy hiểm là tiết diện 21 (tại B) có T = 643992,5Nmm, M21 = 499552,4 Nmm và tiết diện 22 (tại C) có T = 643992,5Nmm, M22 =698531,7 Nmm. Dựa vào các công thức trên, ta có: Bảng 3.3. Thông số của trục về độ bền mỏi Tiết diện d(mm) W(mm3) WO(mm3) Kσdj Kτdj sσ sτ S 21 55 14238,4 30572,2 1,72 1,6 6,2 15,9 5,8 22 55 16283,4 30028,5 1,72 1,6 5,1 12,4 4,7 3.3.6. Kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Để đề phòng khả năng biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạng khi mở máy ) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Theo công thức 10.27[1] trang 200, ta có: Tính σ: Theo công thức 10.28[1] trang 200, ta có: ( Mmax: mômen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm). Tính τ: Theo công thức 10.29[1] trang 200, ta có: ( Tmax: mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm). Tính [σ]: Theo công thức 10.30[1] trang 200, ta có: Bảng 3.4. Thông số của trục về độ bền tĩnh Tiết diện τ σtd 21 28,6 19,4 44,1 22 38,1 19,4 50,8 3.4. Tính thiết kế trục III 3.4.1. Tải trọng tác dụng lên trục Mômen xoắn: TIII = 1353175,9 Nmm Lực tác dụng lên trục được tính theo công thức 10.1[1] trang 184, ta có: Lực vòng: Lực hướng tâm: Lực dọc trục: Mômen uốn: 3.4.2. Tính sơ bộ đường kính trục Theo công thức 10.9[1] trang 188, ta có: Với: + [τ] = 1530 MPa: ứng suất xoắn cho phép đối với vật liệu thép. + Tk = TIII = 1840122 Nmm. Ta chọn d3 = 70 mm, theo bảng 10.2[1]trang 189 chọn sơ bộ chiều rộng ổ lăn cho trục 1 là b03 = 35mm. 3.4.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực 3.4.3.1. Chiều dài mayơ Chiều dài mayơ bánh răng trụ 2: Theo công thức 10.12[1] trang 189: Lấy: lm32 = 90 mm. 3.4.3.2. Theo bảng 10.3 [1] trang 189, ta có Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay: k1 = (815) mm Lấy k1 = 8 mm. Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp: k2 = (515) mm Lấy k2 = 5 mm. Theo hình 1, ta có: Khoảng từ gối đỡ 0 đến bánh răng trụ 2: l32 = l22 = 68,5 mm. Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1: l31 = l21 = 277 mm. 3.4.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục 3.4.4.1. Sơ đồ đặt lực lên trục Vì trục 3 có nối với bộ phận làm việc là băng tải nên ta phải chọn khớp nối. Dựa vào đường kính trục d = 70mm, theo bảng 16.10a trang 68[2], ta chọn đường kính vòng tròn qua tâm các chốt của khớp nối đàn hồi là D0 = Dt =200 mm. Ta tính lực hướng tâm do nối trục đàn hồi gây ra. lc33= 0,5(lm33 +bo) +k3 +hn = 0,5(126 +35) +10 +18 = 108,5mm với lm33=1,8.70 = 126 mm - chiều dài mayơ của nối trục đàn hồi. * k3=10 mm * hn=18 mm Hình 3.8. Sơ đồ đặt lực lên trục 3 3.4.4.2. Tính phản lực Theo phương yOz: Tổng mômen tại điểm A: Vậy ngược chiều với chiều giả định. Phương trình cân bằng lực: Theo phương xOz: Tổng mômen tại điểm A: Phương trình cân bằng lực: Hình 3.9. Biểu đồ mômen trục 3 3.4.4.3. Tính mômen tương đương tại các tiết diện Xét mặt cắt tại điểm B: Dựa vào biểu đồ mômen, ta có: Mx = 1184029,8 Nmm My = 539910,8 Nmm T31 = 1840122 Nmm Theo công thức 10.15[1] trang 194, ta có: Theo công thức 10.16[1]trang 194, ta có: Xét mặt cắt tại điểm C: Dựa vào biểu đồ mômen, ta có: Mx = 499132,6Nmm My = 0 Nmm T32 = 1840122 Nmm Theo công thức 10.15[1] trang 194, ta có: Theo công thức 10.16[1]trang 194, ta có : 3.4.4.4. Tính đường kính trục tại các tiết diện Theo bảng 10.5[1] trang 195, ta có: [σ] = 50 Tại B: Theo công thức 10.17[1] trang 194, ta có: Tại C: Theo công thức 10.17[1] trang 194, ta có: 3.4.4.5. Định kết cấu trục Dựa vào các tiết diện trục vừa tính được và chiều tương ứng, đồng thời các yêu cầu về lắp ghép và công nghệ, ta chọn kết cấu trục: Tại A: Tại A là điểm lắp ổ lăn nên theo tiêu chuẩn trang 195, ta chọn d30 = 70 mm. Tại B: Tại B là điểm lắp bánh răng nên theo tiêu chuẩn trang 195, ta chọn d31 =80mm. Kích thước then: Theo bảng 9.1a[1] trang 173, ta chọn: + lt = (0,8..0,9)lm32 = (0,8..0,9).90 = (72..81)mm Chọn lt = 80 + b = 22; h = 14; t1 = 9; t2 = 5,4. Tại C: Tại C là điểm lắp ổ lăn nên theo tiêu chuẩn trang 195, ta chọn d32 = 70mm. Tại D: Tại D là trục nối nên theo tiêu chuẩn trang 195, ta chọn d33 = 65 mm. Kích thước then: Theo bảng 9.1a[1] trang 173, ta chọn: + lt = (0,8..0,9)lm33 = (0,8..0,9).126 = (100,8..113,4)mm Chọn lt = 110 + b = 18;th = 11; t1 = 7; t2 = 4,4 Hình 3.10. Sơ bộ trục 3 3.4.5. Kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Khi xác định đường kính trục theo công thức 10.17[1] trang 194, chưa xét ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi của chu kỳ ứng suất, sự tập trung ứng suất, yếu tố kích thước, chất lượng bề mặt Vì vậy sau khi định kết cấu trục cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố vừa nêu. Kết cấu trục vừa thiết kế đảm bảo được độ bền mỏi nếu hệ số an toàn tại tiết diện nguy hiểm điểm thỏa mãn điều kiện sau: Theo công thức 10.19[1] trang 195, ta có: Trong đó: + [s]: hệ số an toàn cho phép, ta chọn [s] = 2,5 ( trang 195 ). + sσj: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp tại tiết diện. + sτj: hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện. Tính sσj: Theo công thức 10.20[1] trang 195, ta có: Trong đó: + σ-1: giới hạn mỏi uốn. Có thể lấy σ-1 = 0,436σb = 0,436.850 = 370,6MPa. + σaj và σmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp. Đối với trục quay, ứng suất uốn thay đổi theo chu kì đối xứng, do đó σmj = 0. Theo công thức 10.22[1] trang 196, ta có: Theo bảng 10.6[1] trang 196, ta có: + ψσ: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7[1] trang 197, ta có ψσ = 0,1 + Kσdj: hệ số. Theo công thức 10.25[1] trang 197, ta có: Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Tra bảng 10.8[1] trang 197, ta có Kx = 1,1. Ky: hệ số tăng bền. Tra bảng 10.9[1] trang 197, ta có Ky = 1,5. Kσ: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn. Tra bảng 10.12[1] trang 199, ta có Kσ = 2,01. εσ: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi.Tra bảng 10.10[1] trang 198, ta có εσ = 0,73. Tính sτj: Theo công thức 10.21[1] trang 195, ta có: Trong đó: + τ-1: giới hạn mỏi xoắn. Có thể lấy τ-1 = 0,58σ-1 = 0,58.370,6 ≈ 215 MPa. + τaj và τmj: biên độ và trị số trung bình của ứng suất tiếp. Khi trục quay 1 chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động. Theo công thức 10.23[1] trang 196, ta có: Theo bảng 10.6[1] trang 196, ta có: + ψτ: hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7[1] trang 197, ta có ψτ = 0,05 + Kτdj: hệ số. Theo công thức 10.26[1] trang 197, ta có: Kx: hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt. Tra bảng 10.8[1] trang 197, ta có Kx = 1,1. Ky: hệ số tăng bền. Tra bảng 10.9[1] trang 197, ta có : Ky = 1,5. Kτ: hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn. Tra bảng 10.12[1] trang 199, ta có Kτ = 1,88. ετ: hệ số kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trụcđến giới hạn mỏi.Tra bảng 10.10[1] trang 198, ta có ετ = 0,71. Trục III có tiết diện nguy hiểm là tiết diện 31 (điểm B) có T = 1840122Nmm và M31 =1301318,3 Nmm. Dựa các công thức trên ta có: Bảng 3.5. Thông số của trục về độ bền mỏi Tiết diện d(mm) W WO Kσdj Kτdj sσ sτ S 31 80 41880,2 92145,7 1,9 1,83 6,3 20,8 6,03 3.4.6. Kiểm nghiệm độ bền tĩnh Theo công thức 10.27[1] trang 200, ta có: Theo công thức 10.28[1] trang 200, ta có : ( Mmax: mômen uốn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm). Tính τ: Theo công thức 10.29[1] trang 200, ta có: ( Tmax: mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm). Tính [σ]: Theo công thức 10.30[1] trang 200, ta có: Bảng 3.6. Thông số của trục về độ bền tĩnh Tiết diện τ σtd 31 23,1 35,9 66,3 CHƯƠNG 4: TÍNH TOÁN Ổ LĂN VÀ THEN 4.1. Tính toán ổ lăn cho trục I Hình 4.1. Sơ đồ tính ổ lăn trục 1 4.1.1. Chọn loại ổ lăn và cấp chính xác Chọn loại ổ lăn Các lực tác dụng lên ổ: Tại gối B: Tổng phản lực tác dụng lên ổ: Tại gối C: Tổng phản lực tác dụng lên ổ: Xác định tỷ số: Ta thấy lực dọc trục khá nhỏ so với lực hướng tâm nhưng do có yêu cầu về độ cứng của ổ (ổ đỡ bánh răng côn), đảm bảo cố định chính xác vị trí trục và chi tiết quay theo phương dọc trục (bánh răng côn) nên ta chọn ổ đũa côn. Cấp chính xác Đối với hộp giảm tốc thường dùng ổ lăn cấp chính xác bình thường ( 0 ). 4.1.2. Chọn kích thước ổ lăn Với d = 45mm, tra phục lục P2.11[1] trang 261, ta chọn sơ bộ ổ cỡ trung kí hiệu 7309 có C = 76,1kN, C0 = 59,3kN, α = 10083’. 4.1.3. Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Tính lực dọc trục Fs do lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ Theo công thức 11.7[1] trang 217, ta có: Fs = 0,83eFr Đối với ổ đũa côn: e = 1,5tanα = 1,5.tan10083’= 0,3 Lực dọc trục tác dụng lên ổ Theo công thức 11.10[1] trang 218, ta có: Ta thấy: Xác định hệ số tải trọng X, Y Ta có tỷ số: (V: hệ số kể đến vòng nào quay, vòng trong quay V = 1) Theo bảng 11.4[1] trang 215, ta có: XB = 0,4 YB = 0,4cotgα=0,4.cotg 10083’ =2. Ta có tỷ số: Theo bảng 11.4[1] trang 215, ta có: XC = 1 YC =0 Tính tải trọng động quy ước Q Theo công thức 11.3[1] trang 214, ta có: Trong đó : + kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy kt = 1. + kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] trang 215, lấy kđ = 1,3. Ta thấy: QC > QB nên ta chọn QC để tính khả năng tải động Cd. Tính khả năng tải động Cd Theo công thức 11.1[1] trang 213, ta có: Với : Tuổi thọ ( triệu vòng) Trong đó: + nI: số vòng quay của trục 1. + Lh: thời gian làm việc (giờ). + m: đường cong mỏi, với ổ đũa m = 10/3 Suy ra: Ta thấy: Cd < C nên khả năng tải động của ổ được đảm bảo. 4.1.4. Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n < 1vg/ph, tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư, theo điều kiện 11.18[1] trang 221, ta có: Qt ≤ C0 Trong đó: + C0: khả năng tải tĩnh, theo bảng P2.11 C0 = 75,9kN. + Qt: tải trọng tĩnh quy ước. Tính Qt: Theo công thức 11.19[1] trang 221, ta có: Trong đó: + XO,YO: hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng hướng trục. Theo bảng 11.6[1] trang 221, ta có : XO = 0,5; YO = 0,22cotgα = 0,22.cotg10083’ = 1,1. + Fr = FrB = 2557,2N + Fa = FaB = 2488,6N Suy ra: Vậy kiểu ổ 7310 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng tĩnh 4.2. Tính toán ổ lăn cho trục II Hình 4.2. Sơ đồ tính ổ lăn trục 2 4.2.1. Chọn loại ổ lăn và cấp chính xác Chọn loại ổ lăn Các lực tác dụng lên ổ: Tại gối A: Tổng phản lực tác dụng lên ổ: Tại gối D: Tổng phản lực tác dụng lên ổ: Tổng lực dọc trục: Xác định tỷ số: Ta chọn ổ đũa côn do có yêu cầu về độ cứng của ổ, đảm bảo cố định chính xác vị trí trục và chi tiết quay theo phương dọc trục. Chọn cấp chính xác Đối với hộp giảm tốc thường dùng ổ lăn cấp chính xác bình thường ( 0 ). 4.2.2. Chọn kích thước ổ lăn Với d = 45mm, tra phục lục P2.11[1] trang 262, ta chọn sơ bộ ổ cỡ trung kí hiệu 7309 có C = 76,1kN, C0 = 59,3kN, α = 10083’. 4.2.3. Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Tính lực dọc trục Fs do lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ Theo công thức 11.7[1] trang 217, ta có: Fs = 0,83eFr Đối với ổ đũa côn: e = 1,5tanα = 1,5.tan10083’=0,3 Lực dọc trục tác dụng lên ổ Theo công thức 11.10[1] trang 218, ta có: Ta thấy: Xác định hệ số X, Y Ta có tỷ số: (V: hệ số kể đến vòng nào quay, vòng trong quay V = 1) Theo bảng 11.4[1] trang 215, ta có: XA = 1, YA = 0. Ta có tỷ số: Theo bảng 11.4[1] trang 215, ta có: XD = 1, YD = 0. Tính tải trọng động quy ước Q Theo công thức 11.3[1] trang 214, ta có: Trong đó : + kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy kt = 1. + kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] trang 215, lấy kđ = 1,3. Ta thấy: QD > QA nên ta chọn QD để tính khả năng tải động Cd. Tính khả năng tải động Cd Theo công thức 11.1[1] trang 213, ta có: Với: Tuổi thọ ( triệu vòng) Trong đó: + nII: số vòng quay của trục 2. + Lh: thời gian làm việc (giờ). + m: đường cong mỏi, với ổ đũa : m = 10/3 Suy ra: Ta thấy: Cd < C nên khả năng tải động của ổ được đảm bảo. 4.2.4. Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n < 1vg/ph, tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư, theo điều kiện 11.18[1] trang 221, ta có: Qt ≤ C0 Trong đó: + C0: khả năng tải tĩnh, theo bảng P2.11 C0 = 59,3kN. + Qt: tải trọng tĩnh quy ước. Tính Qt : Theo công thức 11.19[1] trang 221, ta có : Trong đó: + XO,YO: hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng hướng trục. Theo bảng 11.6[1] trang 221, ta có: XO = 0,5; YO = 0,22cotgα = 0,22.cotg100 83’= 1,1. + Fr = FrA = 6256,3 N + Fa = FaA = 1608,6 N Suy ra: Vậy kiểu ổ 7309 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng tĩnh. 4.3.Tính toán ổ lăn cho trục III Hình 4.3. Sơ đồ tính ổ lăn trục 3 4.3.1. Chọn loại ổ lăn và cấp chính xác Chọn loại ổ lăn Các lực tác dụng lên ổ: Tại gối A: Tổng phản lực tác dụng lên ổ: Tại gối C: Tổng phản lực tác dụng lên ổ: Tổng lực dọc trục: Xác định tỷ số: Ta chọn ổ đũa côn do có yêu cầu về độ cứng của ổ, đảm bảo cố định chính xác vị trí trục và chi tiết quay theo phương dọc trục. Chọn cấp chính xác Đối với hộp giảm tốc thường dùng ổ lăn cấp chính xác bình thường ( 0 ). 4.3.2. Chọn kích thước ổ lăn Với d = 70 mm, tra phục lục P2.11[1] trang 263, ta chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ , kí hiệu 7214 có C = 95,9kN, C0 = 82,1kN, α = 13083’. 4.3.3. Tính kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Tính lực dọc trục Fs do lực hướng tâm Fr tác dụng lên ổ : Theo công thức 11.7[1] trang 217, ta có: Fs = 0,83eFr Đối với ổ đũa côn: e = 1,5tanα = 1,5.tan11067’ = 0,38 Lực dọc trục tác dụng lên ổ Theo công thức 11.10[1] trang 218, ta có: Ta thấy: Xác định hệ số X, Y Ta có tỷ số: (V: hệ số kể đến vòng nào quay, vòng trong quay V = 1) Theo bảng 11.4[1] trang 215, ta có: XA = 1, YA = 0. Ta có tỷ số: Theo bảng 11.4[1] trang 215, ta có: XC = 0,4, YC = 0,4cotgα = 0,4cotg13083’ = 1,6. Tính tải trọng động quy ước Q Theo công thức 11.3[1] trang 214, ta có: Trong đó: + kt: hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, lấy kt = 1. + kđ: hệ số kể đến đặc tính tải trọng, tra bảng 11.3[1] trang 215, lấy kđ = 1,3. Ta thấy : QA < QC nên ta chọn QC để tính khả năng tải động Cd. Tính khả năng tải động Cd Theo công thức 11.1[1] trang 213, ta có: Với: Tuổi thọ ( triệu vòng) Trong đó: + nIII: số vòng quay của trục 3. + Lh: thời gian làm việc (giờ). + m: đường cong mỏi, với ổ đũa m =10/3. Suy ra: Ta thấy: Cd < C nên khả năng tải động của ổ được đảm bảo. 4.3.4. Tính kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ : Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n < 1vg/ph, tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư, theo điều kiện 11.18[1] trang 221, ta có: Qt ≤ C0 Trong đó: + C0: khả năng tải tĩnh, theo bảng P2.11 C0 = 82,1kN. + Qt: tải trọng tĩnh quy ước. Tính Qt Theo công thức 11.19[1] trang 221, ta có: Trong đó: + XO,YO: hệ số tải trọng hướng tâm và tải trọng hướng trục. Theo bảng 11.6[1] trang 221, ta có: XO = 0,5; YO = 0,22cotgα = 0,22.cotg13083’= 0,86. + Fr = FrA = 6241,3 N + Fa = FaA =9401,2 N Suy ra: Vậy kiểu ổ 7313 đã chọn đảm bảo khả năng chịu tải trọng tĩnh. Bảng 4.1. Thông số của ổ lăn Kí hiệu D (mm) D (mm) D1 (mm) d1 (mm) B (mm) C1 (mm) T (mm) r (mm) r1 (mm) α (0) C (kN) Co (kN) 7309 45 100 83,5 70,5 25 22 27,25 2,5 0,8 10,83 76,1 59,3 7214 70 125 107 96 24 21 26,25 2,5 0,8 13,83 95,9 82,1 4.4. Tính toán then Điều kiện bền dập của then Theo công thức 9.1[1] trang 173: Điều kiện bền cắt của then Theo công thức 9.2[2] trang 173: Trong đó: + σ: ứng suất dập tính toán (MPa). + τ: ứng suất cắt tính toán (MPa). + d: đường kính trục (mm). + lt: chiều dài then, lt = (0,80,9)lm và chọn theo tiêu chuẩn bảng9.1a[1]trang 173. + b, h: kích thước tiết diện then (mm), tra bảng 9.1a[1] trang 173. + t1: chiều sâu rãnh then (mm), tra bảng 9.1a[1] trang 173. + T: mômen xoắn của các trục (mm). + [σd]: ứng suất cho phép (MPa), tra bảng 9.5[1] trang 178, ta được [σd] = 150MPa. + [τc]: ứng suất cắt cho phép (MPa), với thép bằng thép 45 chịu va đập mạnh [τc] = 60MPa. Thông số Trục I Trục II Trục III Tiết diện 10 Tiết diện 13 Tiết diện 21 Tiết diện 22 Tiết diện 31 Tiết diện 33 d (mm) 40 40 55 55 80 65 b (mm) 12 12 16 16 22 18 h (mm) 8 8 10 10 14 11 t1(mm) 5 5 6 6 9 7 t2(mm) 3,3 3,3 4,3 4,3 5,4 4,4 T(Nmm) 270871,2 270871,2 643992,5 643992,5 1840122 1840122 lt (mm) 56 50 56 63 80 110 σd (MPa) 80,6 90,3 69,7 61,9 115 128,7 τc (MPa) 20,15 22,5 26 23,2 26,1 28,6 [σd] (MPa) 150 150 150 150 150 150 [τc] (MPa) 60 60 60 60 60 60 Bảng 4.2. Thông số của then 4.5. Lắp ghép và dung sai Dung sai lắp ghép bánh răng Do các bánh răng lắp cố định và ít tháo lắp, do hộp giảm tốc chịu tải nhẹ, không va đập nên ta chọn mối ghép trung gian là H7/k6. Dung sai lắp ghép ổ lăn Vòng trong quay và chịu tải trong tác động tuần hoàn, ta chọn kiều lắp trung gian k6 để ổ không bị trượt. Để mòn đều, vòng ngoài ta chọn lắp theo hệ thống lỗ, trong quá trình làm việc, nhiệt có thể sinh ra nhiều nên ta chọn chế độ lắp là H7. Dung sai lắp ghép vòng chắn dầu trên trục Để dể dàng tháo và lắp theo hệ thống lỗ, ta chọn kiểu lắp H7/t6. Lắp chốt định vị Chọn kiểu lắp H7/n8. Lắp ghép nắp ỗ và thân hộp Chọn lắp theo hệ thống lỗ, chọn kiểu lắp lỏng H7/e8 để dể dàng tháo lắp và điều chỉnh. Dung sai lắp ghép mối ghép then Tra bảng 20.6,trang 125,[2], ta có bảng thông số: Trục Tiết diện then bxh Sai lệch giới hạn của chiều rộng rảnh then Chiều sâu rảnh then Trên trục t1 Trên bạc t2 Ghép trung gian H9 t1 Sai lệch giới hạn t2 Sai lệch giới hạn I 12x8 +0,043 5 +0,2 3,3 +0,2 12x8 +0,043 5 +0,2 3,3 +0,2 II 16x10 +0,043 6 +0,2 4,3 +0,2 16x10 +0,043 6 +0,2 4,3 +0,2 III 22x14 +0,043 9 +0,2 5,4 +0,2 18x11 +0,043 7 +0,2 4,4 +0,2 Bảng 4.3. Sai lệch giới hạn của chiều rộng và chiều sâu rãnh then Bảng 4.4. Dung sai lắp ghép Trục Chi tiết Kích thước Kiểu lắp Dung sai lỗ Dung sai trục I Bánh đai- trục 40 H7/k6 + 0,025 0 + 0,018 + 0,002 Trục - ổ lăn 45 k6 + 0,018 + 0,002 Ổ lăn - thân máy 100 H7 + 0,035 0 Trục - bánh răng 40 H7/k6 + 0,025 0 + 0,018 + 0,002 II Trục - ổ lăn 45 k6 + 0,018 + 0,002 Ổ lăn – thân máy 100 H7 + 0,035 0 Trục – bánh răng 55 H7/k6 + 0,030 0 + 0,021 + 0,002 Trục – bánh răng 55 H7/k6 + 0,030 0 + 0,021 + 0,002 III Trục - ổ lăn 70 k6 + 0,021 + 0,002 Ổ lăn – thân máy 125 H7 + 0,040 0 Trục – bánh răng 80 H7/k6 + 0,030 0 + 0,021 + 0,002 Khớp nối – trục 65 H7/k6 + 0,030 0 + 0,021 + 0,002 CHƯƠNG 5 : TÍNH TOÁN THIẾT KẾ VỎ HỘP VÀ CÁC CHI TIẾT KHÁC 5.1. Các kích thước cơ bản của bộ hộp giảm tốc Hình 5.1. Kết cấu và cách xác định các kích thước cơ bản vỏ hộp giảm tốc đúc 5.1.1. Các phần tử cơ bản Theo bảng 18.1[2] trang 85, ta có: Bảng 5.1. Kích thước các phần tử cơ bản của hộp giảm tốc Tên gọi Biểu thức tính toán Giá trị Chiều dày : Thân hộp, δ Nắp hộp, δ1 δ = 0,03a + 3 > 6mm δ1 = 0,9δ 11mm 10mm Gân tăng cứng : Chiều dày, e Chiều cao, h Độ dốc e = (0,8÷1)δ h < 58 khoảng 20 9mm Đường kính : Bu lông nền, d1 Bu lông cạnh ổ, d2 Bu lông ghép bích nắp và thân, d3 Vít ghép nắp ổ, d4 Vít ghép nắp cửa thăm, d5 d1 = 0,04a + 10 > 12mm d2 = (0,7÷0,8)d1 d3 = (0,8÷0,9)d2 d4 = (0,6÷0,7)d2 d5 = (0,5÷0,6)d2 20mm 16mm 14mm 12mm 8mm Mặt bích ghép nắp và thân : Chiều dày bích thân hộp , S3 Chiều dày bích nắp hộp , S4 Bề rộng bích nắp và thân , K3 S3 = (1,4÷1,8)d3 S4 = (0,9÷1)S3 K3 ≈ K2 - (3÷5)mm 25mm 24mm 46mm Kích thước gối trục : Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2 Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ : K2 Tâm lỗ bu lông cạnh ổ : E2, C (k là khoảng cách từ tâm bu lông đến mép lỗ). Chiều cao h Tra bảng 18.2[2] trang 88. K2 = E2 + R2 + (3÷5)mm E2 ≈ 1,6d2 ; R2 ≈ 1,3d2 : C ≈ D3/2 (k ≥ 1,2d2). - 49mm 26mm 21mm k ≥ 19mm Mặt đế hộp : Chiều dày : khi không có phần lồi S1 khi có phần lồi : Dd S1 S2 Bề rộng mặt đế hộp : K1 Q S1 ≈ (1,3÷1,5)d1 Dd = ddao khoét S1 = (1,4÷1,7)d1 S2 = (1÷1,1)d1 K1 ≈ 3d1 q ≥ K1 + 2δ 30mm - 30mm 20mm 60mm 81mm Khe hở giữa các chi tiết : Giữa bánh răng với thành trong hộp Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp Giữa mặt bên các bánh răng với nhau Δ ≥ (1÷1,2)δ Δ1 ≥ (3÷5)δ Δ ≥ δ 12mm 48mm 10,5mm Số lượng bulông nền Z = (L+B)/(200÷300) 6 Bảng 5.2. Kích thước của gối trục Trục D D2 D3 D4 h d4 z I 100 120 150 90 12 M10 6 II 100 120 150 90 12 M10 6 III 125 150 180 115 14 M10 6 5.1.2. Một số chi tiết khác 5.1.2.1. Bu lông vòng Hình 5.2. Kích thước bu lông vòng Ta có: Re = 205mm và a = 250mm. Tra bảng 18.3[2] trang 89, ta được Q = 400kG. Theo bảng 18.2[2] trang 89, ta có kích thước bu lông vòng : 20(mm). Bảng 5.3. Kích thước của bu lông vòng Ren d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l ≥ f b c x r r1 r2 (hình b) M20 72 40 16 40 28 35 14 9 38 2 19 2,5 5 3 7 8 650 5.1.2.2. Chốt định vị Ta chọn chốt định vị hình côn, theo bảng 18.4b[2] trang 91, ta có kích thước của chốt định vị: d = 6mm, c = 1mm, l = 20÷110 (mm). Hình 5.4. Kích thước của chốt định vị hình côn 5.1.2.3. Cửa thăm Theo bảng 18.5[2] trang 92, ta có kích thước của cửa thăm : Bảng 5.4. Kích thước của cửa thăm (mm) A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng 200 150 250 230 125 130 180 12 M8 x22 6 Hình 5.5. Kích thước cửa thăm 5.1.2.4. Nút thông hơi Theo bảng 18.6[2] trang 93, ta có kích thước của nút thông hơi: Bảng 5.5. Kích thước nút thông hơi A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27 x 2 15 30 14 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 Hình 5.6. Hình dáng và kích thước nút thông hơi 5.1.2.5. Nút tháo dầu Ta chọn nút tháo dầu hình trụ, theo bảng 18.7[2] trang 93, ta có kích thước của nút tháo dầu: Bảng 5.6. Kích thước của nút tháo dầu D b m f L c q D S D0 M20 x 2 15 10 3 28 25 17,8 30 22 25,4 Hình 5.7. Hình dạng và kích thước nút tháo dầu 5.1.2.6. Que thăm dầu Hình 5.8. Kích thước và hình dáng của que thăm dầu 5.2. Bôi trơn và điều chỉnh ăn khớp 5.2.1. Bôi trơn Phương pháp bôi trơn Đối với bánh răng côn, mức dầu nên ngập chiều rộng bánh răng lớn.Trong hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ 2 cấp, nếu mức dầu không thể tăng hơn nữa để bôi trơn cả hai bộ truyền thì có thể ngăn bể chứa dầu chung thành 2 phần như hình vẽ sau : Hình 5.9. Cách bôi trơn hộp giảm tốc Dầu bôi trơn + Dựa vào bảng 18.11[2] trang 100, ta chọn độ nhớt của dầu ở nhiệt độ 500C là: 43/6. + Theo bảng 18.13[2] trang 101, ta chọn dầu bôi trơn là : Dầu công nghiệp 45, với độ nhớt Centistoc 38-52(500C); độ nhớt Engle 5,24-7,07(500C) ; khối lượng riêng ở 200C là 0,886-0,926g/cm3. 5.2.2. Điều chỉnh ăn khớp Có 2 phương pháp điều chỉnh để đảm bảo độ chính xác về ăn khớp của bộ truyền bánh răng côn: + Dịch chuyển trục cùng với các bánh răng đã cố định trên nó nhờ bộ đệm điều chỉnh có chiều dày khác nhau lắp ổ và vỏ hộp. + Dịch chuyển các bánh răng trên trục đã cố định, sau đó định vị lần lượt từng bánh một. Để kiểm tra sự ăn khớp đúng của bộ truyền, người ta bôi một lớp sơn trên bề mặt làm việc của bánh răng, sau đó quay bánh răng nhỏ. Khi ăn khớp đúng thì các vết tiếp xúc rải đều theo mặt phẳng làm việc của răng. 5.2.3. Bôi trơn ổ lăn Ta bôi trơn ổ bằng mỡ, theo bảng 15.15a[2] trang 45 ta chọn loại mỡ LGMT3, với nhiệt độ làm việc -300C –1200C ; độ nhớt động học 120mm2/s (400C); độ đậm đặc 3. TÀI LIỆU THAM KHẢO [1] TÍNH TOÁN HỆ THỐNG DẪN DỘNG CƠ KHÍ ( TẬP 1 VÀ 2 ) Trịnh Chất và Lê Văn Uyển Nhà xuất bản Giáo dục – năm 2011 [2] CƠ SỞ THIẾT KẾ MÁY Nguyễn Hữu Lộc Nhà xuất bản đại học quốc gia thành phố Hồ Chí Minh – năm 2004 [3] SỨC BỀN VẬT LIỆU Lê Hoàng Tuấn, Bùi Công Thành Nhà xuất bản đại học quốc gia thành phố Hồ Chí Minh – năm 2004 [4] DUNG SAI LẮP GHÉP Võ Tuyển và Lý Thanh Hùng [5] VẼ CƠ KHÍ Võ Tuyển