Đồ án Môn học cơ sở thiết kế máy : " Thiết kế hệ dẫn động băng tải "

ô đun đàn hồi của vật liệu con lăn và răng đĩa xích, lấy E = 2,1. 105 MPa; A - Diện tích chiếu của bản lề, mm2, theo bảng 5. 12 - tr 87 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: A = 645 (mm2); Thay các số liệu trên vào công thức (II -30), ta tính được: - Ứng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích 1: sH1 = 0,47. = 401,77 (MPa) Ứng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích 2: Với: z2 = 50 Þ kr2 = 0,24; Fvd2 = 13. 10-7. nIII. p3. m = 13. 10-7. 67,98. (50,8)3. 1 = 11,59 (N) sH2 = 0,47. = 197,21 (MPa) Như vậy: sH1 = 401,77 MPa < [sH] = 600 MPa ; sH2 = 197,21 MPa < [sH] = 600 MPa; Ta có thể dùng vật liệu chế tạo đĩa xích là gang xám C× 24 -44, phương pháp nhiệt luyện là tôi, ram (do đĩa bị động có số răng lớn z2 = 50 > 50 và vận tốc xích v = 2,88 m/s < 3 m/s) đạt độ rắn là HB = 350 sẽ đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng của hai đĩa xích. e. Xác định các lực tác dụng lên đĩa xích Hình 2.3 Lực tác dụng lên xích Lực căng trên bánh xích chủ động F1 và trên bánh xích bị động F2: F1 = Ft + F2 ; F2 = F0 + Fv (2.23) Trong tính toán thực tế, ta có thể bỏ qua lực F0 và Fv nên F1 = Ft vì vậy lực tác dụng lên trục được xác định theo công thức: Fr = kx. Ft (2.24) Trong đó: kx - Hệ số kể đến ảnh hưởng của trọng lượng xích; với kx = 1,05 khi bộ truyền nghiêng một góc lớn hơn 40o; Ft - Lực vòng trên đĩa xích, Ft = 1868,06 (N); Fr = 1,05. 1868,06 = 1961,46 (N) Hình 2.4 Hình vẽ mặt cắt xích Bảng 2.3 Bảng thông số bộ truyền xích Các đại lượng Thông số Khoảng cách trục a = 2029 mm Số răng đĩa chủ động z1 = 25 Số răng đĩa bị động z2 = 50 Tỷ số truyền uxích = 2 Số mắt của dây xích x = 118 Đường kính vòng chia của đĩa xích Chủ động: d1 = 405 mm Bị động: d2 = 809 mm Đường kính vòng đỉnh của đĩa xích Chủ động: da1 =428 mm Bị động: da2 =833 mm Đường kính vòng chân răng của đĩa xích Chủ động: df1 = 399 mm Bị động: df2 = 804 mm Bề rộng của răng đĩa xích (không lớn hơn) B = 31,75 mm Bước xích p = 50,8 mm II.2- TÍNH TOÁN THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN TRONG II. III. THIẾT KẾ BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG CÔN II. III. 1. Chọn vật liệu chế tạo bánh răng Đối với hộp giảm tốc bánh răng côn 1 cấp chịu công suất trung bình thấp (P = 7,5 kW) , ta chỉ cần chọn loại vật liệu nhóm I. Vật liệu nhóm I là loại vật liệu có độ rắn HB ≤ 350, bánh răng được thường hóa hoặc tôi cải thiện. Nhờ có độ rắn thấp nên có thể cắt răng chính xác sau khi nhiệt luyện, đồng thời bộ truyền có khả năng chạy mòn. Bên cạnh đó, cần chú ý rằng để tăng khả năng chạy mòn của răng, nên nhiệt luyện bánh răng lớn đạt độ rắn thấp hơn bánh răng nhỏ từ 10 đến 15 đơn vị: H1 ≥ H2 + (10…15)HB. Theo bảng 6. 1 - tr 92- TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn: · Bánh răng nhỏ (bánh răng 1) : + Thép 45 tôi cải thiện ; + Độ rắn: HB = (241…285) ; + Giới hạn bền: sb1 = 850 MPa ; + Giới hạn chảy : sch1 = 580 MPa ; Chọn độ rắn của bánh nhỏ : HB1= 250. · Bánh răng lớn (bánh răng 2) : + Thép 45 tôi cải thiện ; + Độ rắn : HB = (192…240) ; + Giới hạn bền : sb2 = 750 MPa ; + Giới hạn chảy : sch2 = 450 MPa ; Chọn độ rắn của bánh răng lớn : HB2= 240. II. III. 2 Xác định ứng suất cho phép Ứng suất tiếp xúc cho phép [sH] và ứng suất uốn cho phép [sF] được xác định theo công thức sau: [sH] = . ZR .Zv .KxH .KHL (2.25) [sF] = . YR .Ys .KxF .KFC .KFL (2.26) Trong đó: ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc; Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng; KxH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng; YR - Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng; Ys - Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập trung ứng suất; KxF - Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn; Trong thiết kế sơ bộ, ta lấy: ZRZvKxH = 1 và : YRYsKxF = 1 , theo đó các công thức (2.25) và (2.26) trở thành: [sH] = (2.27) [sF] = (2.28) Trong đó: s và s lần lượt là các ứng suất tiếp xúc cho phép và ứng suất uốn cho phép ứng với số chu kỳ cơ sở, tra bảng 6. 2 - tr 94 - TTTKHDĐCK tập 1, với thép 45 tôi cải thiện đạt độ rắn HB = (180…350, ta có: s= 2HB + 70 ; SH = 1,1 ; s = 1,8HB ; SF = 1,75 ; Với SH , SF - Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc và uốn; Thay các kết quả trên vào các công thức, ta có: s = 2HB1 + 70 = 2.250 + 70 = 570 MPa; s = 2HB2 + 70 = 2.240 + 70 = 550 MPa; s = 1,8. HB1 = 1,8 . 250 = 450 MPa ; s = 1,8 . HB = 1,8 . 240 = 432 MPa ; KFC - Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải, KFC = 1 khi đặt tải một phía (bộ truyền quay một chiều) ; KHL , KFL - Hệ số tuổi thọ, xét đến ảnh hưởng của thời hạn phục vụ và chế độ tải trọng của bộ truyền, được xác định theo các công thức: KHL = (2.29) KFL = (2.30) Trong đó: mH , mF - Bậc của đường cong mỏi khi thử về tiếp xúc và uốn ; mH = mF = 6 khi độ rắn mặt răng HB ≤ 350 ; NHO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc; Với: NHO = 30.H (2.31) -> NHO1 = 30. 2502,4 = 17067789 NHO2 = 30. 2402,4 = 15474913 NFO - Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về uốn; NFO = 4. 106 đối với tất cả các loại thép; NHE , NFE - Số chu kỳ thay đổi ứng suất tương đương. Khi bộ truyền chịu tải trọng thay đổi nhiều bậc: NHE = 60.c. (2.32) NFE = 60.c. (2.33) Trong đó: c - Số lần ăn khớp trong một vòng quay của bánh răng; ni - Số vòng quay của bánh răng trong một phút; Mi - Mô men xoắn ở chế độ thứ i; Mmax - Mô men xoắn lớn nhất tác dụng lên bánh răng đang xét; ti - Tổng số giờ làm việc của bánh răng. Ta có: với bánh răng nhỏ (bánh răng 1): c = 1; nI = 467,74vòng/phút ; với bánh răng lớn (bánh răng 2): c = 1; nII = 135,97vòng/phút. Þ NHE1 = 60. 1. 467,74.. = 121420280 NHE2 = 60. 1. 135,97. . =35296351 NFE1 = 60. 1. 467,74. . = 31051878 NFE2 = 60. 1. 135,97. . = 9026647 Như vậy: NHE1 > NHO1 , NHE2 > NHO2 ; NFE1 > NFO1 , NFE2 > NFO2 . KHL1 = 1 , KHL2 = 1; KFL1 = 1 , KFL2 = 1. Theo công thức (II -17a) và (II - 18a), ta tính được: [sH]1 = = 518 MPa; [sH]2 = = 500 MPa; [sF]1 = = 257,143 MPa; [sF]2 = = 246,857 MPa. Với bộ truyền bánh răng côn răng thẳng, ứng suất tiếp xúc cho phép là giá trị nhỏ hơn trong hai giá trị tính toán của [sH]1 và [sH]2 . Þ [sH] = 500 MPa. + Ứng suất tiếp xúc và ứng suất uốn cho phép khi quá tải được xác định theo công thức: [sH]max = 2,8sch (2.34) [sF]max = 0,8sch (2.35) Þ [sH1]max = 2,8. 580 = 1624 MPa; [sH2]max = 2,8. 450 = 1260 MPa; [sF1]max = 0,8. 580 = 464 MPa; [sF2]max = 0,8. 450 = 360 MPa. II. II. 3. Tính toán các thông số của bộ truyền bánh răng côn răng thẳng Xác định chiều dài côn ngoài của bánh răng Chiều dài côn ngoài của bánh răng côn chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc. Công thức thiết kế có dạng: Re = KR . (2.36) Trong đó: KR = 0,5Kd - Hệ số phụ thuộc vào vật liệu bánh răng và loại răng. Với truyền động bánh răng côn răng thẳng bằng thép, Kd = 100 MPa1/3 Þ KR = 0,5. 100 = 50 MPa1/3 T1 – Mô men xoắn trên bánh răng chủ động, T1 = 115562,06 Nmm; [sH] – Ứng suất tiếp xúc cho phép, [sH] = 500 MPa; KHb - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng bánh côn, và với Kbe- Hệ số chiều rộng vành răng: Kbe =b/Re = 0,25…0,3. Do ubrc = 3,44 > 3, ta chọn Kbe = 0,25 Theo bảng 6. 21- tr 113 - = = 0,49 Theo sơ đồ I và trục bánh răng được lắp trên ổ đũa, HB ≤ 350 , ta chọn KHb = 1; Þ Re = 50.. = 160,29 (mm) Xác định thông số ăn khớp Tính số răng bánh răng nhỏ: · Đường kính vòng chia ngoài của bánh răng chủ động được xác định theo độ bền tiếp xúc: de1 = Kd. . (2.37) hay: de1 = (2.38) Þ de1 = = 89,49 (mm) Theo bảng 6. 22 - tr 114 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có z1p = 18,32 với HB ≤ 350; ta tính z1 theo công thức: z1 = 1,6z1p = 1,6. 18,32 = 29,3 (răng). Theo đó, ta chọn z1 = 29 (răng). · Đường kính trung bình và mô đun trung bình của bánh răng được xác định theo công thức sau: dm1 = (1 - 0,5.Kbe)de1 (2.39) mtm = (2.40) Þ dm1 = (1 - 0,5. 0,25). 89,49 = 78,3 (mm) mtm = = 2,7 (mm) · Xác định mô đun của bánh răng: Với bánh răng côn răng thẳng, mô đun vòng ngoài được xác định theo công thức: mte = (2..41) Þ mte = = 3 (mm) Theo bảng 6. 8 tr - 99 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn mte = 3 (mm) Từ mô đun mte tiêu chuẩn, ta tính lại dm1 và mtm: mtm = mte(1 - 0,5Kbe) = 3. (1 - 0,5. 0,25) = 2,63 (mm) dm1 = mtm. z1 = = 2,63. 29 = 76,125 (mm), · Xác định số răng bánh răng lớn z2: Ta có: z2 = uI . z1 = 3,44. 29 = 99,76 (răng), ta chọn z2 = 100 (răng) Tính tỉ số truyền thực tế: um = = = 3,448 · Tính góc côn chia: Góc côn chia của hai bánh răng được xác định theo công thức: = arctg = arctg = 16,17o = 16o11’ = 90o - = 90o – 16,17 = 73,83o = 73o49’ Chiều dài côn ngoài thực: Rc = 0,5mte . = 0,5. 3. = 156.18 (mm) Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc: Ứng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng côn phải thỏa mãn điều kiện: sH = ZM. ZH. Ze. ≤ [sH] (2.42) Trong đó: ZM - Hệ số kể đến cơ tính của vật liệu của các bánh răng ăn khớp, theo bảng 6. 5 - tr 96 - TTTKHDĐCK tập 1, ta tìm được ZM = 274 MPa1/3; ZH - Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc, theo bảng 6. 12 - tr -106 TTTKHDĐCK tập 1, với dịch chỉnh chiều cao: xt = x1 + x2 = 0 Þ ZH = 1,76; Ze - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với bánh răng côn răng thẳng, do b = 0 Þ hệ số trùng khớp dọc: eb = 0, theo đó: Ze = (2.43) Trong đó: ea - Hệ số trùng khớp ngang, được tính theo công thức: ea =cosb (2.44) ea = cos0 = 1,73 Thay số vào công thức (II -50), ta tính được: Ze = = 0,87 KH - Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc; KH = KHb. KHa. KHv (2.45) Trong đó: KHb - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng. Theo bảng 6. 21 - tr 113 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn KHb = 1; KHa - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp. Với bánh răng côn răng thẳng KHa = 1; KHv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức: KHv = 1 + (2.46) Với: vH = dH. g0. v. (2.47) Trong đó: dH - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp; g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng; dm1  - Đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ, dm1 = 76,125 (mm); v - Vận tốc vòng của bánh răng côn nhỏ, tính theo công thức: v = (2.48) Þ v = = 1,87 (m/s) Theo bảng 6. 13 - tr 106 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn cấp chính xác 9; Theo bảng 6.15 và 6. 16 - tr 107 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn : dH = 0,006 ; g0 = 73; Þ vH = 0,006. 73. 1,87. = 8,11 (m/s) T1 - Mô men xoắn trên trục bánh chủ động, T1 = 115562,06 Nmm; b - Chiều rộng vành răng, b = Kbe. Re = 0,25. 166,61 = 41,65 (mm); Þ ta chọn b = 42 (mm). Theo công thức (II -35), ta tính: KHv = 1 + = 1,11 Từ công thức (II -52) Þ KH = 1. 1. 1,11 = 1,11 [sH] - ứng suất tiếp xúc cho phép, [sH] = 500 MPa; Ta thay các giá trị vừa tính toán được vào công thức (II -49): sH = 274. 1,76. 0,87. = 452,49 (MPa) Theo công thức (II -17) và (II -17a), ta có: [sH] = [sH2]. Zv. ZR. KxH (2.49) Trong đó: [sH2] = 500 MPa; Zv - Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng, do v = 1,87 m/s <5 m/s, ta có: Zv = 1; ZR - Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc, với Ra = 1,25…0,63 mm, ta có: ZR = 1; KxH - Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng, với đường kính vòng đỉnh bánh răng da <700 mm, ta có: KxH = 1. [sH] = 500. 1. 1. 1 = 500 (MPa) Vậy : sH < [sH] Þ thỏa mãn điều kiện độ bền mỏi tiếp xúc. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn: Điều kiện bền uốn đối với bánh răng côn: sF1 = £ [sF1] (2.50) sF2 = £ [sF2] (2.51) Trong đó: T1- Mô men xoắn trên bánh chủ động, T1 = 115562,06 Nmm; mnm- Mô đun pháp trung bình, với bánh răng côn răng thẳng mnm = mtm = 2,63 (mm); b -Chiều rộng vành răng, b = 42 (mm); dm1 -Đường kính trung bình của bánh răng chủ động, dm1 = 76,125 (mm); Yb -Hệ số kể đến độ nghiêng của răng, với bánh răng côn răng thẳng, b = 0, Yb =1; YF1, YF2 - Hệ số dạng răng của bánh răng 1 và 2, được tính theo công thức sau: zvn1 = (2.52) zvn2 = (2.53) zvn1 = = 30,19 zvn2 = = 359,08 Theo bảng 6. 18 - tr 109 - TTTKHDĐCK tập 1 và chọn bánh răng không dịch chỉnh, ta có: YF1 = 3,8 ; YF2 = 3,6 ; Ye = - Hệ số kể đến sự trùng khớp của răng, với ea là hệ số trùng khớp ngang, ta có ea = 1,73 Þ Ye = = 0,578 KF - Hệ số tải trọng khi tính về uốn; Với: KF = KFb. KFa. KFv (2.54) Trong đó: KFb - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên vành răng, theo bảng 6. 21- tr 113 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: KFb = 1,09; KFa - Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn khớp, với bánh răng côn răng thẳng KFa = 1; KFv - Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp, tính theo công thức(tương tự khi tính về tiếp xúc): KFv = 1 + (2.55) Với: vF = dF. g0. v. (2.56) Trong đó: dF - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp, theo bảng 6. 15 - tr 107 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn dF = 0,016; g0 - Hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng, theo bảng 6. 16 - tr 107 - TTTKHDĐCK tập 1, với câp chính xác 9, do mô đun bánh răng ứng với đến 3,44 mm, ta chọn g0 = 73; v - vận tốc vòng (như đã tính về tiếp xúc), v = 1,87 (m/s) dm1 - Đường kính của bánh răng côn nhỏ, dm1 = 76,125 (mm) u - tỷ số truyền của bộ truyền bánh răng côn, u = 3,448; b - Chiều rộng vành răng, b = 42 (mm) ; T1 - Mô men xoắn trên trục của bánh răng chủ động, T1 = 115562,06 (Nmm); Þ vF = 0,016. 73. 1,87. = 21,64 Thay các kết quả trên vào công thức (2.55), ta tính được: KFv = 1 + = 1,27 Từ công thức (2.54), ta tính được: KF = 1,09. 1. 1,27 = 1,39 Kết hợp các kết quả trên, thay vào công thức (II -57) và (II -58), ta có: sF1 = = 98,72 (MPa) sF2 = = 93,52(MPa) Từ đó ta thấy rằng: sF1 = 98,72 MPa < [sF1] = 257,143 MPa; sF2 = 93,52MPa < [sF2] = 246,857 MPa. Như vậy điều kiện bền mỏi uốn được đảm bảo. Kiểm nghiệm răng về quá tải Khi làm việc răng có thể bị quá tải (trong quá trình mở máy và hãm máy…) với hệ số quá tải: Kqt = = = 1,5 Trong đó: T (M) - Mô men xoắn danh nghĩa; Tmax (Mmax) - Mô men xoắn quá tải. Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại sHmax không được vượt quá một giá trị cho phép: sHmax = sH. £ [sH] (2.57) Với sH xác định theo công thức (II -49) và sHmaxx xác định theo công thức (II -41). Đồng thời để đề phòng biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng, ứng suất uốn cực đại sFmax tại mặt lượn chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép: sFmax = sF. Kqt £ [sF]max (2.58) Với sF xác định theo công thức (2.57) và (2.58), [sF]max xác định theo công thức (2.42). Theo đó, ta có: sH = 452,49 MPa; [sH1]max = 1624 MPa, [sH2]max = 1260 MPa; sF1 = 98,72 MPa, sF2 = 93,52 MPa; [sF1]max = 464 MPa, [sF2]max = 360 MPa; Thay các giá trị trên vào công thức (II -46) và (II -47), ta tính được: sHmax = 452,49 . = 521,12 MPa; sF1max = 98,72. 1,5 = 148,08 MPa; sF2max = 93,52. 1,5 = 140,28 MPa; Nên: sHmax = 521,12 MPa < [sH1]max = 1624 MPa; sHmax = 521,12 MPa < [sH2]max = 1260 MPa; sF1max = 148,08 MPa < [sF1]max = 464 MPa; sF2max = 140,28 MPa < [sF2]max = 360 MPa; Như vậy răng đảm bảo độ bền uốn và độ bền tiếp xúc khi quá tải. f. Các thông số và kích thước của bộ truyền bánh răng côn · Chiều dài côn ngoài: Re = 160,29 (mm); · Mô đun vòng ngoài: mte = 3 (mm); · Chiều rộng vành răng: b = 42 (mm); · Tỷ số truyền: um = 3,448; · Góc nghiêng của răng: b = 0o ; · Số răng của bánh răng: z1 = 29 (răng) , z2 = 100 (răng); · Hệ số dịch chỉnh: x1 = x2 = 0 Theo công thức trong bảng 6. 19 - tr 111- TTTKHDĐCK tập 1, ta tính được: Đường kính chia ngoài: de1 = mte. z1 = 3. 29 = 87 (mm) de2 = mte. z2 = 3. 100 = 300 (mm) Góc côn chia: d1 = 16,17o = 16o11’ d2 = 73,83o = 73o49’ - Chiều cao răng ngoài: he = 2hte. mte + c với: hte = cosbm = cos0 = 1, c = 0,2. mte => he = 2. 1. 3 + 0,2.3 = 6,6 (mm) Đường kính trung bình: dm1 = 76,125 (mm) dm2 = . d = . 320= 279,67 (mm) Chiều cao đầu răng ngoài: hae1 = (hte + xn1.cosbm). mte ; hae2 = 2hte. mte - hae1 Trong đó: xn1 - Hệ số dịch chỉnh cho bánh răng côn nhỏ, theo bảng 6. 20 - tr 112 - TTTKHDĐCK tập 1, ta chọn xn1 = x1 = 0,33 Þ hae1 = (1 + 0,33. 1). 3 = 3,99 (mm) hae2 = 2. 1. 3 – 3,99 = 2,01 (mm) Chiều cao chân răng ngoài: hfe1 = he - hae1 = 6,6 – 3,99 = 2,61 (mm) hfe2 = he - hae2 = 6,6 – 2,14 = 4,59 (mm) Đường kính đỉnh răng ngoài: dae1 = de1 + 2hae1. cosd1 = 87 + 2. 3,99. cos16,17o = 94,66 (mm) dae2 = de2 + 2hae2. cosd2 = 300+ 2. 2,01. cos73,83o = 301,12(mm) f, Tính lực ăn khớp bánh răng : Hình 2.5 Lực tác dụng trong bộ truyền bánh răng côn + Lực vòng Ft : Ft1 = Ft2 = (2.59) Trong đó dm1 - đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ z1, dm1 = 59,06 (mm); Ft1 = Ft2 = = 3036,11(N) + Lực hướng chiều trục Fa1 : Fa1 = Fr2 = Ft1. tga. Sind1 (2.60) Trong đó: a - góc ăn khớp, thường chọn a = 20o, d1 = 16,17o ; -> Fa1 = Fr2 =3036,11. tg20o. sin16,17o = 307,74 (N); + Lực hướng kính Fr1 : Fr1 = Fa2 = Ft1. tga. Cosd1 (2.61) Fr1 = Fa2 = 3036,11. tg20o. cos16,17o = 1061,34 (N); Bảng 2.4 Bảng thông số của bộ truyền bánh răng côn Thông số Trị số Số răng bánh răng côn nhỏ z1 = 29 Số răng bánh răng côn lớn z2 = 100 Tỷ số truyền ubrc = 3,448 Đường kính trung bình của bánh răng Chủ động: dm1 = 76,125 mm Bị động: dm2 = 279,67 mm Đường kính chia ngoài của bánh răng Chủ động: de1 = 87 mm Bị động: de2 = 300 mm Đường kính đỉnh răng ngoài của bánh răng Chủ động: dae1 = 94,66 mm Bị động: dae2 = 301,12mm Góc côn chia của bánh răng Chủ động: d1 = 16,17o Bị động: d2 = 73,83o Chiều cao răng ngoài he = 6,6 mm Chiều cao đầu răng ngoài của bánh răng Chủ động: hae1 = 3,99 mm Bị động: hae2 = 2,01 mm Chiều cao chân răng ngoài của bánh răng Chủ động: hfe1 = 2,61 mm Bị động: hfe2 = 4,59 mm Mô đun vòng ngoài mte = 3 mm Mô đun trung bình mtm = 2,63 mm Chiều dài côn ngoài Re = 160,29 mm Chiều rộng vành răng b = 42 mm Góc nghiêng của răng b = 0o Hệ số dịch chỉnh x1 = x2 = 0 mm PHẦN III - CHỌN KHỚP NỐI Tính chọn khớp nối giữa trục động cơ và trục của bánh đai I. Chọn kết cấu nối trục: Ta chọn kết cấu nối trục vòng đàn hồi với những ưu điểm: cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy…. Mô men xoắn cần truyền giữa hai trục: T = T1 = MI = 42810,34 Nmm = 42,81034Nm; Chọn khớp nối vòng đàn hồi có đường kính trục nối bằng đường kính của trục động cơ d = 38 (mm) Theo bảng 16. 10a - tr 68,69 - TTTKHDĐCK tập 2, ta có bảng kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi như sau: Bảng 3.1 Kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi. T, Nm d mm D mm dm mm L mm l mm d1 mm D0 mm Z nmax v/p B mm B1 mm l1 mm D3 mm l2 mm 125 32 125 65 165 80 56 90 4 4600 5 42 30 28 32 Bảng 3.2 Kích thước cơ bản của vòng đàn hồi T, Nm dc mm d1 mm D2 mm L mm l1 mm l2 mm l3 mm H mm 125 14 M10 20 62 34 15 28 1,5 Chọn vòng đàn hồi bằng cao su. Kiểm nghiệm độ bền của vòng đàn hồi và chốt: Theo điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi, công thức trang 69 - TTTKHDĐCK tập 2: sd = £ [sd] (3.1) Trong đó: k - Hệ số chế độ làm việc, theo bảng 16. 1 - tr 58 - TTTKHDĐCK tập 2, với máy công tác là xích tải, ta chọn k = 1,4; [sd] - ứng suất dập cho phép của vòng đàn hồi cao su, lấy [sd] = 3 MPa; Þ sd = = 0,85 (MPa) < [sd] = 3 (MPa); thỏa mãn điều kiện bền dập của vòng đàn hồi cao su. - Kiểm nghiệm về sức bền của chốt theo công thức: su = £ [su] (3.2) Trong đó: l0 = l1 + = 34 + 16 = 50 (mm) [su] - ứng suất uốn cho phép của vật liệu làm chốt, [su] = (60…80) MPa; Þ su = = 29,12 (MPa) < [su]; thỏa mãn điều kiện bền uốn của chốt. Như vậy, khớp nối vòng đàn hồi có các thông số nêu trên là hợp lý. Hình 3.1 Hình vẽ minh hoạ nối trục vòng đàn hồi PHẦN IV - TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC IV. I . CHỌN VẬT LIỆU Với hộp giảm tốc chịu tải trọng trung bình (Ft = 3250 N), vận tốc của xích tải nhỏ (v = 1,85 m/s), vật liệu được chọn để chế tạo trục là thép 45 tôi cải thiện. Theo bảng 6. 1 - tr 92 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có các thông số cơ tính của vật liệu chế tạo trục như sau: Độ rắn HB = 192…240 Giới hạn bền: sb = 750 MPa Giới hạn chảy: sch = 450 MPa IV. II. TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC IV.II.1.Xác định sơ bộ đường kính trục Đường kính các trục thứ k trong hộp giảm tốc có thể được chọn gần đúng theo công thức sau: d ≥ (4.1) Trong đó: Tk - mô men xoắn của trục thứ k; TTĐC = 42810,34 Nmm; TI = 115562,06 Nmm; TII = 377870,11 Nmm; TIII = 688364,22 Nmm [t] - ứng suất xoắn cho phép ứng với vật liệu là thép 45, [t] = (15…30) MPa; ta chọn [t] = 15 MPa. -> d ≥ = = 24,44 (mm); lấy d = 25 (mm) d ≥ = = 33,77 (mm); lấy d = 35 (mm) d ≥ = = 50,13 (mm); lấy d = 55 (mm) d ≥ = = 61,22 (mm); lấy d = 65 (mm) Từ đó ta có kết quả như sau: Đường kính sơ bộ của trục động cơ: d = 25 (mm); Đường kính sơ bộ của trục I: d = 35 (mm); Đường kính sơ bộ của trục II: d = 55 (mm); Đường kính sơ bộ của trục III: d = 65 (mm). Dựa vào đường kính sơ bộ của các trục vừa tính toán, ta xác định được gần đúng chiều rộng của ổ lăn, theo bảng 10. 2 - tr 189 - TTTKHDĐCK tập 1, ta có: Với: d = 25 (mm) Với: d = 35 (mm) Þ bo1 = 21 (mm); Với: d = 55 (mm) Þ bo2 = 29 (mm); Với: d = 65 (mm) Þ bo3 = 33 (mmn). IV.II.2.Phân tích lực tác dụng từ bộ truyền: · Xác định các kích thước liên quan đến bộ truyền: Chiều dài moay ơ bánh đai, moay ơ đĩa xích được xác định theo công thức sau: lmki = (1,2…1,5)dk (4.2) Trong đó: dk là đường kính của trục đĩa xích hoặc bánh đai; Þ Chiều dài moay ơ đĩa xích: lm33 =(1,2…1,5). 55 = (66…82,5) mm ; lấy lm33 = 75 (mm); Chiều dài moay ơ bánh đai bị dẫn: lm22 =(1,2…1,5). 35 = (42… 52,5) mm; lấy: lm22 = 50 (mm); Chiều dài moay ơ bánh đai dẫn (với dk bằng đường kính của trục động cơ): lm13 = (1,2…1,5). 38 = (45,6…57) mm; lấy: lm13 = 50 (mm); Chiều dài moay ơ bánh răng côn xác định theo công thức: Lmik = (1,2…1,4)dik (4.3) Trong đó dik là đường kính của trục bánh răng côn; Þ Chiều dài moay ơ bánh răng côn nhỏ: lm13 = (1,2…1,4). 35= (42…49) mm; lấy lm13 = 45 (mm); Chiều dài moay ơ bánh răng côn lớn: lm23 = (1,2…1,4). 55 = (66…77) mm; lấy lm23 = 70 (mm); Chiều dài moay ơ nửa khớp nối (đối với nối trục vòng đàn hồi): lmki = (1,4…2,5)dk (4.4) Trong đó d là đường kính của trục bánh đai dẫn, được nối với trục của động cơ bằng kết cấu nối trục vòng đàn hồi. Theo đó, ta có dTDC = 38 (mm) Þ lm12 = (1,4…2,5). 38 = (53,2…95) mm; lấy lm12 = 70 (mm) Các khoảng cách khác được chọn trong bảng 10. 3 - tr 189 - TTTKHDĐCK tập 1, 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 = (8…15) mm; lấy k1 = 10 (mm); + Khoảng cách từ mặt cạnh của ổ đến thành trong của hộp: k2 = (5…15) mm; lấy k2 = 10 (mm); + Khoảng cách từ mặt cạnh của chi tiết quay đến nắp ổ: k3 = (10…20) mm; lấy k3 = 10 (mm); + Chiều cao nắp ổ và đầu bu lông: hn = (15…20) mm; lấy hn =20 (mm) Xác định chiều dài của các đoạn trục: Theo bảng 10. 4 - 191 - TTTKHDĐCK tập 1, xét với trường hợp hộp giảm tốc bánh răng côn - trụ (H. 10. 10 - tr 193), ta có các kết quả như sau: + Đối với trục TĐC: + Đối với trục I: l12 = -lc12 = 0,5(lm12 + bo1) + k3 + hn Þ l12 = 0,5(50 + 21) + 10 + 20 = 65,5 (mm) L11 = (2,5…3)dI = (2,5…3). 35 = (87,5 …105) mm; lấy l11 = 100 (mm) l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5(bo1 – b13. cosd1) -> l13 = 100 + 10 + 10 + 45 + 0,5(21 - 42. cos16,17o) = 155,33 (mm) + Đối với trục II: l= + k +k + l + = =110,35 mm l= = =108,99 mm l23 = =++20+10 = 82 mm Hình 4.1 Sơ đồ đặt lực tác dụng lên bộ truyềnbánh răng côn và chiều quay của các trục Hình 4.2 Sơ đồ lực tác dụng lên bộ truyền bánh răng côn và bộ truyền các trục Hình 4.3 Sơ đồ phân tích lực đặt lên trục I và trục II IV.III XÁC ĐỊNH ĐƯỜNG KÍNH VÀ CHIỀU DÀI CÁC ĐOẠN TRỤC IV.III.1. Tính cho trục I Hình 4.4 Lược đồ tính trục I Hình 4.5 Biểu đồ nội lực và bản vẽ phác trục I a. Xác định các lực tác dụng lên trục Các lực tác dụng lên trục I gồm có: + Mô men xoắn từ trục TKN truyền cho trục I, TI = 115562,06 Nmm; + Lực vòng Ft : Ft1 = (4.5) Trong đó dm1 - đường kính trung bình của bánh răng côn nhỏ z1, dm1 = 76,125mm; -> Ft1 = = 3036,11N + Lực tác dụng lên trục do bộ truyền đai F = Frđ = 924,34 N; trong đó: F = F. Cos65o = 924,34 .cos65=390,64 N và F = Frd. Sin65o = 837,74 N + Lực hướng chiều trục Fa1 : Fa1 = Ft1. tga. Sind1 (4.6) Trong đó: a - góc ăn khớp, thường chọn a = 20o, d1 = 16,17o ; -> Fa1 =3036,11. tg20o. Sin16,17o = 307,74 N; + Lực hướng kính Fr1 : Fr1 = Ft1. tga. Cosd1 (4.7) -> Fr1 = 3036,11. tg20o. Cos16,17o = 1061,34 N; · Tính phản lực tại các gối đỡ B và C: Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ B và C theo hai phương x và y như hình vẽ. Ta tính toán được các thông số như sau: + Phản lực theo phương của trục y: SMB = F. L12 +. L11 - Fr1. l13 + Fa1. = 0 -> = = = 1275,58 N; SF(y) = F- - + Fr1 = 0 -> = 390,64 -1275,58 +1061,34 = 176,4 N Do đó có chiều đúng là chiều đã giả sử trên hình vẽ. + Phản lực theo phương của trục x: SMB y= Þ R = N SF(x) =F- + = 0 Þ RBx = = 3066,34 N Do đó chiều đúng của RCx là chiều giả thiết trên hình vẽ. chiều đúng của RBx là chiều giả thiết trên hình vẽ. b.Tính đường kính của trục Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d = 35 mm, vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cải thiện, có sb ≥ 600 Mpa; theo bảng 10. 5 – tr 195 – [1] tập 1, ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [s] = 56,5 Mpa. Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức: d = (4.8) Trong đó: Mtd – Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau: Mtd = (4.9) · Xét các mặt cắt trên trục II: + Xét mặt cắt trục tại điểm A - điểm có lắp then với bánh đai bị động của bộ truyền: Mô men uốn M = M = 0 Mô men xoắn M = MI = 115562,06 Nmm; Mô men tương đương trên mặt cắt A: M = = 100079,68 Nmm Kích thước của trục tại mặt cắt A: dA = = 26,07 mm; Do mặt cắt tại A có rãnh then nên đường kính trục cần tăng thêm 4%, theo đó ta tính được đường kính của trục tại mặt cắt A là: dA = 26,07 + 0,04. 26,07 = 27,11 mm + Xét mặt cắt trục tại điểm B - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc: Mô men uốn M = -F. L12 = -390,64. 65,5 = 25586,92 Nmm; Mô men uốn M = F. L12 = 837,74. 65,5 = 54871,97 Nmm; Mô men xoắn M = 115562,06 Nmm; M« men tương đương trên mặt cắt B: M = = 130461,54 Nmm; Kích thước của trục tại mặt cắt B: dB = = 28,475 mm + Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc: Mô men uốn M: M = - Nmm Mô men uốn M: M = -167987,97 Nmm; Mô men xoắn M = 115562,06 Nmm; M« men tương đương trên mặt cắt C: M = = 201111,73 Nmm; Kích thước của trục tại mặt cắt C: dC = = 32,89 mm; Như vậy để tăng khả năng công nghệ trong quá trình chế tạo trục, và đồng bộ khi chọn ổ lăn, ta chọn kích thước của ngõng trục tại B và C là như nhau: dB = dC = 35 mm. + Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp bánh răng D: Mô men uốn M = 0; Mô men uốn M = Ma1 =F= 11713,35 Nmm; Mô men xoắn M = 115562,06 Nmm; Mô men tương đương trên mặt cắt D: M = = 100762,81 Nmm; Kích thước của trục tại mặt cắt D: dD = = 26,13 mm Do tại mặt cắt D có lắp bánh răng côn, cần có rãnh then nên kích thước của trục phải tăng thêm 4%, theo đó kích thước của trục tại mặt cắt D là: dD = 26,13 + 0,04. 26,13 = 27,17 mm Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục), khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: d= 30 mm d= d= 35 mm d= 30 mm c, kiểm tra điều kiện bánh răng liền trục (Xét tại điểm D). Khi đường kính bánh răng gần với đường kính trục thì bánh răng được làm liền với trục. Bánh răng làm liền với trục thì khoảng cách từ chân răng tới rãnh then phảI thỏa mãn điều kiện: X 1,8.mte đối với bánh răng côn. Trong đó: mte môđun mút ngoài, mte=3; Có kết quả: r = Với he - chiều cao răng ngoài, he = 6,6 mm Re - chiều dài côn ngoài: Re = 160,29 mm Đường kính đáy răng mặt mút nhỏ: d = 2.(Re b).sin Với b – chiều rộng vành răng, b = 42 mm mm Với t2= 2,8 mm là chiều sâu lỗ, Theo bảng (9.1a) ứng với d = 30 (mm) X =559,5 mm > 1,8.3= 5,4 (mm) Vậy bánh răng côn nhỏ không thỏa mãn điều kiện liền trục. IV.III.2 Tính cho trục II. Sơ đồ tính toán cho trục II như hình vẽ Hình 4.6 Lược đồ tính trục II Hình 4.7 Biểu đồ nội lực và bản vẽ phác trục II L21 = 110,35 mm. L22 = 108,99 mm L23 = 82 mm Xác định các lực tác dụng lên trục Các lực tác dụng lên trục III gồm có: + Mô men xoắn từ trục I truyền cho trục II, TII = 377870,11 Nmm; + Lực vòng Ft2 : Ft2 = Ft1 = 3036,11N + Lực hướng kính Fr2: Fr2 = Fa1 = 307,74 N + Lực hướng chiều trục Fa1 : Fa2 = Fr1 = 1061,34 N + Lực tác dụng lên trục do bộ truyền xích F = Frx = 1961,46 (N); trong đó: F = Frx. cos 65o = 828,95 N và F = Frx. Sin65o = 1777,69 N · Tính phản lực tại các gối đỡ A và C: Giả sử chiều của các phản lực tại các gối đỡ A và C theo hai phương x và y như hình vẽ. Ta tính toán được các thông số như sau: + Phản lực theo phương của trục y: SMx(A) = Fr2. l22 +R. () - F. (l21 +l+ l23) +Fa2. = 0 -> R = R = 347,09 N; SF(y) = R + Fr2 + R - F = 0 -> R = 174,11 N Do đó R có chiều đúng là chiều đã giả sử trên hình vẽ. + Phản lực theo phương của trục x: SMy(A) = -Ft2. l22 + R.( l+l21)- F. (l21 +l+ l23) = 0 Þ R = R =3950,92 N; SF(x) = = 0 Þ = 862,88 N Do đó chiều đúng của là chiều ngược lại so với chiều giả thiết trên hình vẽ. Tính đường kính của trục Theo phần chọn sơ bộ đường kính trục, ta có d = 55 mm, vật liệu chế tạo trục là thép 45, tôi cải thiện, có sb ≥ 600 MPa; theo bảng 10. 5 - tr 195 - , ta có trị số của ứng suất cho phép của vật liệu chế tạo trục là: [s] = 50 MPa. Đường kính tại các mặt cắt trên trục được xác định theo công thức: d = (4.10) Trong đó: Mtd - Mô men tương đương trên các mặt cắt, được tính theo công thức sau: Mtd = (4.11) · Xét các mặt cắt trên trục II: + Xét mặt cắt trục tại điểm A Mô men uốn: M = M = 0 Mô men xoắn: M= 0 + Xét mặt cắt trục tại điểm B - Điểm có lắp bánh răng côn và then: Xét phần tráI điểm B Mô men uốn M: M = -18976,59 Nmm; Mô men uốn M: M = -94045,32 Nmm; Mô men xoắn M: M = 377870,11 Nmm; Mô men tương đương trên mặt cắt B: M = = 341019,05 Nmm; Kích thước của trục tại mặt cắt B: dB = = 40,86 mm Do tại vị trí B có lắp rãnh then lên đường kính trục lấy tăng 4% dB = 40,86 + = 42,49 mm Xét phần bên phải điểm B: Mô men uốn M: M = 129435,89 Nmm Mô men uốn M: M = - 94045,32 Nmm; Mô men xoắn M: M = 377870,11 Nmm; Mô men tương đương trên mặt cắt B: M = = 364278,2 Nmm; Kích thước của trục tại mặt cắt B: dB = = 41,77 mm;. + Xét mặt cắt trục tại điểm C - điểm có lắp vòng bi với lỗ của hộp giảm tốc: Mô men uốn M: M = 67973,9 Nmm Mô men uốn M: M = 145770,58 Nmm; Mô men xoắn M: M = 377870,11Nmm; Mô men tương đương trên mặt cắt C: M = = 364635,27 Nmm; Kích thước của trục tại mặt cắt C: dC = = 41,78 mm;. + Xét mặt cắt trục tại vị trí lắp bánh răng D: Mô men uốn M: M= 0; Mô men uốn M: M= 0 Mô men xoắn M = 377870,11 Nmm; Mô men tương đương trên mặt cắt D: M = = 327245,11 Nmm; Kích thước của trục tại mặt cắt D: dD = = 40,29 mm Do tại mặt cắt D có lắp đĩa xích bị dẫn, cần có rãnh then nên kích thước của trục phải tăng thêm 4%, theo đó kích thước của trục tại mặt cắt D là: dD = 40,29 + 0,04. 40,29 = 41,91 mm Từ yêu cầu về độ bền, lắp ghép (dễ tháo lắp và cố định các chi tiết trên trục), khả năng công nghệ ta chọn đường kính các đoạn trục như sau: d = d= 45 mm d = 50 mm d = 42 mm IV.IV.TÍNH KIỂM NGHIỆM TRỤC VỀ ĐỘ BỀN MỎI(Chỉ xét trường hợp k/k=1,00) Khi xác định đường kính trục theo (4.10) chưa xét tới các ảnh hưởng độ bền mỏi của trục: đặc tính thay đổi của chu kì ứng suất; yếu tố kích thước và chất lượng bề mặt… Vì vậy cần kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi có kể đến các yếu tố trên. Kết cấu trục vừa thiết kế muốn đảm bảo được bền mỏi nếu hệ số an toàn tại các mặt cắt nguy hiểm phải thỏa mãn điều kiện (4.12) Trong đó: - hệ số an toàn cho phép, = (1,5… 2,5); lấy = 2 - hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại mặt cắt j (4.13) (4.14) Với , - giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kì đối xứng với thép 45 có b = 600 MPa -1 = 0,43 . b = 0.436.600 = 261,6 MPa = 0,58. -1 = 0,58.216,6 = 151,728 MPa - hệ số kể tới ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi, theo bảng (10.7)[1] với b = 600 MPa có kết quả: = 0,05 = 0 - Đối với trục quay ứng suất thay đổi theo chu kì đối xứng nên: - là biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và tiếp tại mặt cắt ta đang xét. Khi trục quay một chiều ứng suất xoắn thay đổi theo chu kì mạch động do vậy : Với W, W- mômen cản uốn và mômen cản xoắn tại mặt cắt đang xét. IV.IV.1. Kiểm bền cho trục I. Nhìn vào biểu đồ mômen và kết cấu trục ta thấy mặt cắt nguy hiểm nhất là mặt cắt bên phải điểm B. Do đó ta kiểm nghiệm trục cho mặt cắt tại B. Từ công thức: với = 174441,92 Nmm W = Vậy MPa Wo = Vậy MPa (4.15) (4.16) Trong đó: Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, theo bảng (10.9) [1] được: Kx = 1,06 (với = 600 MPa, tiện Ra= 2,5…0,63). Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng (10.9) [1] với phương pháp gia công tăng bền bề mặt tôi bằng dòng điện tần số cao, có Ky = 1,6. - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục có d = 35 mm, theo bảng (10.10) [1] với thép các bon được: = 0,86 ; = 0,80. Tra bảng (10.11) [1] ta được: ; , ứng với MPa và chọn kiểu lắp k6. Thay vào (5.15) và (5.16) ta được ; Thay các trị số vừa tính được vào (5.13)và(5.14) ta được: Thay vào (4.12) ta được: > [S] = 2 Vậy trục I đảm bảo điều kiện bền mỏi IV.IV.2. Kiểm bền mỏi cho trục II. Nhìn vào biểu đồ mômen và kết cấu trục ta thấy mặt cắt nguy hiểm nhất là mặt cắt bên phải điểm B. Do đó ta kiểm nghiệm trục cho mặt cắt tại B. Từ công thức: với = 192027,77 Nmm W = Vậy MPa Wo = Vậy MPa (4.17) (4.18) Trong đó: Kx – hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt phụ thuộc vào phương pháp gia công và độ nhẵn bề mặt, theo bảng (10.9) [1] được: Kx = 1,06 (với = 600 MPa, tiện Ra= 2,5…0,63). Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng (10.9) [1] với phương pháp gia công tăng bền bề mặt tôi bằng dòng điện tần số cao, có Ky = 1,6. - hệ số kể đến ảnh hưởng kích thước mặt cắt trục, đối với trục có d = 55 mm, theo bảng (10.10) [1] với thép các bon được: = 0,80 ; = 0,75. Tra bảng (10.11) [1] ta được: ; , ứng với MPa và chọn kiểu lắp k6. Thay vào (5.15) và (5.16) ta được ; Thay các trị số vừa tính được vào (5.13)và(5.14) ta được: Thay vào (5.12) ta được: > [S] = 2 Vậy trục II đảm bảo điều kiện bền mỏi IV.V.TÍNH KIỂM NGHỆM VỀ ĐỘ BỀN TĨNH Để tránh biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng trục do quá tải đột ngột cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh theo công thức: (4.19) Trong đó : (4.20) (4.21) Mmax, Tmax – mômen uốn và mômen xoắn lớn nhát tại mặt cắt nguy hiểm lúc quá tải. Lấy Kqt = Kbd = 1,5 [] = 0,8. Với thép 45 thường hóa có = 340 MPa MPa IV.V.1. Kiểm nghiệm bền tĩnh cho trục I. Từ biểu đồ mômen ta thấy mặt cắt nguy hiểm của trục I là vị trí C có: Mx = 167987,97 Nmm; My = 47010,92 Nmm MPa Với dC = 35 mm, thay vào (5.18) được: MPa Tmax = T. Kqt = 115562,06.1,5 = 173343,09 MPa Thay vào (5.19) được: MPa Thay các giá trị vừa tính được vào (5.17) ta được: MPa < [] = 272 MPa Vậy trục đảm bảo điều kiện bền tĩnh. IV.I.2 Kiểm nghiệm bền tĩnh cho trục II. Từ biểu đồ mômen ta they mặt cắt nguy hiểm của trục II là vị trí C có: Mx = 94104,21 Nmm; My = 148412,48+18976,59=167389,07 Nmm MPa Với dC = 43 mm, thay vào (5.18) được: MPa Tmax = T. Kqt = 377870,11.1,5 = 566805,17MPa Thay vào (5.19) được: MPa Thay các giá trị vừa tính được vào (5.17) ta được: MPa < [] = 272 MPa Vậy trục đảm bảo điều kiện bền tĩnh. PHẦN V - TÍNH CHỌN THEN Then dùng để cố định bánh răng trên trục theo phương tiếp tuyến và truyền mômen xoắn từ trục đến các chi tiết lắp trên trục và ngược lại. Thật ra, ứng suất dập và ứng suất cắt cũng biến đổi theo thời gian. V.I.CHỌN THEN CHO TRỤC I Đường kính trục tại điểm lắp bánh răng côn và lắp bánh đai chủ động là bằng nhau d = 30 mm, theo bảng (9.1a) [1] có kết quả kích thước của then: b = 8 ; h = 7 ; t1 = 4 ; t2 = 2,8. Bán kính góc lượn: + nhỏ nhất: 0,16 + lớn nhất: 0,25 Từ phần trục có kết quả chiều dài may ơ bánh răng côn nhỏ và bánh đai chủ động: lmd2 = 50 mm lmc2 =45mm Với lt11 = (0,8…0,9).lmc2 = (0,8…0,9). 50 = (40…45) l=(0,8…0,9).45 = (36…40,5) Theo tiêu chuẩu (bảng 9.1a) ta chọn chiều dài then lt1 = 36 mm. V.I.1) Kiểm nghiệm sức bền dập cho then. TI – mômen xoắn trên trục I, TI = 115562,06 Nmm lt – chiều dài then làm việc. lt = lt1 – b = 36 – 8 = 26 mm - ứng suất dập cho phép, theo bảng (9.5) [1] + Với bánh răng côn lắp cố định, vật liệu may ơ là thép, đặc tính tải trọng tĩnh : = 150 MPa. + Với bánh đai chủ động lắp cố định, vật liệu may ơ là gang, đặc tính tải trọng tĩnh : = 80 MPa. MPa = 71,3 MPa < = 150 MPa, đối với đoạn trục lắp bánh răng côn. = 71,3 MPa < = 80 MPa , đối với đoạn trục lắp bánh đai chủ động. Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập. V.I.2. Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then. Thay vào có kết quả: MPa - ứng suất cắt cho phép, = (60…90) MPa; lấy = 60 MPa < , Vậy then đảm bảo bền cắt. V.II. CHỌN THEN CHO TRỤC II Đường kính trục tại điểm lắp bánh răng côn d = 43 mm, theo bảng (9.1a) [1] có kết quả kích thước của then: b = 12 ; h = 8 ; t1 = 5 ; t2 = 3,3. Bán kính góc lượn: + nhỏ nhất: 0,25 + lớn nhất: 0,4 Từ phần trục có kết quả chiều dài may ơ bánh răng côn lớn và bánh Xích chủ động: lmc3 = 70 mm Với lt1 = (0,8…0,9).lmc3 = (0,8…0,9). 70 = (56…63) Theo tiêu chuẩu (bảng 9.1a) ta chọn chiều dài then lt1 = 56 mm. V.II.1 Kiểm nghiệm sức bền dập cho then. TI – mômen xoắn trên trục II, TII = 377870,11 Nmm lt – chiều dài then làm việc. lt = lt1 – b = 56 – 12 =434 mm - ứng suất dập cho phép, theo bảng (9.5) [1] + Với bánh răng côn lắp cố định, vật liệu may ơ là thép, đặc tính tải trọng tĩnh : = 150 MPa. MPa = 104,61 MPa < = 150 MPa, đối với đoạn trục lắp bánh răng côn. Vậy then đảm bảo điều kiện bền dập. V.II.2) Kiểm nghiệm sức bền cắt cho then. Thay vào có kết quả: MPa - ứng suất cắt cho phép, = (60…90) MPa; lấy = 60 MPa < , Vậy then đảm bảo bền cắt. PHẦN VI: TÍNH VÀ CHỌN Ổ LĂN VI.I.TÍNH CHỌN Ổ CHO TRỤC I Hình 6.1 Lược đồ tính chọn ổ truc I Các lực tác dụng lên ổ: - Tại gối B: R = 3066,34 N ; R= 176,4 N. Tổng phản lực tác dụng lên ổ B. FrB = N. - Tại gối C: R = 5264,71 N ; R = 1275,58 N. Tổng phản lực tác dụng lên ổ C. FrC = N Xác định tỉ số: ` Chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ với đường kính ngõng trục d = 35 mm, được ổ kí hiệu 7207 có: d = 35 mm ; C = 35,20 kN ; Co = 26,30 VI.I.1 Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ e = 1,5 . tg = 1,5 . tg13,83= 0,37 Theo công thức (6.7) [1] FSB = 0,83 . e . FrB = 0,83 . 0,37. 3071,41 = 943,23 N FSC = 0,83 . e . FrC = 0,83 . 0,37. 5767,54 = 1771,21 N - Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ: FaB = FSC + Fa1 = 1771,21 + 307,74 = 2078,95 N. FaC = FSB - Fa1 = 943,23 – 307,74 = 626,49 N. - Ta thấy: FaB = 2078,95 (N) > FSB = 943,23 N, lấy FaB = 2078,95 N. FaC = 626,49 (N) < FSC = 1771,21 N, lấy FaC = 1771,21 N * Xác định hệ số X, Y: - Với ổ B: > e = 0,37 Theo bảng (11.4) [1] XB = 0,444, YB = 0,4 . cotg = 0,4 . cotg13,83 = 1,62 - Với ổ C: < e = 0,36 Theo bảng (11.4) [1] XC = 1, YC = 0 * Tải trọng quy ước trên ổ B và C là: QB = (XB . V . FrB +YB . FrB) . kt . kđ (6.1) QC = (XC . V . FrC +YC . FrC) . kt . kđ (6.2) Với: V - hệ số kể đến vòng trong quay, V = 1; kt - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 khi nhiệt độ = 105oC; kđ - hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, (bảng 11.3) [1] với tải trọng va đập vừa kđ = (1,3…1,8), vì hộp giảm tốc công suất nhỏ nên chọn kđ = 1,3 Thế các giá trị tìm được vào (5.1) (5.2): QB = (0,444 . 1 . + 1,62 . ) . 1 . 1,3 = 8241,21 N, QC = (1 . 1 . + 0 . ) .1.1,3= 7497,8 N, Ta thấy QC > QB ta lấy QC để tính. (6.3) Với L = Thay vào (6.3) N = 8,5 kN Cd = 8,9 kN < C = 35,2 kN Vậy ổ đảm bảo khả năng chịu tải trọng động. VI.I.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ. Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n < 1 vg/ph, tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư theo điều kiện: Qt C0 Với Co – khả năng tải tĩnh, cho trong các bảng tiêu chuẩu ổ lăn, phụ thuộc vào loại ổ và cỡ ổ; Tải trọng tĩnh quy ước được xác định như sau: Qt = Xo . Fr + Yo . Fa (6.4) Xo, Yo – hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, cho trong bảng (11.6) [1]: Với Xo = 0,5 và Yo = 0,22 . cotg = 0,22 . cotg13,83= 0,89. Thay vào (6.4) Qt = 0,5 . 1061,34+ 0,89 . 307,74 = 804,46 N = 0.8 kN Qt = 0,8 kN < Co = 26,3kN Vậy ổ đảm bảo khả năng chịu tải trọng tĩnh. Kí hiệu d, mm D, mm D1, mm d1, mm B, mm C1, mm T, mm r, mm r1, mm , mm C, mm Co, mm 7207 35 72 59 52,7 17 15 18,25 2 0,8 13,83 35,2 26,3 Bảng 6.1. kích thước ổ VI.II. TÍNH CHỌN Ổ CHO TRỤC II Hình 6.2 Sơ đồ tính chọn ổ trục cho trục 2 Các lực tác dụng lên ổ: - Tại gối A: R = 2169,04 N ; R= 174,11 N. Tổng phản lực tác dụng lên ổ B. FrA = N. - Tại gối C: R = 850,62 N ; R = 347,09 N. Tổng phản lực tác dụng lên ổ C. FrC = N Xác định tỉ số: ` Chọn ổ đũa côn cỡ nhẹ với đường kính ngõng trục d = 45 mm, được ổ kí hiệu 7209 có: d = 45 mm ; C = 42,7 kN ; Co = 33,4 kN VI.II.1. Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ e = 1,5 . tg = 1,5 . tg15,33 = 0,41 Theo công thức (6.7) [1] FSA = 0,83 . e . FrA = 0,83.0,41.880,79 = 299,73 N FSC = 0,83 . e . FrC = 0,83 . 0,41. 3965,59 = 1349,49 N - Tổng lực dọc trục tác dụng lên ổ: FaA = FSC – Fa2 = 1349,49 – 1061,34 = 288,15 N. FaC = FSA + Fa2 = 299,73 + 1061,34 = 1361,07 N. - Ta thấy: FaA = 288,15 (N) < FSA = 299,73 N, lấy FaA = 299,73 N. FaC = 1361,07 (N) > FSC = 1349,49 N, lấy FaC = 1361,07 N * Xác định hệ số X, Y: - Với ổ A: < e = 0,41 Theo bảng (11.4) [1] XA = 1, YA = 0 - Với ổ C: < e = 0,41 Theo bảng (11.4) [1] XB = 1, YB = 0 * Tải trọng quy ước trên ổ B và C là: QA = (XA . V . FrA +YA . FrA) . kt . kđ (6.5) QC = (XC . V . FrC +YC . FrC) . kt . kđ (6.6) Với: V - hệ số kể đến vòng trong quay, V = 1; kt - hệ số kể đến ảnh hưởng của nhiệt độ, kt = 1 khi nhiệt độ = 105oC; kđ - hệ số kể đến đặc tính của tải trọng, (bảng 11.3) [1] với tải trọng va đập vừa kđ = (1,3…1,8), vì hộp giảm tốc công suất nhỏ nên chọn kđ = 1,3 Thế các giá trị tìm được vào (6.5) (6.6): QA = (1 . 1 . 880,79 + 0 . 880,79) . 1 . 1,3 = 1145,03 N, QC = (1 . 1 . + 0 . ) .1.1,3= 5155,27 N, Ta thấy QC > QA ta lấy QC để tính. (6.7) Với L = Thay vào (6.3) N = 8,9 kN Cd = 8,9 kN < C = 42,7 kN Vậy ổ đảm bảo khả năng chịu tải trọng động. VI.II.2 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ. Đối với các ổ lăn không quay hoặc làm việc với số vòng quay n < 1 vg/ph, tiến hành chọn ổ theo khả năng tải tĩnh nhằm đề phòng biến dạng dư theo điều kiện: Qt C0 Với Co – khả năng tải tĩnh, cho trong các bảng tiêu chuẩu ổ lăn, phụ thuộc vào loại ổ và cỡ ổ; Tải trọng tĩnh quy ước được xác định như sau: Qt = Xo . Fr + Yo . Fa (6.8) Xo, Yo – hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, cho trong bảng (11.6) [1]: Với Xo = 0,5 và Yo = 0,22 . cotg = 0,22 . cotg15,33= 0,8. Thay vào (6.4) Qt = 0,5 . 307,74 + 0,8 . 1061,34 = 1002,94 N = 1,0 kN Qt = 1,0 kN < Co = 33,4 kN Vậy ổ đảm bảo khả năng chịu tải trọng tĩnh. Kí hiệu d, mm D, mm D1, mm d1, mm B, mm C1, mm T, mm r, mm r1, mm , mm C, mm Co, mm 7209 45 85 70 64,8 19 16 20,75 2,0 0,8 15,33 42,7 33,4 Bảng 6.2. kích thước ổ lăn PHẦN VII - BÔI TRƠN ĂN KHỚP VÀ BÔI TRƠN Ổ TRỤC VII.I BÔI TRƠN ĂN KHỚP Nhận xét: vận tốc bánh răng V < 12 m/s ta chọn bôi trơn bằng phương pháp ngâm dầu. Phương pháp bôi trơn ngâm dầu bằng dầu chứa trong hộp giảm tốc, ta chọn loại dầu AK10 có độ nhớt 186/16 . mức dầu trong hộp giảm tốc được xác định như sau: - Chiều sâu ngâm dầu: H = (0,7…2) . h Với h = b . sin = 45 . sin73,81o = 43,22 mm _ Vậy chiều sâu ngâm dầu H sẽ là: H = (0,75…2) . 43,22 = (32,41…86,43); Lấy H = 33 mm VII.II. BÔI TRƠN Ổ LĂN Tất cả ổ lăn được bôi trơn bằng mỡ. Định kỳ 3 tháng điều chỉnh độ dơ của ổ và thay mỡ một lần. PHẦN VIII: THIẾT KẾ VỎ HỘP GIẢM TỐC VÀ CÁC CHI TIẾT MÁY KHÁC VII.I. THIẾT KẾ VỎ HỘP. Hình 8.1 Kết cấu và các kích thước cơ bản của vỏ hộp giảm tốc VIII.I.1- Chiều dày thân hộp: Theo bảng 18.1 - tr 85 – [1] Tập 2, ta chọn các kích thước của các phần tử cấu tạo nên hộp giảm tốc đúc như sau: Với d=0,03a +3 > 6 mm , ta chọn d = 8 mm VIII.I.2- Chiều dày nắp bích: d1 = 0,9 . d = 0,9 .8 = 7,2 mm, chọn d1 = 8 mm VIII.I.3- Gân tăng cứng: - Chiều dày e =( 0,8…1) . d = ( 6,4… 8) mm ,chọn e = 8 mm - Chiều cao h < 58 mm chọn 50mm - Độ dốc: 20 VIII.I.4-Đường kính bu lông: - Bu lông nền : d1 > 12 mm , chọn d1 = 18 mm - Bu lông cạnh ổ : d2 = (0,7…0,8) .d1 = (12,6…14,4) mm ,chọn d2 = 14 mm - Bu lông ghép bích và thân : d3 =(0,8…0,9) . d2 = (11,2…12.6) mm ,chọn d3 = 12 mm - Bu lông ghép nắp ổ: d4 = (0,6…0,7) .d2 = (7,2…8,4) mm ,chọn d4 = 8 mm - Bu lông ghép nắp cửa thăm: d5 =(0,5…0,6) . d2 =(7…8,4) mm ,chọn d5 = 8 mm VIII.I.5- Mặt bích ghép nắp và thân - Chiều dày bích thân hộp S3 = (1,4…1,8) . d3 =(16,8…21,6) mm ,chọn S3 = 20 mm - chiều dày bích nắp hộp S4 = (0,9…1) . S3 =(18…20) mm chọn S4 = 20 mm. - Bề rộng mặt ghép bu lông và cạnh ổ: k2 = E2 + R2 + (3…5) mm Với E2 = 1,6. d2 = 1,6 . 14 = 22,4 mm R2 = 1,3 . d2 = 1,3 . 14 = 18,2 k2 = 22,4 + 15,2 + (3…5) = (40,6…42,6) mm; lấy k2 = 42 mm - Bề rộng lắp bích và thân: k3 = k2 – (3…5) = 42 – (3…5) = ( 39…37) mm; lấy k3 = 37 mm VIII.I.6- Kích thước gối trục: Kích thước của gối trục được tra theo bảng 18. 2 - tr 88 – [1] Tập 2, ta có bảng số liệu như sau: Bảng 8.1 Kích thước gối trục Trục D D2 D3 D4 h d4 z I 72 90 115 65 10 M8 6 II 85 100 125 75 10 M8 6 VIII.I.7- Mặt đế hộp: - Chiều dày khi không có phần lồi: S1 = (1,3…1,5) . d1 = (23,4…27) mm ,chọn S1 = 27mm - Chiều dày khi có phần lồi: S1 = (1,4…1,7) . d1 = (25,2…30,6) mm chọn S1 = 30 mm S2 = (1…1,1) . d1 = (18…19,8) mm ,chọn S2 = 20 mm - Bề rộng mặt đế hộp : k1 » 3 d1 = 54 mm và q ≥ k1 + 2d = 54 + 2 . 8 = 70 mm VIII.I.8- Khe hở giữa các chi tiết: - Giữa bánh răng với thành trong của hộp. mm; lấy 9 mm - Giữa đỉnh bánh răng lớn và đáy hộp: mm; lấy 30 mm VIII.I.9- Bu lông vòng: Hình 8.2 Hình dáng và các kích thước bu lông vòng Bu lông vòng dùng để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc khi gia công hay lắp ghép. - Theo bảng (18.3b) [2], có kết quả khối lượng gần đúng của hộp giảm tốc là: Re = 160,29 mm Q = 68 kg. Theo bảng (18.3a) [2] có kết quả kích thước bu lông vòng như sau: Bảng 8.2 Kích thước bulong vòng Ren d d1 d2 d3 d4 d5 h h1 h2 l f b c x r r1 r2 M8 36 20 8 20 13 18 6 5 18 2 10 1,2 2,5 4 4 VIII.I.10- Chốt định vị : Hình 8.3 Hình dáng và kích thước chốt định vị - Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân hộp khi gia công cũng như khi lắp ghép. Theo bảng (18.4a) [2] có kết quả chốt định vị như sau: d = 5 mm c = 0,8 mm l =10…100 chọn 50 mm VIII.I.11- Cửa thăm: Hình 8.4 Hình dáng và kích thước lắp quan sát Để đổ dầu vào hộp và quan sát các chi tiết máy trong hộp khi lắp ghép. Theo bảng (18.5) [2] có kết quả kích thước cửa thăm Bảng 8.3 Kích thước của thăm A B A1 B1 C C1 K R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 - 87 12 M8 x 22 4 VIII.I.12- Nút thông hơi: Hình 8.5 Hình dáng và kích thước nút thông hơi Khi làm việc nhiệt độ trong hộp tăng lên, để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngoài hộp ta dùng nút thông hơi. Kích thước nút thông theo bảng (18.6) [2]: Bảng 8.4 Kích thước nút thong hơi A B C D E G H I K L M N O P Q R S M27x2 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 VIII.I.13- Nút tháo dầu: Hình 8.6 Hình dáng và kích thước nút tháo dầu hình trụ Tháo dầu bị bẩn, biến chất để thay dầu mới. Theo bảng (18.7) [1] có kết quả kích thước như sau: Bảng 8.5 Kích thước nút tháo dầu d b m f L C q D S Do M20x2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 32 25,4 VIII.I.14- Chọn que thăm dầu và bôi trơn: Để kiểm tra mức dầu trong hộp , đảm bảo tốt công việc bôi trơn cho bộ truyền của hộp giảm tốc với vận tốc vòng 1 2,5 m/s. Dùng dầu nhớt ở to = 50o có độ nhớt là 186/16. Theo bảng (18.13) [1] với loại dầu CN45. Độ nhớt là 38 – 52. khối lượng riêng là 9/cm3 ở 20oC là 0,886 – 0,926 VII.II. CÁC ĐẶC TÍNH KỸ THUẬT CHỦ YẾU CỦA HỘP GIẢM TỐC 1- Mô men xoắn trục vào: 115562,06 Nmm 2- Mô men xoắn trục ra: 377870,11 Nmm 3- Tốc độ trục vào : 467,74 v/p 4- Tỉ số truyền: 3,44 5- Trọng lượng: 55 kg 6- Kích thước: L x W x H : đo trực tiếp trên bản vẽ lắp theo tỷ lệ 1:1 PHẦN IX: XÂY DỰNG BẢN VẼ LẮP VÀ CHỌN KIỂU LẮP GHÉP IX.I XÂY DỰNG BẢN VẼ LẮP 03 bản vẽ A3, mỗi hình vẽ thể hiện 1 hình chiếu của hộp giảm tốc IX.II. CHỌN KIỂU LẮP GHÉP CHỦ YẾU Theo yêu cầu của từng bộ phận ta chọn các loại mối ghép như sau: Chọn lắp ghép giữa trục và vòng trong của ổ là lắp ghép theo hệ thông lỗ kiểu lắp ghép là H7/k6. Chọn lắp ghép giữa vòng ngoài của ổ với vỏ hộp là lắp ghép theo hệ thống trục kiểu lắp ghép H7/h6. Vòng chắn mỡ quay cùng trục trong quá trình bộ truyền làm việc, để tháo lắp dễ dàng khi lắp ghép, sửa chữa không làm hỏng bề mặt trục, ta chọn kiểu lắp có độ hở K7/h6. Bánh răng quay cùng trục chịu mô men xoắn, lực dọc trục, lực hướng kính, để đảm bảo độ chính xác tin cậy, độ bền của mối ghép và dễ gia công chi tiết lỗ chọn lắp ghép có độ dôi kiểu H7/k6. Đối với các mối ghép then then được cố định trên trục theo kiểu lắp có độ dôi thường lắp theo hệ thống lỗ với sai lệch của then là k6.