Đồ án thiết kế môn học chi tiết máy: Thiết kế trạm dẫn động băng tải

ng nghiêng nên được tra trong bảng 6.14, [I]. Để tra được giá trị của và ta phải tính vận tốc vòng của bánh răng chủ động, sau đó chọn cấp chính xác theo vận tốc vòng, từ trị số của cấp chính xác ta tra các hệ số trên. Ta có: Với dw3 là đường kính vòng lăn bánh nhỏ, tính theo công thức sau: Vậy (m/s) Dựa vào bảng 6.13, [I], do v < 4 (m/s) nên ta chọn cấp chính xác 9. Vậy theo bảng 6.14, [I] ta có: và - Tính KHV: Trị số của KHV được tính theo công thức sau: Trong đó: Với: go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng. Do mn = 2 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16, [I] ta được go = 73 - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB4 < 350 HB và dạng răng là răng nghiêng nên: Vậy Suy ra: Từ đó Nên theo (18) ta có: (Mpa) Xác định chính xác ứng suất cho phép về tiếp xúc Theo các công thức (1) và (3) ta có: Do vận tốc vòng: v = 1,33 m/s < 5 m/s Þ ZV = 1 Với cấp chính xác động học là 9, chọn cấp chính xác về mức tiếp xúc là 8, khi đó cần gia công đạt độ nhám Ra = 2,5 … 1,25 mm (tra bảng 21.3 II) Þ ZR = 0,95 Ta có: Đường kính chia bánh lớn: (mm) Đường kính vòng đỉnh răng: (mm) < 700 mm Þ KXH = 1 Vậy (MPa) Þ Sự chênh lệch giữa và là: Như vậy > với chênh lệch khá nhỏ là 0,6% nên có thể giữ nguyên các kết quả tính toán và chỉ cần tính lại chiều rộng vành răng bw theo công thức sau (suy từ 18): (mm) Lấy bw = 43 mm = bw4 Þ bw3 = bw4 + (5 ÷ 10) mm. Vậy ta lấy bw3 = 50 mm. Khi đó ứng suất sinh ra trên mặt răng bánh răng lúc này là: (MPa) Vậy MPa < MPa nên bộ truyền đảm bảo về tiếp xúc. d) Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn Để đảm bảo độ bền uốn cho răng, ứng suất uốn sinh ra tại chân răng không được vượt quá một giá trị cho phép: (20) (21) Trong đó: bw - chiều rộng vành răng bw = 43 mm mn - môđun pháp mn = 2 mm dw3 - đường kính vòng lăn của bánh răng chủ động dw3 = 75,68 mm T2 - mômen xoắn trên bánh chủ động T2 = 100453,3718 Nmm Ye - hệ số kể đến sự trùng khớp của răng - hệ số kể đến độ nghiêng của răng , - hệ số dạng răng của bánh 3 và bánh 4 Hệ số dạng răng phụ thuộc vào số răng tương đương Zv3 và Zv4 và hệ số dịch chỉnh, tra trong bảng 6.18, [I]. Ở đây x3 = x4 = 0 Ta có: Từ các số liệu trên ta tra bảng 6.18, [I] ta được: và KF - hệ số tải trọng khi tính về uốn Với: (đã tra ở phần kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc) (đã tra ở phần đầu) Trong đó: Với: go – hệ số kể đến ảnh hưởng của sai lệch bước răng. Do mn = 2 < 3,55, cấp chính xác theo mức làm việc êm là 9 nên tra bảng 6.16, [I] ta được go = 73 - hệ số kể đến ảnh hưởng của sai số ăn khớp. Do độ rắn mặt răng bánh bị động HB4 < 350 HB và dạng răng là răng nghiêng nên: v = 1,33 m/s Vậy Vậy theo (20) và (21) ta có: (MPa) (MPa) Tính chính xác ứng suất cho phép về uốn Từ các công thức (2) và (4) ta có: Trong đó: YR = 1 (Theo tài liệu [I]) YS = 1,08 – 0,0695ln(mn) = 1,08 – 0,0695ln(2) = 1,03 KXF = 1 (Do da4 = 204,08 mm < 400 mm) (MPa) (MPa) Vậy: (MPa) (MPa) Ta có: (MPa) < (MPa) (MPa) < (MPa) Vậy bộ truyền đảm bảo độ bền uốn. e) Kiểm nghiệm răng về quá tải Khi làm việc bánh răng có thể bị quá tải (thí dụ lúc mở máy, hãm máy v,v…) với hệ số quá tải Kqt = Tmax/T, trong đó T là mômen xoắn danh nghĩa, Tmax là mômen xoắn quá tải. Vì vậy cần kiểm nghiệm răng về quá tải dựa vào ứng suất tiếp xúc cực đại và ứng suất uốn cực đại. Ta có: Kqt = Kbđ = 1,5 Để tránh biến dạng dư hoặc gãy dòn lớp bề mặt, ứng suất tiếp xúc cực đại không được vượt quá một giá trị cho phép: (22) Ta có: (MPa) Mà: (MPa) nên bất đẳng thức (22) được thỏa mãn. 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: (23) Ta có: (MPa) (MPa) Mà: (MPa) (MPa) và Vậy các điều kiện (22) và (23) đều thỏa mãn nên bộ truyền cấp chậm thỏa mãn các yêu cầu về quá tải. f) Các thông số và kích thước bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Khoảng cách trục aw = 140 mm Môđun pháp mn = 2 mm Chiều rộng vành răng bw4 = 43 mm bw3 = 50 mm Tỉ số truyền u2 = 2,7 Góc nghiêng của răng b = 11,480 Số răng bánh răng Z3 = 37 Z4 = 100 Hệ số dịch chỉnh x3 = 0 x4 = 0 Theo các công thức trong bảng 6.11, [I] ta tính được: Đường kính chia d3 = 75,51 mm d4 = 204,08 mm Đường kính đỉnh răng da3 = 79,51 mm da4 = 208,08 mm Đường kinh đáy răng df3 = 70,51 mm df4 = 199,08 mm Đường kính vòng lăn dw3 = 75,68 mm dw4 = 204,34 mm Góc profin răng at = 20,370 Góc ăn khớp atw = 20,370 II. Kiểm tra điều kiện bôi trơn và chạm trục Kiểm tra điều kiện bôi trơn Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các tiết máy bị han gỉ cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp. Theo mục 18.3.1 – Các phương pháp bôi trơn hộp giảm tốc, [II] thì với bộ truyền bánh răng có vận tốc vòng v ≤ 12 m/s thì dùng phương pháp bôi trơn ngâm dầu cho hộp giảm tốc (hộp giảm tốc bánh răng côn – trụ 2 cấp). Gọi: Xmax, Xmin: lần lượt là khoảng cách từ đường tâm các bộ truyền đến mức dầu max và min của hộp giảm tốc. X2max, X4max: là khoảng cách từ đường tâm các bộ truyền đến mức dầu max của bộ truyền cấp nhanh và chậm. X2min, X4min: là khoảng cách từ đường tâm các bộ truyền đến mức dầu min của bộ truyền cấp nhanh và chậm. a). Mức dầu tối thiểu Xmin - Với bánh răng côn: (mm) - Với bánh răng trụ: Trong đó: hmin = (0,75 ÷ 2)h = (0,75 ÷ 2).2,25mn Lấy: hmin = 2h = 2.2,25.m = 2.2,25.2 = 9 (mm) Vậy: (mm) b). Mức dầu tối đa - Với cấp nhanh: Vì v = 3,41 m/s > 1,5 m/s nên mức dầu max cách mức dầu min là 10 mm. Nên: X2max = X2min – 10 = 82,32 – 10 = 72,32 (mm) - Với cấp chậm: Vì v = 1,33 m/s < 1,5 m/s nên chiều sâu ngâm dầu bằng khoảng 1/4 bán kính bánh răng. Tức là: (mm) Vậy X4max = X4min – 26,01 = 95,04 – 26,01 = 69,03 (mm) Mức dầu chung cho toàn hộp giảm tốc: Xmin = min (X2min ; X4min) = min (82,32 ; 95,04) = 82,32 (mm) Xmax = max (X2max ; X4max) = max (72,32 ; 69,03) = 72,32 (mm) Ta có chiều sâu ngâm dầu: DX = Xmin - Xmax = 82,32 – 72,32 = 10 (mm) > 5 (mm) Vậy điều kiện bôi trơn được thỏa mãn. Kiểm tra điều kiện chạm trục Với hộp giảm tốc côn – trụ 2 cấp như hình vẽ, để các bánh răng không bị chạm trục thì: x1 > (5 ÷ 10) mm ; x2 > (5 ÷ 10) mm Ta có: (mm) Vậy x1 > 10 mm nên bánh răng 1 và bánh răng 3 không va chạm vào nhau. Với: aw = 140 mm dae2 = 228,6 mm - đường kính sơ bộ của trục III Theo công thức (10.9), [I] ta có: Trong đó: T3 – mômen xoắn trên trục III , Nmm - ứng suất xoắn cho phép, MPa Với vật liệu trục là thép 45 thì Mpa (lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra). Vì lúc này tính đường kính trục không xét đến ứng suất uốn, nên để bù lại phải lấy thấp xuống khá nhiều. Lấy ta có: Suy ra bánh răng côn 2 không chạm vào trục III. Vậy điều kiện về chạm trục được thỏa mãn. III. Tính toán thiết kế bộ truyền ngoài hộp: Bộ truyền xích Thiết kế truyền động xích bao gồm các bước: Chọn loại xích Chọn số răng đĩa xích, xác định bước xích theo chỉ tiêu về độ bền mòn và xác định các thông số khác của đĩa xích và bộ truyền. Kiểm tra xích về độ bền (đối với xích bị quá tải). Thiết kế kết cấu đĩa xích và xác định lực tác dụng lên trục. 1. Chọn loại xích Có 3 loại xích: xích ống, xích con lăn và xích răng. Trong đó: - Xích ống: đơn giản, giá thành hạ và khối lượng giảm vì không dùng con lăn, nhưng cũng vì thế mà bản lề mòn nhanh, mà mòn bản lề là dạng hỏng nguy hiểm và thường là nguyên nhân chủ yếu làm mất khả năng làm việc của bộ truyền xích. Vì vậy chỉ dùng xích ống với các bộ truyền không quan trọng mặt khác yêu cầu khối lượng nhỏ. - Xích con lăn: Về kết cấu giống như xích ống, chỉ khác phía ngoài ống lắp thêm con lăn, nhờ đó có thể thay thế ma sát trượt giữa ống và răng đĩa bằng ma sát lăn giữa con lăn và răng đĩa. Kết quả là độ bền mòn của xích con lăn cao hơn xích ống, chế tạo nó không phức tạp bằng xích răng, do đó xích con lăn được dùng khá rộng rãi. Nó dùng thích hợp khi vận tốc làm việc dưới 10 đến 15 m/s. Nên ưu tiên dùng xích một dãy, nhưng ở các bộ truyền quay nhanh, tải trọng lớn nên dùng xích 2, 3 hoặc 4 dãy vì sé làm giảm được bước xích, giảm tải trọng động và kích thước khuôn khổ của bộ truyền. - Xích răng: Có ưu điểm khả năng tải lớn, làm việc êm, nhưng chế tạo phức tạp và giá thành đắt hơn xích con lăn, do vậy chỉ nên dùng xích răng khi vận tốc xích trên 10 đến 15 m/s. Với bộ truyền xích ta đang thiết kế có: Vận tốc đĩa xích dẫn là không cao: n3 = 124,204 v/ph. Nên dựa theo những phân tích trên ta chọn loại xích con lăn. 2. Xác định các thông số của xích và bộ truyền xích a. Chọn số răng đĩa xích Vì bộ truyền xích có ux = 1,5, loại xích là xích con lăn nên theo bảng 5.4, [I] ta chọn số răng đĩa nhỏ là: Z1 = 27 răng. Do đó số răng đĩa lớn: Z2 = ux.Z1 = 1,5.27 = 40,5 Lấy Z2 = 41 < Zmax = 120 Þ Tỉ số truyền thực tế của bộ truyền: b. Xác định bước xích p Bước xích p được xác định từ chỉ tiêu về độ bền mòn của bản lề. Điều kiện đảm bảo chỉ tiêu về độ bền mòn của bộ truyền xích được viết dưới dạng: (2.1) Trong đó: Pt - công suất tính toán P - công suất cần truyền P = PIII = 3,3896 KW [P] - công suất cho phép kz - hệ số số răng kn - hệ số số vòng quay k - hệ số sử dụng k = k0kakđckbtkđkc (2.2) với: k0 – hệ số kể đến ảnh hưởng của vị trí bộ truyền ka - hệ số kể đến khoảng cách trục và chiều dài xích kđc - hệ số kể đến ảnh hưởng của việc điều chỉnh lực căng xích kbt - hệ số kể đến ảnh hưởng của bôi trơn kđ - hệ số tải trọng động, kể đến tính chất của tải trọng kc - hệ số kể đến chế độ làm việc của bộ truyền Trị số các hệ số trên được tra trong bảng 5.6, [I]. Đường nối tâm 2 đĩa xích so với đường nằm ngang là 00 < 600 nên: k0 = 1 Chọn khoảng cách trục a = 30p nên: ka = 1 Vị trí trục không điều chỉnh được nên: Kđc = 1,25 Môi trường làm việc có bụi, chất lượng bôi trơn II (đạt yêu cầu theo bảng 5.7, [I]) nên: kbt = 1,3 Tải trọng là tải trọng tinh, làm việc êm nên : kđ = 1 Tỷ lệ số giờ làm việc/ngày là 1/3 tức là làm việc 1 ca nên: kc = 1 Vậy hệ số sử dụng: k = 1.1.1,25.1,3.1.1 = 1,625 Từ (2.1) ta có: (KW) Theo bảng 5.5, [I] với số vòng quay của đĩa nhỏ n03 = 200 v/ph, chọn bộ truyền xích 1 dãy có bước xích p = 25,4 mm thỏa mãn điều kiện bền mòn (2.1) Pt = 8,21 KW < [P] = 11 KW Đồng thời theo bảng 5.8, [I] thì bước xích p < pmax c. Khoảng cách trục và số mắt xích Theo trên ta đã chọn sơ bộ khoảng cách trục là: a = 30p = 30.25,4 = 762 (mm) Từ đó ta xác định được số mắt xích x: Vì số mắt xích nên lấy là số chẵn, nên ta chọn x = 94 Với x = 94 ta tính lại khoảng cách trục a theo số mắt xích chẵn xc = 94 Vậy a = 760 mm Để xích không chịu lực căng quá lớn, khoảng cách trục a tính được cần giảm bớt một lượng Da = 0,003a = 0,003.760 » 2 mm Do đó a = 758 mm. Số lần va đập i của bản lề xích trong 1 giây: (1/s) Theo bảng 5.9, [I] với p = 25,4 mm thì số lần va đập cho phép [i] = 30 (1/s). Vậy i < [i]. 3. Kiểm nghiệm xích về độ bền Với các bộ truyền xích bị quá tải lớn khi mở máy hoặc thường xuyên chịu tải trọng va đập trong quá trình làm việc cần tiến hành kiểm nghiệm về quá tải theo hệ số an toàn: (3.1) Trong đó: Q – tải trọng phá hỏng Theo bảng 5.2, [I], với xích con lăn 1 dãy cóp = 25,4 mm thì: Q = 56,7 KN = 56700 N q = 2,6 Kg (khối lượng 1 mét xích) kđ – hệ số tải trọng động Chọn kđ = 1,2 (ứng với chế độ làm việc trung bình, tải trọng mở máy bằng 1,5 tải trọng danh nghĩa) Ft – lực vòng Với v là vận tốc trung bình của xích: (m/s) Vậy: (N) Fv – lực căng do lực li tâm sinh ra (N) Fo – lực căng do trọng lượng nhánh xích bị động sinh ra Với: a – khoảng cách trục a = 758 mm = 0,758 m Kf – hệ số phụ thuộc độ võng f của xích và vị trí bộ truyền. Do bộ truyền xích nằm ngang nên kf = 6 Vậy: (N) Nên theo (3.1) ta có: [s] – hệ số an toàn cho phép. Theo bảng 5.10, [I], ứng với p = 25,4 mm và n3 = 124,204 v/ph thì xích con lăn có [s] = 8,2. Vậy s > [s] (thỏa mãn 3.1) nên bộ truyền xích đã đảm bảo đủ bền. 4. Xác đinh các thông số của đĩa xích và lực tác dụng lên trục a) Xác đinh các thông số của đĩa xích - Đường kính vòng chia: (mm) (mm) Theo bảng 14 – 4b: Các thông số về biên dạng của xích ống con lăn, [II] ta có: - Đường kính vòng đỉnh răng: (mm) (mm) Bán kinh đáy: r = 0,5025dl + 0,05 Với: dl – đường kính con lăn xích, tra bảng 5.2, [I], ứng với p = 25,4 ta có: dl = 15,88 mm Vậy r = 0,5025.15,88 + 0,05 = 8,03 mm - Đường kính vòng đáy răng: df1 = d1 – 2r = 218,79 – 2.8,03 = 202,73 (mm) df2 = d2 – 2r = 331,81 – 2.8,03 = 315,75 (mm) b) Kiểm nghiệm độ bền tiếp xúc của đĩa xích Ứng suất tiếp xúc sH trên mặt răng đĩa xích phải thỏa điều kiện: (4.1) (4.2) Trong đó: - Fvđ: lực va đập trên trên m dãy xích Fvđ = 13.10-7n3p3m = 13.10-7.124,204.24,53.1 = 2,37 (N) - Ft: lực vòng Ft = 2387,04 N - kd: hệ số phân bố không đều tải trọng cho các dãy Với xích 1 dãy thì kd = 1. - kđ: hệ số tải trọng động Tra bảng 5.6, [I] ta được kđ = 1. - kr: hệ số kể đến ảnh hưởng của số răng đĩa xích, nó phụ thuộc vào Z1. Với Z1 = 27 thì ta có kr1 = 0,4 Với Z2 = 41 thì ta có kr2 = 0,28 - E: Môđun đàn hồi (MPa) - A: diện tích chiếu của bản lề Tra bảng 5.12, [I] ứng với p = 25,4 mm và xích con lăn 1 dãy ta được: A = 180 mm2 Từ các số liệu trên, theo (4.1) ta có: (MPa) Như vậy dùng thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB210 sé đạt được ứng suất cho phép [sH] = 600 MPa, đảm bảo được độ bền tiếp xúc cho răng đĩa 1 vì (4.1) được thỏa mãn. Theo (4.2) ta có: (MPa) (với cùng vật liệu và nhiệt luyện). Vậy đĩa xích đảm bảo độ bền tiếp xúc. c) Xác đinh lực tác dụng lên trục Lực tác dụng lên trục: Fr = kxFt Trong đó: - kx: hệ số kể đến trọng lượng xích Vì bộ truyền nằm ngang nên kx = 1,15 - Ft: lực vòng Ft = 2387,04 N Vậy Fr = 1,15.2387,04 = 2745,1 (N) Phần 3: Thiết kế các chi tiết đỡ nối I. Tính toán thiết kế trục Tính toán thiết kế trục bao gồm các bước: Chọn vật liệu. Tính thiết kế trục về độ bền. Tính kiểm nghiệm trục về độ vền mỏi. Trường hợp cần thiết tiến hành kiểm nghiệm trục về độ cứng. Đối với trục quay nhanh còn kiểm nghiệm trục về độ ổn định dao động. 1. Chọn vật liệu Hộp giảm tốc chịu tải trung bình thì ta chọn vật liệu cho các trục là thép 45 thường hóa có: MPa MPa Độ rắn: HB = 170 … 217 MPa 2. Tính thiết kế trục Tính thiết kế trục tiến hành theo các bước: Xác định tải trọng tác dụng lên trục. Tính sơ bộ đường kính trục. Định khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt tải trọng. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục. 2.1. Tải trọng tác dụng lên trục Tải trọng chủ yếu tác dụng lên trục là mômen xoắn và các lực tác dụng khi ăn khớp trong bộ truyền bánh răng, bộ truyền trục vít – bánh vít, lực căng đai, lực căng xích, lực lệch tâm do sự không đồng trục khi lắp hai nửa khớp nối di động. Trọng lượng bản thân trục và trọng lượng các chi tiết lắp lên trục chỉ được tinh đến ở các cơ cấu tải nặng, còn lực ma sát trong các ổ được bỏ qua. Lực tác dụng từ các bộ truyền bánh răng Giả sử chiều quay của trục động cơ (trục I) như hình vẽ ta có sơ đồ phân tích lực với chiều nghiêng hợp lý của bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng. Bộ truyền bánh răng côn răng thẳng Lực vòng: (N) (N) Lực hướng tâm: (N) (N) Lực dọc trục: (N) (N) Ft Bộ truyền bánh răng trụ răng nghiêng Lực vòng: (N) (N) Lực hướng tâm: (N) (N) Lực dọc trục: (N) (N) Lực tác dụng từ các bộ truyền xích và khớp nối Lực tác dụng từ bộ truyền xích Lực tác dụng lên trục: Fx = kxFt = 1,15.2387,04 = 2745 (N) Lực tác dụng từ khớp nối Ở đây dùng khớp nối trục vòng đàn hồi vì nó có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế và làm việc tin cậy (được dùng khá phổ biến với tải trọng trung bình). Lực tác dụng lên trục: Lấy: (1) Trong đó: Tđc – mômen xoắn trên trục động cơ Tđc = 25230,1585 Nmm Do – đường kính vòng vòng tròn qua tâm các chốt (được chọn theo mômen xoắn tính toán Tt của khớp nối) Ta có mômen xoắn tính toán của khớp nối trục vòng đàn hồi: Tt = K.Tđc (2) Với: K – hệ số chế độ làm việc Theo bảng 16-1, [II], do loại máy ta thiết kế là loại máy băng tải, chọn K = 1,5 Thay các số liệu vào (2) ta được: Tt = 1,5.25230,1585 = 37845,24 (Nmm) » 37,845 (Nm) Với Tt = 37,845 Nm thì dựa vào bảng 16-10a, [II], ta có: Do = 63 (mm) Vậy ta thay Do = 63 mm và Tđc = 25230,1585 Nmm vào (1) ta được: (N) 2.2. Tính sơ bộ đường kính trục Đường kính trục thứ k được xác định chỉ bằng mômen xoắn theo công thức: (3) Trong đó: Tk – mômen xoắn trên trục thứ k ( k = 1…3), Nmm - ứng suất xoắn cho phép, MPa Với vật liệu trục là thép 45 thì Mpa (lấy trị số nhỏ đối với trục vào của hộp giảm tốc, trị số lớn đối với trục ra). Theo công thức thực nghiệm thì nếu dùng (3) để tính đường kính đầu vào của trục hộp giảm tốc lắp bằng khớp nồi với trục động cơ thì đường kính này tối thiểu phải lấy bằng (0,8…1,2)dđc. Vì hộp giảm tốc ta đang thiết kế có trục I là trục đầu vào của hộp giảm tốc và nó được nồi với trục động cơ bằng khớp nối nên ta dùng công thức thực nghiệm để xác định đường kính sơ bộ của nó. Các đường kính tính được nên lấy tròn đến các giá trị 0 và 5 để dùng nó làm căn cứ để chọn một số kích thước chiều dài trục. - Đường kính sơ bộ của trục I: dI = (0,8…1,2)dđc Với dđc là đường kính trục động cơ 4A100L4Y3 (đã chọn ở phần I), vậy theo bảng phụ lục P1.7, [I] – Kích thước động học của động cơ 4A ta có: dđc = 28 mm. Vậy dI = (0,8…1,2).28 = (22,4…33,6) mm. Chọn dI = 25 mm. - Đường kính sơ bộ của trục II ( lấy ): (mm) - Đường kính sơ bộ của trục III (lấy ): (mm) 2.3. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và điểm đặt lực Chiều dài trục cũng như khoảng cách giữa các gối đỡ và các điểm đặt lực phụ thuộc vào sơ đồ động, chiều dài mayơ của các chi tiết quay, chiều rộng ổ, khe hở cần thiết và các yếu tố khác. Từ đường kính sơ bộ d của các trục, sử dụng bảng 10.2, [I] xác định gần đúng chiều rộng ổ lăn bo tương ứng. Với trục I có dI = 25 mm ® chọn ổ lăn có bo = 17 mm. Với trục II có dII = 30 mm ® chọn ổ lăn có bo = 19 mm. Với trục III có dIII = 35 mm ® chọn ổ lăn có bo = 21 mm. Ta đi tính lmki, lk1, lki, lcki và bki. Trong đó: k – Số thứ tự của trục trong hộp giảm tốc (k = 1…3). i – số thứ tự của tiết diện trục trên đó lắp các chi tiết có tham gia truyền tải trọng i = 0 và 1 : các tiết diện trục lắp ổ. i = 2…s, với s là số các chi tiết quay (bánh răng, đĩa xích, và khớp nối) lk1 – khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k ; lki – khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k ; lmki – chiều dài mayơ của chi tiết quay thứ i (lắp trên tiết diện i) trên trục k ; lcki – khoảng côngxôn (khoảng chìa) trên trục thứ k, tính từ chi tiết thứ i ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ. lcki = 0,5(lmki + bo) + k3 + hn (4) Với k3 – khoảng cách từ mặt mút chi tiết quay đến nắp ổ (bảng 10.3, [I]) hn – chiều cao nắp ổ và đầu bulông (bảng 10.3, [I]) bki – chiều rộng vành răng thứ i trên trục thứ k. Chiều dài mayơ đĩa xích lm33 = (1,2 ¸ 1,5)dIII = (1,2 ¸ 1,5).35 = (42 ¸ 52,5) mm Lấy lm33 = 50 mm Chiều dài mayơ bánh răng côn Chiều dài mayơ bánh răng côn lắp trên trục I: lm13= (1,2 ¸ 1,4)dI = (1,2 ¸ 1,4).25 = (30 ¸ 35) mm Lấy lm13 = 32 mm Chiều dài mayơ bánh răng côn lắp trên trục II: lm23 = (1,2 ¸ 1,4)dII = (1,2 ¸ 1,4).30 = (36 ¸ 42) mm Lấy lm23 = 40 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ Chiều dài mayơ bánh răng trụ lắp trên trục II: lm22 = (1,2 ¸ 1,5)dII = (1,2 ¸ 1,5).30 = (36 ¸ 45) mm Lấy lm22 = 38 mm Chiều dài mayơ bánh răng trụ lắp trên trục III: lm32 = (1,2 ¸ 1,5)dIII = (1,2 ¸ 1,5).35 = (42 ¸ 52,5) mm Lấy lm32 = 45 mm Chiều dài mayơ nửa khớp nối (nối trục vòng đàn hồi) lm12 = (1,4 ¸ 2,5)dI = (1,4 ¸ 2,5).25 = (35 ¸ 62,5) mm Lấy lm12 = 45 mm Theo bảng 10.3, [I] ta có: Khoảng cách từ mặt mút 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 mút ổ đến thành trong của hộp k2 = 5…15 mm. Lấy k2 = 10 mm Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ k3 = 10…20 mm. Lấy k3 = 15 mm Chiều cao nắp ổ và đầu bulông hn = 15…20 mm. Lấy hn = 17 mm Theo bảng 10.4, [I] ta có: Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 và 1 trên trục thứ k (lk1) - Trên trục I: l11 = (2,5 ¸ 3)dI = (2,5 ¸ 3).25 = (62,5 ¸ 75) mm Lấy l11 = 65 mm. - Trên trục II: l21 = lm22 + lm23 + bo + 3k1 + 2k2 = 38 + 40 + 19 + 3.10 + 2.7 = 141 (mm) Trên trục III: l31 = l21 = 141 mm. Khoảng cách côngxôn trên trục I, tính từ chi tiết thứ 2 (khớp nối) ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ lc12 = 0,5(lm12 + bo) + k3 + hn = 0,5(45 + 17) + 15 + 17 = 63 (mm) Khoảng cách côngxôn trên trục III, tính từ chi tiết thứ 3 (đĩa xích) ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ lc33 = 0,5(lm33 + bo) + k3 + hn = 0,5(50 + 21) + 15 + 17 = 68 (mm) Khoảng cách giữa các gối đỡ 0 đến tiết diện thứ i trên trục thứ k (lki) - Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ 2 (lắp khớp nối) trên trục I: l12 = - lc12 = - 63 (mm) - Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến tiết diện thứ 3 (lắp bánh răng côn) trên trục I: l13 = l11 + k1 + k2 + lm13 + 0,5(bo – b13cosd1) Với: b13 – chiều rộng vành răng bánh răng côn. Ta có b13 = 38 mm. Vậy: l13 = 65 + 10 + 10 + 32 + 0,5(17 – 38cos13,320) = 107 (mm) - Khoảng cách từ gối đỡ 0 dến tiết diện thứ 2 (lắp bánh răng trụ) trên trục II: l22 = 0,5(lm22 + bo) + k1 + k2 = 0,5(38 + 19) + 10 + 10 = 48,5 (mm) - Khoảng cách từ gối đỡ 0 dến tiết diện thứ 3 (lắp bánh răng côn) trên trục II: l23 = l22 + 0,5(lm22 + b13cosd2) + k1 = 48,5 + 0,5(38 + 38cos76,680) + 10 = 81,88 (mm) - Khoảng cách từ gối đỡ 0 dến tiết diện thứ 2 (lắp bánh răng trụ) trên trục III: l32 = l22 = 48,5 (mm) Hình vẽ: Sơ đồ tính khoảng cách đối với hộp giảm tốc bánh răng côn 2.4. Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục Tính trục I: a). Sơ đồ trục, chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục được vẽ như hình vẽ dưới đây: Trong đó: Fr = Fkn = 160 (N) ; Fr1 = 361 (N) Fa1 = 82 (N) Ft1 = 1019 (N) Và (Nmm) (Nmm) b). Tính các phản lực trên các gối đỡ - Theo phương ngang ta có: Từ đó suy ra: X0 = X1 – Ft1 – Fr = 1522 – 1019 – 160 = 343 (N) - Theo phương thẳng đứng ta có: Từ đó suy ra: Yo = Y1 – Fr1 = 557 – 361 = 196 (N) c). Vẽ biểu đồ mômen uốn Mx, My và biểu đồ mômen xoắn Mz Mx My Mz d). Tính đường kính trục tại các tiết diện - Tại vị trí ổ lăn 0: Vậy Trong đó [s] - ứng suất cho phép của thép chế tạo trục, được tra trong bảng 10.5, [I]. Vì vật liệu làm trục ta chọn giống nhau đều là thép 45 có sb = 600 MPa nên [s] = 63.106 MPa. Chọn d10 = 25 mm. - Tại vị trí ổ lăn 1: Vậy Chọn d11 = 25 mm. - Tại tiết diện 2 (lắp khớp nối): Vậy Chọn d12 = 20 mm. - Tại tiết diện 3 (lắp bánh răng côn): Vậy Chọn d13 = 20 mm. Tính trục II: a). Sơ đồ trục, chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục được vẽ như hình vẽ dưới đây: Trong đó: Fr2 = 82 (N) ; Fr3 = 1142 (N) Ft2 = 1019 (N) ; Ft3 = 2948 (N) Fa2 = 361 (N) ; Fa3 = 764 (N) Và: (Nmm) (Nmm) (Nmm) (Nmm) b). Tính các phản lực trên các gối đỡ - Theo phương ngang ta có: Từ đó suy ra: X0 = Ft3 + Ft2 – X1 = 2948 + 1019 – 1605 = 2362 (N) - Theo phương thẳng đứng ta có: Từ đó suy ra: Yo = Y1 +Fr3 – Fr2 = 163 + 1142 – 82 = 1223 (N) c). Vẽ biểu đồ mômen uốn Mx, My và biểu đồ mômen xoắn Mz d). Tính đường kính trục tại các tiết diện - Tại vị trí ổ lăn 0 và 1: Chọn d21 = d20 = 25 mm. - Tại tiết diện 2 (lắp bánh răng trụ): Vậy Chọn d22 = 34 mm. - Tại tiết diện 3 (lắp bánh răng côn): Vậy Chọn d23 = 34 mm. Tính trục III: a). Sơ đồ trục, chi tiết quay và lực từ các chi tiết quay tác dụng lên trục được vẽ như hình vẽ dưới đây: Trong đó: Fr4 = 1142 (N) Ft4 = 2948 (N) Fa4 = 764 (N) Fx = 2745 (N) Với: (Nmm) (Nmm) b). Tính các phản lực trên các gối đỡ - Theo phương ngang ta có: Từ đó suy ra: X0 = Ft4 – X1 = 2948 – 1014 = 1934 (N) - Theo phương thẳng đứng ta có: Từ đó suy ra: Yo = Y1 + Fx + Fr4 = 309 + 2745 + 1142 = 4196 (N) c). Vẽ biểu đồ mômen uốn Mx, My và biểu đồ mômen xoắn Mz d). Tính đường kính trục tại các tiết diện - Tại vị trí ổ lăn 0: Vậy Chọn d30 = 40 mm. - Tại vị trí ổ lăn 1: Chọn d31 = d30 = 40 mm. - Tại tiết diện 2 (lắp bánh răng trụ): Vậy Chọn d32 = 45 mm. - Tại tiết diện 3 (lắp đĩa xích): Vậy Chọn d33 = 36 mm. 3. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi Khi xác định đường kính trục theo công thức chưa xét đến một số yếu tố ảnh hưởng đến độ bền mỏi của trục như đặc tính thay đổi 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 thỏa mãn điều kiện sau: (1) Trong đó: [s] – hệ số an toàn cho phép, thông thường [s] = 1,5 … 2,5 ssj, stj – hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất pháp và hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp tại tiết diện j. (2) (3) Trong các công thức trên thì: s-1 và t-1 – giới hạn mỏi uốn và xoắn ứng với chu kỳ đối xứng. Với thép 45 có sb = 600 MPa thì: s-1 = 0,436sb = 0,436.600 = 261,6 (MPa) t-1 = 0,58s-1 = 0,58.261,6 = 125,628 (MPa) saj, taj, smj , tmj – biên độ và trị số trung bình của ứng suất pháp và ứng suất tiếp tại tiết diện j. Có: (4) ; (5) Vì các trục của hộp giảm tốc quay, nên ứng suất uốn thay đồi theo chu kì đối xứng, do đó: ; (6) Với Vì trục của hộp giảm tốc ở đây quay một chiều nên ứng suất xoắn thay đổi theo chu kỳ mạch động do đó: (7) Với Wj và Woj – là mômen cản uốn và mômen cản xoắn tại tiết diện j của trục, được xác định theo bảng 10.6, [I]. Vì các trục ở đây đều có 2 rãnh then nên theo bảng 10.6, [I] ta có: (8) (9) Dựa theo kết cấu trục trên các hình vẽ trên và các biểu đồ mômen tương ứng, có thể thấy các tiết diện sau đây là tiết diện nguy hiểm cần được kiểm tra về độ bền mỏi: - Trên trục I: tiết diện lắp bánh răng (13) và ổ lăn (11) - Trên trục II: tiết diện lắp các bánh răng (22) và (23). - Trên trục III: tiết diện lắp bánh răng (32). Chọn kiểu lắp ghép: Các ổ lăn lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, đĩa xích, nối trục theo k6 kết hợp với lắp then. Kích thước của then bằng được cho trong bảng 9.1a, [I], trị số của mômen cản uốn và mômen cản xoắn (công thức tính trong bảng 10.6, [I]) ứng với các tiết diện trục nguy hiểm trên được tính và ghi lại vào bảng dưới đây: Tiết diện Đường kính trục b ´ h t1 W (mm3) W0 (mm3) 11 25 8 ´ 7 4 969,5 2503,5 13 20 6 ´ 6 3,5 499,5 1285 22 34 10 ´ 8 5 2622 6480,5 23 34 10 ´ 8 5 2622 6480,5 32 45 14 ´ 9 5,5 6276,4 15222,6 Với: b, h – kích thước tiết diện then (mm) t1 – chiều sâu rãnh then trên trục (mm) và - hệ số kể đến ảnh hưởng của trị số ứng suất trung bình đến độ bền mỏi. Tra bảng 10.7,[I] do nằm trong khoảng 500 ÷ 700 Mpa nên: và Ksdj và Ktdj – hệ số, xác định theo các công thức sau: (10) (11) 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. Do các trục được gia công trên máy tiện, tại các tiết diện nguy hiểm yêu cầu đạt Ra = 2,5 … 0,63 mm, và do đó theo bảng 10.8, [I], có Kx = 1,06. Ky – hệ số tăng bền bề mặt trục, cho trong bảng 10.9, [I], phụ thuộc vào phương pháp tăng bền bề mặt, cơ tính vật liệu. Không dùng các phương pháp tăng bền bề mặt, do đó Ky = 1. Ks và Kt - hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và khi xoắn, trị số của chúng phụ thuộc vào loại yếu tố gây tập trung ứng suất. Theo bảng 10.12, [I], khi dùng dao phay đĩa, hệ số tập trung ứng suất tại rãnh then ứng với vật liệu có là Ks = 1,46 và Kt = 1,54 và - hệ số kích thước kể đến ảnh hưởng của kích thước tiết diện trục đến giới hạn mỏi, phụ thuộc vào vật liệu trục và đường kính trục. Trị số cho trong bảng 10.10, [I]. Từ đường kính trục của các tiết diện nguy hiểm, vật liệu các trục là thép cacbon dựa vào bảng 10.10, [I] ta có: Tiết diện Đường kính trục 11 25 0,90 0,85 13 20 0,92 0,89 22 34 0,86 0,79 23 34 0,86 0,79 32 45 0,83 0,77 Từ đó ta xác định được tỉ số Ks/es và Kt/et tại rãnh then trên các tiết diện đó. Và theo bảng 10.11, [I] ứng với các kiểu lắp đã chọn, , với các đường kính của các tiết diện nguy hiểm ta tra được các tỉ số trên do lắp căng (lắp có độ dôi) tại các tiết diện này. Ta có bảng: Tiết diện Đường kính trục Rãnh then Lắp căng Ks/es Kt/et Ks/es Kt/et 11 25 1,62 1,81 2,06 1,64 13 20 1,59 1,73 2,06 1,64 22 34 1,7 1,95 2,06 1,64 23 34 1,7 1,95 2,06 1,64 32 45 1,76 2 2,06 1,64 Như vậy tại các tiết diện trên đồng thời tồn tại 2 yếu tố gây mất tập trung ứng suất, đó là lắp có độ dôi và rãnh then. Vậy ta phải so sánh các giá trị của Ks/es với nhau và Kt/et với nhau và lấy giá trị lớn hơn để tính. Như vậy từ các số liệu đã có ta tính được Ksdj và Ktdj theo các công thức (10) và (11): Tiết diện d (mm) Ks/es Kt/et Ksd Ktd 11 25 2,06 1,81 2,12 1,87 13 20 2,06 1,73 2,12 1,79 22 34 2,06 1,95 2,12 2,01 23 34 2,06 1,95 2,12 2,01 32 45 2,06 2 2,12 2,06 Xét đối với trục I: Tại tiết diện 13 có: Mx = 0 và My = 2429 Nmm Nmm Tại tiết diện 11 có: Mx = 42798 Nmm và My = 12733 Nmm Nmm Xét đối với trục II: Tại tiết diện 22 có: Mx = 114557 Nmm và My = 59315 Nmm Nmm Tại tiết diện 23 có: Mx = 94887,6 Nmm và My = 41262 Nmm Nmm Xét đối với trục III: Tại tiết diện 32 có: Mx = 93795 Nmm và My = 108068 Nmm Nmm Vậy từ các số liệu đã có và dựa vào các công thức (6), (7) ta lập bảng sau: Tiết diện d (mm) T (Nmm) M (Nmm) W (mm3) W0 (mm3) sa ta = tm 11 25 30188 44652 969,5 2503,5 46 6,03 13 20 30188 2429 499,5 1285 4,86 11,75 22 34 116472 129002 2622 6480,5 49,20 8,98 23 34 116472 103471 2622 6480,5 49,20 8,98 32 45 306710 143095 6276,4 15222,6 22,80 10,07 Riêng sm = 0. Ta có: d22 = d23 = 34 mm và tại các tiết diện này ta chọn cùng 1 loại rãnh then nên ta chỉ cần xét an toàn cho tiết diện nguy hiểm hơn đó là tiết diện 22 (lắp bánh răng trụ), do có M lớn hơn tại tiết diện 23. Theo các công thức (1), (2) và (3), với các số liệu đã tính được ta có bảng: Tiết diện d (mm) Ss St S 11 25 2,68 11,14 2,61 13 20 25,39 5,97 5,63 22 34 2,51 6,96 2,63 32 45 5,41 6,06 4,03 Vì thông thường [s] = 1,5 … 2,5 nên với các giá trị của hệ số an toàn tại các tiết diện nguy hiểm trên các trục đã tính ở trên đều thỏa mãn điều kiện (1) tức là: S ≥ [S] Vậy các trục I, II, III đều đảm bảo độ bền mỏi. Và vì hệ số an toàn là khá lớn nên có thể không cần kiểm nghiệm về độ cứng của các trục. 4. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh Để đề phòng khả năng bị biến dạng dẻo quá lớn hoặc phá hỏng do quá tải đột ngột (chẳng hạn khi mở máy) cần tiến hành kiểm nghiệm trục về độ bền tĩnh. Công thức kiểm nghiệm có dạng: (12) Trong đó: (13) ; (14) ; (15) Với: Mmax và Tmax – mômen uốn lớn nhất và mômen xoắn lớn nhất tại tiết diện nguy hiểm quá tải (Nmm); sch – giới hạn chảy của vật liệu trục, MPa. a). Xét trục I Tại tiết diện nguy hiểm nhất vể uốn và xoắn là tiết diện 1 lắp ổ lăn: Ta có: Mmax = M11.Kqt = 44652.1,5 = 66978 (Nmm) Tmax = T11.Kqt = 30188.1,5 = 45282 (Nmm) (MPa) Và (Mpa) (MPa) Theo (15): (MPa) Ta có: stđ < [s] Vậy trục I đảm bảo về độ bền tĩnh. b). Xét trục II Tại tiết diện nguy hiểm nhất vể uốn và xoắn là tiết diện 2 lắp bánh răng trụ: Ta có: Mmax = M22.Kqt = 109002.1,5 = 163503 (Nmm) Tmax = T22.Kqt = 116472.1,5 = 174708 (Nmm) (MPa) Và (Mpa) (MPa) Với: (MPa) Ta có: stđ < [s] Vậy trục II đảm bảo về độ bền tĩnh. c). Xét trục III Tại tiết diện nguy hiểm nhất vể uốn và xoắn là tiết diện 2 lắp bánh răng trụ: Ta có: Mmax = M32.Kqt = 128940.1,5 = 193410 (Nmm) Tmax = T32.Kqt = 306710.1,5 = 460065 (Nmm) (MPa) Và (Mpa) (MPa) Với: (MPa) Ta có: stđ < [s] Vậy trục III đảm bảo về độ bền tĩnh. II. Tính chọn then Chọn mối ghép then bằng đầu tròn. Điều kiện bền dập và điều kiện cắt: (16) (17) Trong đó: sd, td - ứng suất dập và ứng suất cắt tính toán, (MPa) d - đường kính trục , (mm) T – mômen xoắn trên trục, (Nmm) b, h, t – kích thước then, tra bảng 9.1, [I]. (mm) lt’ - chiều dài phần làm việc của then, (mm) lt’ = lt – 2r = lt - b - ứng suất dập cho phép, tra bảng 9.5, [I] (MPa) MPa - ứng suất cắt cho phép, với then bằng thép 45 chịu tải trọng tĩnh thì: MPa 1. Tính then trục I Ta có: T1 = 30188 (Nmm) Theo tính toán đường kính trục tại chỗ lắp khớp nối và bánh răng côn có: d = 20 mm Các kích thước của then: b × h × l = 6 × 6 × lt Với lt = (0,8 ÷ 0,9)lm Tra bảng 9.1.a, [I], ta có: Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 3,5 mm Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 2,8 mm Bán kính góc lượn của rãnh: rmin = 0,16 mm rmax = 0,25 mm Then lắp tại khớp lối lt = (0,8 ÷ 0,9)lm12 = (0,8 ÷ 0,9).45 = (36 ÷ 40,5) mm Theo tiêu chuẩn chọn then có: lt = 36 mm Þ lt’ = lt – b = 36 – 6 = 30 mm Vậy: MPa Vậy then tại khớp nối thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. Then lắp tại bánh răng côn lt = (0,8 ÷ 0,9)lm13 = (0,8 ÷ 0,9).32 = (25,6 ÷ 28,8) mm Theo tiêu chuẩn chọn then có: lt = 28 mm Þ lt’ = lt – b = 28 – 6 = 22 mm Vậy: MPa Vậy then tại bánh răng côn thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. 2. Tính then cho trục II Ta có: T2 = 116472 (Nmm) Theo tính toán đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng trụ và bánh răng côn có: d = 34 mm Các kích thước của then: b × h × l = 10 × 8 × lt Với lt = (0,8 ÷ 0,9)lm Tra bảng 9.1.a, [I], ta có: Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 5 mm Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 3,3 mm Bán kính góc lượn của rãnh: rmin = 0,25 mm rmax = 0,4 mm Then lắp tại bánh răng côn lt = (0,8 ÷ 0,9)lm23 = (0,8 ÷ 0,9).50 = (40÷ 45) mm Theo tiêu chuẩn chọn then có: lt = 40 mm Þ lt’ = lt – b = 40 – 10 = 30 mm Vậy: MPa Vậy then tại bánh răng côn thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. Then lắp tại bánh răng trụ lt = (0,8 ÷ 0,9)lm22 = (0,8 ÷ 0,9).50 = (40 ÷ 45) mm Theo tiêu chuẩn chọn then có: lt = 40 mm Þ lt’ = lt – b = 40 – 10 = 30 mm Vậy: MPa Vậy then tại bánh răng trụ thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. 3. Tính then cho trục III Ta có: T3 = 306710 (Nmm) Theo tính toán đường kính trục tại chỗ lắp bánh răng trụ có: d = 45 mm Các kích thước của then: b × h × l = 14 × 9 × lt Với lt = (0,8 ÷ 0,9)lm Tra bảng 9.1.a, [I], ta có: Chiều sâu rãnh then trên trục: t1 = 5,5 mm Chiều sâu rãnh then trên lỗ: t2 = 3,8 mm Bán kính góc lượn của rãnh: rmin = 0,25 mm rmax = 0,4 mm Then lắp tại bánh răng trụ lt = (0,8 ÷ 0,9)lm32 = (0,8 ÷ 0,9).50 = (40 ÷ 45) mm Theo tiêu chuẩn chọn then có: lt = 40 mm Þ lt’ = lt – b = 40 – 14 = 26 mm Vậy: MPa Vậy then tại bánh răng trụ thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. Then lắp tại đĩa xích lt = (0,8 ÷ 0,9)lm33 = (0,8 ÷ 0,9).50 = (40 ÷ 45) mm Theo tiêu chuẩn chọn then có: lt = 45 mm Þ lt’ = lt – b = 45 – 14 = 31 mm Vậy: MPa Vậy then tại đĩa xích thoả mãn điều kiện bền dập và bền cắt. III. Tính chọn ổ lăn 1. Tính chọn ổ cho trục I Do bánh răng lắp chìa nên ổ có yêu cầu cao về độ cứng nên sơ bộ chọn ổ đũa côn. Các ổ được bố trí như hình vẽ dưới: Với đường kính ngõng trục d = 25 mm, chọn sơ bộ ổ cỡ nhẹ 7205 (bảng P2.11, [I]), có: C = 23,90 KN ; Co = 17,90 KN ; Góc tiếp xúc a = 13,5o Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Ở phần tính trục I ta đã tính được: X0 = 343 N ; Y0 = 196 N X1 = 1522 N ; Y1 = 557 N Vậy phản lực tổng trên 2 ổ là: N N Theo bảng 11.4, [I] thì ổ đũa côn có: e = 1,5tga = 1,5tg13,5o = 0,36 - Lực dọc trục phụ Fs do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra: Fso = 0,83eFr10 = 0,83.0,36.395 = 118 (N) Fs1 = 0,83eFr11 = 0,83.0,36.1620 = 484 (N) - Tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ: SFao = Fs1 + Fat = 484 + 82 = 566 (N) SFa1 = Fs0 - Fat = 118 - 82 = 36 (N) Vậy lực dọc trục tác dụng lên mỗi ổ: Fao = max{SFao, Fso} = max{566, 118} = 566 (N) Fa1 = max{SFa1, Fs1} = max{36, 484} = 484 (N) - Xác đinh các hệ số X, Y Với ổ 0: Vậy theo bảng 11.4, [I], ta có: Xo = 0,4 ; Yo = 0,4cotga = 0,4cotg13,5o = 1,67 Với ổ 1: Vậy theo bảng 11.4, [I], ta có: X1 = 1 ; Y1 = 0 - Các hệ số: kt = 1 (nhiệt độ t < 100oC) kd = 1 (tải trọng tĩnh) V = 1 (vòng trong quay) Þ Tải trọng đông quy ước trên các ổ 0 và 1: Vậy ta tính chọn ổ cho ổ 1 là ổ chịu tải lớn hơn. Khả năng tải động của ổ: Với L = 60.10-6.n.Lh Lh = tS = 16352 (h) Þ L = 60.10-6.1420.16352 = 1393,2 triệu vòng. Vậy < C = 23,9 KN. Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động Ổ đã chọ là loại ổ đũa côn cỡ nhẹ 7205 có các thông số: Kí hiệu d mm D mm D1 mm d1mm Bmm C1mm Tmm rmm r1mm a(o) CKN CoKN 7205 25 52 41,4 38 15 13 16,25 1,5 0,5 13,5 23,9 17,9 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Để đề phòng biến dạng dư hoặc dính bề mặt tiếp xúc, ta cần kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ lăn theo công thức: (18) Với: C0 – Khả năng tải tĩnh của ổ Qt – Tải trọng quy ước, là trị số lơn hươn trong 2 giá trị Qt tính theo các công thức sau: Qt = XoFr + YoFa (19) Qt = Fr (20) Trong đó: Xo, Yo – hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, được cho trong bảng 11.6, [I]. Với ổ đũa côn một dãy thì theo bảng trên ta có: Xo = 0,5 Yo = 0,22cotga = 0,22cotg13,5o = 0,92 Vây theo (19) thì: Qt = 0,5.1620 + 0,92.484 = 1255,28 (N) Theo (20) thì: Qt = Fr11 = 1620 (N) Vậy lấy Qt = 1620 N = 1,62 KN để kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn Ta có Qt = 1,62 KN << Co = 17,9 KN Vậy ổ đã chọn hoàn toàn thỏa mãn điều kiện bền tĩnh. 2. Tính chọn ổ cho trục II Sơ bộ chọn ổ đũa côn. Các ổ được bố trí như hình vẽ dưới: Với đường kính ngõng trục d = 25 mm, cũng sơ bộ chọn ổ cỡ nhẹ 7205 (bảng P2.11, [I]), có: C = 23,90 KN ; Co = 17,90 KN ; Góc tiếp xúc a = 13,5o Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Ở phần tính trục II ta đã tính được: X0 = 2362 N ; Y0 = 1223 N X1 = 1605 N ; Y1 = 163 N Vậy phản lực trên 2 ổ là: N N Theo bảng 11.4, [I] thì ổ đũa côn có: e = 1,5tga = 1,5tg13,5o = 0,36 - Lực dọc trục phụ Fs do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra: Fso = 0,83eFro = 0,83.0,36.2660 = 794,8 (N) Fs1 = 0,83eFr1 = 0,83.0,36.1613 = 482 (N) - Lực dọc trục ngoài: Fat = Fa3 – Fa2 = 764 – 361 = 403 (N) - Tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ: SFao = Fs1 + Fat = 482 + 403 = 885 (N) SFa1 = Fs0 - Fat = 794,8 - 403 = 391,8 (N) Vậy lực dọc trục tác dụng lên mỗi ổ: Fao = max{SFao, Fso} = max{885, 794,8} = 885 (N) Fa1 = max{SFa1, Fs1} = max{391,8, 482} = 482 (N) - Xác đinh các hệ số X, Y Với ổ 0: Vậy theo bảng 11.4, [I], ta có: Xo = 1 ; Yo = 0 Với ổ 1: Vậy theo bảng 11.4, [I], ta có: X1 = 1 ; Y1 = 0 - Các hệ số: kt = 1 (nhiệt độ t < 100oC) kd = 1 (tải trọng tĩnh) V = 1 (vòng trong quay) Þ Tải trọng đông quy ước trên các ổ 0 và 1: Vậy ta tính chọn ổ cho ổ 0 là ổ chịu tải lớn hơn. Q = Q0 = 2660 N Khả năng tải động của ổ: Với L = 60.10-6.n.Lh Lh = tS = 16352 (h) Þ L = 60.10-6.335,5745.16352 = 329,24 triệu vòng. Vậy < C = 23,9 KN. Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động Ổ đã chọ là loại ổ đũa côn cỡ nhẹ 7205 có các thông số: Kí hiệu d mm D mm D1 mm d1mm Bmm C1mm Tmm rmm r1mm a(o) CKN CoKN 7205 25 52 41,4 38 15 13 16,25 1,5 0,5 13,5 23,9 17,9 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Với: C0 – Khả năng tải tĩnh của ổ Qt – Tải trọng quy ước, là trị số lơn hươn trong 2 giá trị Qt tính theo các công thức sau: Qt = XoFr + YoFa (21) Qt = Fr (22) Trong đó: Xo, Yo – hệ số tải trọng hướng tâm và hệ số tải trọng dọc trục, được cho trong bảng 11.6, [I]. Với ổ đũa côn một dãy thì theo bảng trên ta có: Xo = 0,5 Yo = 0,22cotga = 0,22cotg13,5o = 0,92 Vây theo (21) thì: Qt = 0,5.2660 + 0,92.885 = 2144,2 (N) Theo (22) thì: Qt = Fr0 = 2660 (N) Vậy lấy Qt = 2660 N = 2,66 KN để kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn Ta có Qt = 2,66 KN << Co = 17,9 KN Vậy ổ đã chọn hoàn toàn thỏa mãn điều kiện bền tĩnh 3. Tính chọn ổ cho trục III Sơ bộ chọn ổ đũa côn. Các ổ được bố trí như hình vẽ dưới: Với đường kính ngõng trục d = 40 mm, cũng sơ bộ chọn ổ cỡ nhẹ 7208 (bảng P2.11, [I]), có: C = 42,4 KN ; Co = 32,7 KN ; Góc tiếp xúc a = 14,33o Kiểm nghiệm khả năng tải động của ổ Ở phần tính trục III ta đã tính được: X0 = 1934 N ; Y0 = 4196 N X1 = 1014 N ; Y1 = 309 N Vậy phản lực trên 2 ổ là: N N Theo bảng 11.4, [I] thì ổ đũa côn có: e = 1,5tga = 1,5tg14,33o = 0,38 - Lực dọc trục phụ Fs do các lực hướng tâm tác dụng lên ổ sinh ra: Fso = 0,83eFro = 0,83.0,38.4620 = 1457 (N) Fs1 = 0,83eFr1 = 0,83.0,38.1060 = 334 (N) - Lực dọc trục ngoài: Fat = Fa4= 764 (N) - Tổng lực dọc trục tác dụng vào ổ: SFao = Fs1 - Fat = 334 - 764 = - 430 (N) SFa1 = Fs0 + Fat = 1457 + 764 = 2221 (N) Vậy lực dọc trục tác dụng lên mỗi ổ: Fao = max{SFao, Fso} = max{- 430, 1457} = 1457 (N) Fa1 = max{SFa1, Fs1} = max{2221, 334} = 2221 (N) - Xác đinh các hệ số X, Y Với ổ 0: Vậy theo bảng 11.4, [I], ta có: Xo = 1 ; Yo = 0 Với ổ 1: Vậy theo bảng 11.4, [I], ta có: X1 = 0,4 ; Y1 = 0,4cotga = 0,4cotg14,33o = 1,57 - Các hệ số: kt = 1 (nhiệt độ t < 100oC) kd = 1 (tải trọng tĩnh) V = 1 (vòng trong quay) Þ Tải trọng đông quy ước trên các ổ 0 và 1: Vậy ta tính chọn ổ cho ổ 0 là ổ chịu tải lớn hơn. Q = Q0 = 4620 N Khả năng tải động của ổ: Với L = 60.10-6.n.Lh Lh = tS = 16352 (h) Þ L = 60.10-6.124,204.16352 = 121,86 triệu vòng. Vậy < C = 42,4 KN. Như vậy ổ đã chọn đảm bảo khả năng tải động nhưng do C >> Cd, nên ta có thể chọn loại ổ đũa côn nhẹ hơn đó là loại ổ đũa côn cỡ đặc biệt nhẹ 2007108 có các thông số: Kí hiệu d mm D mm D1 mm d1mm Bmm C1mm Tmm rmm r1mm a(o) CKN CoKN 2007108 40 68 51 49 18 16 20 1,5 0,5 10,25 31,9 28,4 Kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ Với: C0 – Khả năng tải tĩnh của ổ Qt – Tải trọng quy ước, là trị số lơn hươn trong 2 giá trị Qt tính theo các công thức sau: Qt = XoFr + YoFa (23) Qt = Fr (24) Với ổ đũa côn một dãy thì theo bảng 11.6, [I]. trên ta có: Xo = 0,5 Yo = 0,22cotga = 0,22cotg10,25o = 1,22 Vây theo (23) thì: Qt = 0,5.4620 + 1,22.1457 = 4087,54 (N) Theo (24) thì: Qt = Fr0 = 4620 (N) Vậy lấy Qt = 4620 N = 4,62 KN để kiểm nghiệm khả năng tải tĩnh của ổ đã chọn Ta có Qt = 2,66 KN << Co = 28,4 KN Vậy ổ đã chọn hoàn toàn thỏa mãn điều kiện bền tĩnh. 4. Chọn khớp nối Có nhiều loại nối trục khác nhau, nhưng ta chọn khớp nối trụ vòng đàn hồi vì: - Có bộ phận đàn hồi cho nên nó có khả năng: giảm va đập và chấn động, đề phòng cộng hưởng do dao dộng xoắn gây nên và bù lại độ lệch trục. - Nối trục có cấu tạo đơn giản, dễ chế tạo, dễ thay thế, làm việc tin cậy, nên được sử dụng khá rộng rãi. Trong phần thiết kế trục, ta đã có mômen xoắn tính toán là: Tt = 37,845 Nm Vậy dựa vào bảng 16-10a, [II], ta có kích thước cơ bản của nối trục vòng đàn hồi (mm): d D dm L l d1 D0 Z nmax B B1 l1 D3 l2 18 90 28 84 40 32 63 4 6500 4 28 21 20 20 Theo bảng 16-10a, [II], ta có kích thước cơ bản của vòng đàn hồi (mm): dc d1 D2 l l1 l2 l3 h 10 M8 15 42 20 10 15 1,5 Kiểm nghiệm điều kiện bền của vòng đàn hồi và chốt Điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi: Trong đó: [sd] - ứng suất dập cho phép của vòng cao su, có thể lấy: [sd] = (2 ÷ 4) MPa k - hệ số chế độ làm việc Theo bảng 16-1, [II], do loại máy ta thiết kế là loại máy băng tải, chọn k = 1,5 T = 25230,1585 Nmm Vậy: (MPa) Ta thấy sd = 2 MPa thỏa mãn điều kiện sức bền dập của vòng đàn hồi. - Điều kiện sức bền uốn của chốt: Trong đó: [su] - ứng suất uốn cho phép của chốt, [su] = (60 ÷ 80) MPa. Nên ta có: Vậy chốt thỏa mãn điều kiện sức bền uốn. Phần 4: Thiết kế vỏ hộp và các chi tiết phụ I. Thiết kế vỏ hộp giảm tốc đúc 1. Chọn bề mặt ghép nắp và thân Chọn bề mặt ghép của vỏ hộp (phần trên của vỏ là nắp, phần dưới là thân) đi qua đường tâm các trục. Nhờ đó việc lắp ghép các chi tiết sẽ thuận tiện hơn. Bề mặt ghép chọn song song với mặt đế. 2. Xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp Dựa vào bảng 18 – 1, [II] ta xác định các kích thước cơ bản của vỏ hộp: Chiều dày: - Thân hộp: d = 0,03a + 3 = 0,03.140 + 3 = 7,2 mm Với a = 140 mm – khoảng cách giữa trục II và III. Lấy d = 8 mm > 6 mm. - Nắp hộp: d1 = 0,9d = 0,9.8 = 7,2 mm Gân tăng cứng: - Chiều dày: e = (0,8 ÷ 1)d = (6,4 ÷ 8) mm. Chọn e = 8 mm. - Chiều cao: h < 58 mm. Chọn h = 50 mm. - Độ dốc: 2o Đường kính: - Bulông nền: d1 > 0,04a + 10 > 12 mm Þ d1 > 0,04.140 + 10 = 15,6 mm > 12 mm. Vậy chọn d1 = 17 mm. - Bulông cạnh ổ: d2 = (0,7 ÷ 0,8)d1 = (0,7 ÷ 0,8).17 = (11,9 ÷ 13,6) mm. Chọn d2 = 12 mm. - Bulông ghép bích nắp và thân: d3 = (0,8 ÷ 0,9)d2 = (0,8 ÷ 0,9).12 = (9,6 ÷ 10,8) mm Chọn d3 = 10 mm - Vít ghép nắp ổ: d4 = (0,6 ÷ 0,7)d2 = (0,6 ÷ 0,7)12 = (7,2 ÷ 8,4) mm. Chọn d4 = 8 mm. - Vít ghép nắp cửa thăm: d5 = (0,5 ÷ 0,6)d2 = (0,5 ÷ 0,6)12 = (6 ÷ 7,2) mm. Chọn d5 = 6 mm. Kích thước gối trục: - Đường kính ngoài và tâm lỗ vít: D3, D2 Tra bảng 18 – 2, [II], ta có: Với đường kính lỗ lắp ổ lăn: D = 52 mm => D3 = 80 mm; D2 = 65 mm Với đường kính lỗ lắp ổ lăn: D = 68 mm => D3 = 110 mm; D2 = 84 mm - Tâm lỗ bulông cạnh ổ: E2 » 1,6d2 = 1,6.12 = 19,2 mm. Chọn E2 = 20 mm. R2 » 1,3d2 = 1,3.12 = 15,6 mm. Chọn R2 = 16 mm. - Bề rộng mặt ghép bulông cạnh ổ: K2 = E2 + R2 + (3 ÷ 5) mm = 20 + 16 + (3 ÷ 5) = (39 ÷ 41) mm. Chọn K2 = 40 mm. - Khoảng cách từ tâm bulông tới mép ổ: k ³ 1,2d2 = 1,2.12 = 14,4 mm. Lấy k = 15 mm. Mặt bích ghép nắp và thân: - Chiều dày bích thân hộp: S3 = (1,4 ÷ 1,8)d3 = (1,4 ÷ 1,8)10 = (14 ÷ 18) mm Chọn S3 = 16 mm. - Chiều dày bích nắp hộp: S4 = (0,9 ÷ 1)S3 = (0,9 ÷ 1)16 = (14,4 ÷ 16) mm Chọn S4 = 15 mm. - Bề rộng bích nắp và thân: K3 = K2 - (3 ÷ 5) mm. Lấy K3 = K2 – 4 = 40 – 4 = 36 mm. Mặt đế hộp: - Chiều dày khi không có phần lồi: S1 » (1,3 ÷ 1,5)d1 = (22,1 ÷ 25,5) mm. Lấy S1 = 24 mm. - Khi có phần lồi: S1 » (1,4 ÷ 1,7)d1 = (1,4 ÷ 1,7).17 = (23,8 ÷ 28,9) mm. Lấy S1 = 25 mm. S2 » (1 ÷ 1,1)d1 = (1 ÷ 1,1).17 = (17 ÷ 18,7) mm. Lấy S2 = 18 mm. - Bề rộng mặt đế hộp: K1 » 3d1 = 3.17 = 51 mm. q ³ K1 + 2d = 51 + 2.8 = 67 mm. Lấy q = 68 mm. Khe hở giữa các chi tiết: - Giữa bánh răng với thành trong hộp: D ³ (1 ÷ 1,2)d = (1 ÷ 1,2).8 = (8 ÷ 9,6) mm. Lấy D = 9 mm. - Giữa đỉnh bánh răng lớn với đáy hộp: D1 ³ (3 ÷ 5)d = (3 ÷ 5).8 = (24 ÷ 40) mm. Lấy D1 = 30 mm. - Giữa mặt bên các bánh với nhau: D ³ d = 8 mm. Lấy D = 9 mm. II. Một số kết cấu khác liên quan đến cấu tạo vỏ hộp a) Vòng móc Để nâng và vận chuyển hộp giảm tốc (khi gia công, khi lắp ghép…) trên nắp và thân thường lắp thêm bulông vòng hoặc móc vòng. Hiện nay vòng móc được dùng nhiều. Kích thước vòng móc có thể được xác định như sau: Chiều dày vòng móc: S = (2 ÷ 3).d = (16 ÷ 24) mm. Chọn S = 23 mm. Đường kính: d = (3 ÷ 4).d = (24 ÷ 32) mm. Chọn d = 30 mm. b) Chốt định vị Để đảm bảo vị trí tương đối của nắp và thân trước và sau khi gia công cũng như khi lắp ghép, ta dùng 2 chốt định vị. Nhờ chốt định vị, khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngoài của ổ (do sai lệch vị trí tương đối của nắp và thân), do đó loại trừ được một trong các nguyên nhân làm ổ chóng bị hỏng. Chọn chốt định vị hình côn: d = 12 mm C = 1,6 mm l = 36 ÷ 220 mm c) Cửa thăm Để kiểm tra, quan sát các tiết máy trong hộp khi lắp ghép và để đổ dầu vào hộp trên đỉnh hộp có làm cửa thăm. Cửa thăm được đậy bằng nắp. Trên nắp có thể lắp thêm nút thông hơi. Kích thước cửa thăm chọn theo bảng 18 – 5, [II]. A B A1 B1 C k R Vít Số lượng 100 75 150 100 125 87 12 4.M8´22 4 d) 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, người ta dùng nút thông hơi. Nút thông hơi thường được lắp trên nắp cửa thăm hoặc ở vị trí cao nhất của nắp hộp. Hình dạng và kích thước nút thông hơi: A B D E G H I K L M N O P Q R S M27´2 15 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 32 18 36 32 e) Nút tháo dầu Sau một thời gian làm việc, dầu bôi trơn chứa trong hộp bị bẩn (do bụi bặm và hạt mài), hoặc bị biến chất, do đó cần phải thay dầu mới. Để tháo dầu cũ, ở đáy hộp có lỗ tháo dầu. Lúc làm việc, lỗ được bịt kín bằng nút tháo dầu. Ta chọn nút tháo dầu trụ có kết cấu và kích thước như sau: d b m f L c q D S Do M20´2 15 9 3 28 2,5 17,8 30 22 25,4 f) Que thăm dầu Có kích thước như hình vẽ: 60° a t a = 6..9 t = 2..3 b g) Vòng chắn dầu: Vòng gồm 3 rãnh tiết diện tam giác có góc ở đỉnh là 600. Khoảng cách giữa các đỉnh là 3 mm. Vòng cách mép trong thành hộp khoảng (0,5÷1) mm. Khe hở giữa vỏ với mặt ngoài của vòng ren là 0,4 mm. III. Bôi trơn ổ lăn và hộp giảm tốc 1. Bôi trơn ổ lăn Khi ổ được bôi trơn đúng kỹ thuật sẽ hạn chế được mài mòn bởi vì chất bôi trơn sẽ giúp tránh không để các chi tiết kim loại tiếp xúc trực tiếp với nhau, ma sát trong ổ sẽ giảm, khả năng chống mài mòn của ổ tăng lên, khả năng thoát nhiệt tốt hơn bảo vệ bề mặt không bị han gỉ, đồng thời giảm được tiếng ồn. Dựa vào số vòng quay và nhiệt độ làm việc của ổ ta chọn loại mỡ tra vào ổ lăn. Ta thấy số vòng quay của ổ khi làm việc thuộc loại nhỏ và trung bình nên lượng mỡ cho vào chiếm 2/3 khoảng trống của ổ. 2. Bôi trơn hộp giảm tốc Để giảm mất mát công suất vì ma sát, giảm mài mòn răng, đảm bảo thoát nhiệt tốt và đề phòng các chi tiết máy bị hỏng, cần phải bôi trơn liên tục các bộ truyền trong hộp giảm tốc. Ta chọn loại dầu bôi trơn trong hộp là loại AK15 độ nhớt của dầu ở 500C để bôi trơn bánh răng. Dựa vào vận tốc vòng và dh ta chọn loại dầu có độ nhớt là 80/11.