Đồ án Tốt nghiệp Thiết kế một máy nâng tải trọng nâng hai tấn

ơ điện một chiều: là loại động cơ điện có khả năng điều chỉnh tốc độ trong phạm vi rộng, khi làm việc bảo đảm khởi động êm, hãm và đảo chiều dễ dàng, giá thành cao, khi lắp đặt cần thêm bộ chỉnh lưu khá phức tạp. Trên những ưu khuyết điểm của hai lọai động cơ điện xoay chiều và động cơ điện một chiều một chiều ta thấy được động cơ điện xoay chiều tuy tính chất thay đổi tốc độ không bằng động cơ điện một chiều nhưng với tính thông dụng, bền và kinh tế hơn thì những khuyết điểm của lọai động cơ này vẫn chấp nhận được. Vậy ta chọn động cơ xoay chiều. Hộp giảm tốc: Có ba loại, đó là: bộ truyền bánh răng trụ,bộ truyền bánh răng nón và bộ truyền bánh vít - trục vít Bộ truyền bánh răng trụ được sử dụng để truyền mô men từ các trục song song với nhau, trong đó hộp giảm tốc bánh răng trụ hai cấp được sử dụng nhiều nhất, chúng được bố trí theo các sơ đồ sau: + sơ đồ khai triển: loại này đơn giản nhất nhưng có nhược điểm là các bánh răng bố trí không đối xứng với các ổ, do đó làm tăng sự phân bố không đều tãi trọng trên chiều dài răng +Sơ đồ phân đôi:công suất được phân đôi ở cấp nhanh hoặc cấp chậm. Với kết cấu này, cấp chậm chịu tãi lớn hơn, nên có thể chế tạo với vành răng khá lớn, nhờ vị trí bánh răng đối xứng với các ổ có thể khắp phục được sự phân bố không đều tãi trọng +Sơ đồ đồng trục: loại này có đặc điểm là đường tâm của trục vào và trục ra trùng nhau, nhờ đó có thể giảm bớt chiều dài của hộp giãm tốc và nhiều khi giúp cho việc bố trí cơ câùu gọn hơn Bộ truyền bánh răng nón được dùng để truyenà mô men và chuyễn động giữa các trục giao nhau, nhưng chế tạo bánh răng khá phức tạp Bộ tuyền bánh vít - trục vít dùng để truyền mô men xoắn và chuyễn động giữa các trục chéo nhau, nhưng chế tạo ren trục vít khá phức tạp Vậy ta chọn hộp giãm tốc bánh răng trụ hai cấp khai triễn , để phù hợp với cơ cấu làm việc và giảm vật liệu chế tạo. Tang: Gồm có hai loại, đó là: tang đơn và tang kép + Tang đơn: quấn được nhiều lớp cáp nhưng lúc làm việc tải trọng sẽ bị lắc + Tang kép: quấn được một lớp cáp nhưng khi làm việc tãi trọng sẽ không bị lắc, nâng hạ theo đường thẳng Vậy ta chọn tang kép được chế tạo bằng gang xám GX 15-32 Cáp nâng: lựa chọn dựa trên hệ số an tòan cho phép, và tuổi thọ của dây cáp. Do đó ta phải chọn cáp cho phù hợp với tải trọng nâng, chịu lực căng dây lớn. Có hai lọai cáp có thể sử dụng: cáp bện xuôi và cáp bện chéo. Dựa trên tính chất của hai loại cáp và cấu tạo của cơ cấu , ta chọn lọai cáp bện xuôi vì có tính bền trong quá trình làm việc hơn là cáp bện chéo, đồng thời trong cơ cấu nâng thì một đầu cáp được giữ cố định nên cáp không bị xoắn hay tở. Khớp nối: Co ù nhiều loại, ở đây ta chọn khớp nối trục vòng đàn để nối giữa truc vào của hộp giảm tốc và trục ra của động cơ, có ưu điễm hơn các loại khác là chịu được sự rung, do số vòng quay khá lớn và chọn khớp nối xích con lăn để nối giữa trục ra của hộp giảm tốc với trục của tang, vì có tính kinh tế hơn các loại khớp khác và để truyền mô men xoắn lớn hơn Phanh: Có nhiều loại, ở đây ta chọn phanh áp má điện từ thường đóng, vì loại này được đấu chung dây cùng với nguồn điện của động cơ. Từ sự phân tích nêu trên ta có các phương án sau: * Các phương án: + phương án I: Sơ đồ động: Chú thích: 6 5 3 4 8 9 1 2 1. Khớp nối vòng đàn hồi 2. Phanh điện từ 3. B ánh răngtru răng thẳngïI 4. Bánhrăngtrụ răng thẳngII: 5. Bánh răng trụrăng thẳngIII 6. Bánh răng trụ răng thẳngVI 7. Khớp nối xích con lăn 8. Tang 9. Động cơ điện +Nguyên tắc hoạt động: Động cơ điện quay, truyền công suất qua khớp nối vòng đàn hồi đến hộp giảm tốc, nhờ sự ăn khớp của các bánh răng trụ răng thẳng mà công suất được truyền qua khớp nối xích con lăn làm tangï quay kéo theo hệ ròng rọc làm việc. +Ưu điễm: Chế tạo bánh răng dễ dàng, dễ lắp ráp, sữa chữa, và bảo hành. +Nhược điễm: chế tạo trục phải có độ cứng tốt, không đảm bão chịu sự phân bố không đều của tãi trọng. + phương án II: Sơ đồ động: Chú thích: 3 6 5 4 1 2 1 Tang 2: Trục vít 3:Bánh vít 4:Khớp nối vòng đàn hồi 5:Phanh điện từ 6:Động cơ 7:Khớp nối xích con lăn +Nguyên tắc hoạt động: Động cơ điện quay, truyền công suất qua khớp nối vòng đàn hồi đến hộp giảm tốc trục vít - bánh vít nhờ sự ăn khớp của bánh vít và trục vít truyền đến khớp nối xích con lăn làm tangï quay kéo theo hệ ròng rọc làm việc. +Ưu điễm: Truyền được công suất với tỉ số truyền lớn, tự hãm cũng tốt +Nhược điễm: Chế tạo trục vít rất khó khăn, ren làm trục cần có độ cứng tốt + phương án III: Sơ đồ động: Chú thích: 1 2 3 4 8 9 1:Động cơ điện 2:Phanh điện từ 3:Khớp nối vòng đàn hồi 4:Bánh răng côn I 5:Bánh răng côn II 6:Bánh răng côn III 7:Bánh răng côn IIII 8: Khớp nối xích con lăn 9: tang +Nguyên tắc hoạt động: Động cơ điện quay, truyền công suất qua khớp nối vòng đàn hồi đến hộp giảm tốc Bánh răng côn nhờ sự ăn khớp của các bánh răng côn truyền mô men đến khớp nối xích con lăn làm tangï quay kéo theo hệ ròng rọc làm việc. + Ưu điễm: Cơ cấc gọn gàng, đãm bão gọn nhẹ cơ cấu + Nhược điễm: Chế tạo bánh răng khó khăn, lắp ráp đòi hỏi phải chính xác * Với ba phương án và sự phân tích vừa nêu trên, ta chọn phương án thứ nhất là phù hợp với yêu cầu được đặt ra và phù hợp với điều kiện kinh tế Vậy ta chọn phương án I. Số liệu ban đầu: Tải trọng: QO=2000kg =20000 (N). Bộ phận mang: Qm = 500kg = 5000(N.) Chiều cao nâng: H = 12( m). Vận tốc nâng: vn = 12.5 (m/phut) Chế độ làm việc trung bình. PHẦN IV CHỌN TANG, KHỚP NỐI, ĐỘNG CƠ ĐIỆN VÀ PHÂN PHỐI TỈ SỐ TRUYỀN I.Chọn tang, khớp nối, động cơ điện: 1) Hiệu suất của palăng ηp = maxS So = max.. Sam Q Với Q0 = Q +Qm m=2 :số nhánh dây quấn lên tang Q0 : tải trọng nâng Q0= 25000 N. λ : hiệu suất ròng rọc: λ = 0,98 (với điều kiện ròng rọc đặt trên ổlăn bôi trơn tốt). a =2: Bội suất palăng. t = 0 : Số ròng rọc đổi hướng. Với : Smax = tam Q λλ λ )1( )1( − − =6313 (N). ⇒ ηp = = 0,99 2) Cáp nâng: Kích thước cáp được chọn dựa vào lực kéo đứt (Sđ ) Sđ = Smax . K =6313*5.5 = 34721 (N) Với : K =5 : hệ số an tồn bền. Lực căng lớn nhất trong dây cáp: Smax Ta chọn cáp K - P6x19 =114 (ΓOCT 2688 – 69) có giới hạn bền các sợi thép là σb = 1600 N/mmm2 . 3) Tang: + Đường kính tang: Dt ≥ dc (e-1) = 8 (25-1 )=192 (mm) Dt : đường kính tang đến đáy rãnh cắt (mm). Dc: đường kính dây cáp quấn lên tang (mm). e: hệ số thực nghiệm . ⇒ Dt =Dr =250 mm + Chiều dài tang Chiều dài: chiều dài tồn bộ tang được xác định theo công thức L’ =L'o +2L1 +2L2 +L3 Với: L1 : chiều dài thanh tang L2 : chiều dài phần chừa ra để quấn cáp L2 L2 L1 L1 L'o L'oL3 Hình biểu diễn L3 : Chiều dài phần phân cách giữa hai bên. + Chiều dài một nhánh cáp quấn lên tang l = H.a = 12*2 =24 (m) H = 12, chiều cao nâng danh nghĩa a =2, bội suất palăng + Số vòng cáp quấn lên một nhánh: Z = )( cdtD l +π + Zo = 29.6 (vòng) Với Zo =2, Số vòng cáp dự trữ không làm việc. + Lo’ = 2* Z*t = 520 (mm). Với: t ≥ 1.1, ta có dc = 1.1*8. =8.8 (mm) ⇒ Lo’= 2*29.6*8.8=520(mm) + L2 =73.6 (mm) + 2L1 =3*t 3*8.8 =26.4(mm) + L3 =L4 –2*hmin tgα =150-260*0.07 = 66 với tgα = tg(4o) =0.07 hmin = 260, là khoảng cách tối đa cho phép giữa ròng rọc và tang Vậy ⇒ L’ = 520+73.6 +26.4 +66 = 668 (mm) + Kiểm tra sức bền tang theo công thức: σn = t SK . max.. δ ϕ ≤ [σn] Với : + Bề dày tang δ =0.02 Dt + (6…..10) = 15(mm). + t = 8.8 : bước cáp + ϕ: hệ số giản ứng suất ϕ = 1.08 : đối với tang bằng gang. + K= 1: hệ số phụ thuộc số lớp cáp cuốn lên tang. + [σ n] = 565 N/mm2 vơí vật liệu đúc tang là gang. + Tang bằng gang có σbn = 565 N/mm2 ⇒ [σ n] = 5 565 = 113 N/mm2 σ n = 51.6N/mm2 ⇒ σ n ≤ [σ n] Vậy đủ bền. 4) Chọn khớp nối trục vòng đàn hồi : a) Khi mở máy: Mmax =2.2 Mdn Với : + Mdn = 960 9550 + Mmax= 960 7*9550*2.2 = 153 (Nm). b) Để an tồn khi nâng vật: Thì : Mmax’= Mmax*K1 *K2 Với K1 = 1.3 ( hệ số an tồn) K2 = 1.2 ( hệ số an tồn) ⇒ Mmax=153*1.3*1.2 =238 (Nm). Vậy ta chọn khớp nối theo tiêu chuẩn. Với số liệu sau Đ i ề u kiện bền dập của khớp vòng đàn hồi: σd= 23 max2 LDZD KM o [{σd} = (2...4) MPA Với: K=1.2, hệ xố điều kiện làm việc ⇒ σd = 0.53 (MPA) [{σd}. vậy đủ bền c) Điều kiện làm việc của chốt: Theo công thức: σu = ZD LKM o 3 3 max 1.0 [ {σu} = 60....80 (MPA). Với : + K1= 1.2 lo= 2 21 LL + = 75 2 6664 =+ với L2 = 2 *L6 = 66 L1 = L2 –B = 66-2 = 64 ⇒ Vậy σu = 18 [ {σu} Vậy đủ bền 5) Khớp xích con lăn: a) Mômen do vật gây ra trên tang Mt = )(754.18262 *2 max Nm DS o = M(nm) d D L D0 B dc l6 M D3 L8 GD2 nmax 240 24 140 165 100 2 14 33 27 28 0.55 4000 Với : + Smax = 6313 (N), lực căng trên nhánh dây nâng vật + Do= Dt +Dc = 250 + 8 = 258 (mm). b) để an tồn khi nâng vật: Mt’= Mt *K1 *K2 = 2539 (Nm). Với + K1 =1.3, K1, là hệ số an tồn + K2 = 1.2, K2 , là hệ số an tồn Vậy ta chọn khớp nối xích con lăn theo bảng sau: M nma x d L D khe hở lắp nghé p c dc khoản g cáhc giữa hai má t Z Q(KN ) GD 2 3000 700 9 0 27 0 28 0 2 5 2 31 50. 8 1 2 160 8.9 c)Kiểm nghiệm theo hệ số an tồn S = Ft Q )5.1...2.1( ≥ {S} Q: tải trọng phá hỏng Ft : lực vòng + Ft = = 03 '**2 Dn Mk t )(5173 3.196 2539000*2.0*2 N= + Do = z t /180sin(( =196.3(mm) . + k=0.2 + Mt’ = 2539 (Nm) + {S} = 7, hệ số an tồn + n3 = 30.88 (vong /phut) ⇒ S = 20.6 > {S} Vậy đủ bền. 6) Chọn động cơ điện: + Công thức tĩnh khi nâng vật : Nlv = .1000.60 .0 nvQ = .1000.60 5.12*2500 = 5.2(KW) + Công suất tương đương: Ntd = )2.0(*)*3.0()2.0(*)5.0*()6.0(* 222 tNtNtN lvlvlv ++ = 018.005.06.0 ++lvN = 4.25 (KW) + Hiệu suất của bộ truyền : +η = ηp . ηt . η0l4.ηK.ηηmscn.ηmscc =0.776 Với: + ηp = 0.99 : hiệu suất palăng + ηt = 0.96 : hiệu suất tang + η0l = 0.99 : hiệu suất ổ lăn + ηk = 0.99 :hiệu suất khớp + η mscn = 0.96:hiệu suất bộ truyền cấp nhanh + ηmscc = 0.98 :hiệu suất bộ truyền cấp chậm + Công suất cần thiết trên trục động cơ: Nct = 776.0 25.4 = 5.48 (kw) Chọn động cơ điện xoay chiều ba pha, số hiệu 4A1326Y3 + Công suất: p = 5.5 ( KW) + Tốc độ danh nghĩa: n = 960 (vòng/ phút) + Hệ số quá tải : min max M M =2.2 II. Phân phối Tỷ số truyền chung: a) Tỷ số truyền chung Tỷ số truyền chung từ trục động cơ đến trục tang: i0 = tn nñc = 960/30.8 = 31.1 Với: nt là Số vòng quay của tang để đảm bảo vận tốc nâng cho trước nt = )( . cdtD anv +π = 30.8 (vòng/phút) Theo ( 3.12)-[1], ta có: ub r 1 = 0.7332 u 0.6438 = 6.7 ⇒ Tỷ số truyền cấp thứ hai là : ub r 2 = 31.1/6.7 = 4.64 Vậy: + Tỷ số tuyền bánh răng cấp nhanh u1 =6.7. + Tỷ số truyền bánh răng cấp chậm u2 =4.46 + Tỷ số truyền chung la : uo = 31.1. b) Số vòng quay trên mỗi trục: + nI = nD C = 960 (vòng / phút). + nII = nI/ u 1 = 143.28 (vòng / phút). + nIII = n2 /u2 = 30.88 (vòng / phút). Từ đó ta có : BẢNG PHÂN BỐ TỈ SỐ TRUYỀN Trục Thông số I II III Số vòng quay (vòng/phút) 960 143.8 30.88 Tỉ số truyền 6.7 4.64 Công suất trên trục(KW) 4.98 4.65 4.42 Mô men xoắn T(Nmm) 48645 309935 1366936 PHẦN V TÍNH TỐN TRUYỀN ĐỘNG BÁNH RĂNG I) Chọn vật liệu: Ta chọn vật liệu cặp bánh răng này vật liệu như nhau, bảng ( 6-1)-[1]. + Bánh răng nhỏ thép 45, tôi cải thiện có độ rắn HB1 = 241.. 285 có δb1 = 850 Mpa; δch1 = 850 Mpa. + Bánh lớn thép 45, tôi cải thiện đạt độ rắn HB2 = 192…240 có 2bδ = 730 Mpa; 2chδ = 430 Mpa II) Ứùng suất cho phép : a). ứng suất tiếp xúc cho phép HB = 180 ...350. 0 limHδ = 2 HB + 70 ; S z = 1.1 : hệ số an tồn δFlim = 1.8HB ; SF = 1.75 :hệ số an tồn Chọn độ rắn bánh răng nhỏ HB1 = 245 Chọn độ rắn bánh răng lớn û HB2 = 230 khi đó : δH lim1 = 2HB1 +70 =560 MPA δFlim1 = 1.8HB2 =441 MPA δH lìm2 = 414 MPA δ Flim2 =470 MPA + Hệ số tuổi thọ KHL = Hm HE HO N N Với HB ≤ 350 ⇒ mH = 6 (mH : bậc của đường cong mỏi). + NHO : số chu kì thay đổi ứng suất cơ sở khi thử về tiếp xúc NHO = 30 4,2HB = 30* 2302.4 = 1.4 107 + Thời gian làm việc tính bằng giờ TΣ =21*365*A**Kn*Kng Trong đó A = 10 năm Kn = 0.5 : hệ số tuổi thọ Kng = 0.67 : hệ số sử dụng theo ngày ⇒ TΣ = 29346 (giờ) + Theo (6-7)-[1], ta có : NHE =60*c*Σ(Ti/Tmax)3*ni*ti C = 1, Cặp bánh răng ăn khớp ni : Vận tốc làm việc của trục thứ i ti : Thời gian làm việc trong một chu kỳ Ti: Mômen xoắn thứ i trong một chu kỳ Tmax : Mômen lớn nhất trong một chu kỳ Vậy: NHE = 60*1*143.28*29346(12*0.6+0.53 *0.2 +0.33*0.2) =15.9 107 + NHE1 > NHO1 ⇒ ta chọn NHE 1 =1 Tương tự ta có: + NHE2 >NHO2 ⇒ KHL2 = 1 Như vậy theo (6- 2)[1], ta xác địng sơ bộ {δH} = δHlim .KHL/SH +{δH1} = 560/1.1 = 509 (Mpa) + {δH2} = 470/1.1 = 445 (MPa) Vì đây là cặp bánh răng trụ răng thẳng nên ứng suất tiếp xúc cho phép là: {δH} = min({δH1} ; {δH2}) = 445 MPa b) Ứng suất uốn khi quá tải δf =δFlim .KHL.KFC/SF Theo (6-7)-[1], ta có: NFE = 60 . C . Fm i T T∑ ⎟⎟⎠ ⎞ ⎜⎜⎝ ⎛ max .ni . ti Trong đó: ni : Vận tốc làm việc của trục thứ i ti : Thời gian làm việc trong một chu kỳ Ti: Mômen xoắn thứ i trong một chu kỳ Tmax : Mômen lớn nhất trong một chu ky mF = 6 ⇒ NFÉ1 = 60*1*29346*143.28(16*0.6+0.56*0.2+0.36*0.2) =15.9 107 với NFE1 > NFeo; ta chọn KFL1 = 1 Tương tự ta có : NFE2 > NFEo ta chọn KFL2 = 1 Theo (6-2a) –[1], Với bộ truyền quay hai chiều chọn KFC = 0.8 Vậy với các số liệu như trên ta tính được : {δF1} = 201.6 MPa {δF2} = 189.1 MPa c) Ứng suất uốn khi quá tải [ ]maxHδ = 2,8 . 2chδ = 2,8 . 450 = 1260 Mpa [ ] 1maxFδ = 0,8 . 1chδ = 0,8 . 580 = 464 Mpa [ ] 2maxFδ = 0,8 . 2chδ = 0,8 . 450 = 360 Mpa III) xác định những thông số cơ bản của bộ truyền 1) Tính tốn bộ tryền bánh răng cấp nhanh a) Khoảng cách trục: aw= k*a*(u1+1)3 [ ] baH H u KT ψδ β . 2 1 + Ka = 49.5: Hệ số phụ thuộc vật liệu làm bánh răng trụrăng thẳng (thép – thép). + T1 = 48645 N.mm + [δH] = 481,81 Mpa + Tỉ số truyền u = 6.7 + baψ = 0,3 (răng thẳng không đối xứng), (bảng 6-6)-[1]. + KH β :hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng bdψ = 0,5. baψ (u+1) = 1.223 với bdψ = 1.223 ⇒ tra bảng ( 6.7 )-[1], sơ đồ 5 ⇒ KH β = 1,2 aw = 49.5*(6.7+1) 3 2 3.0*7.6445 2.1*48645 = 201 (mm) b.) Xác định cáa thông số ăn khớp: Mô đun m = (0,01…0,12)aw = 2.01…4.02 chọn m = 3 Số răng Z1 = )1( .2 +um a w = 4.17 6.7*3 201*2 = ⇒ chọn Z1 = 17 Z2 = u.Z1 = 6.7*17 = 113.9 ⇒ chọn Z2=114 ∗ Tính lại khoảng cách trục: aw = 2 )( 21 ZZm + = )(5.196 2 )17114(*3 mm=+ ∗ Xác định hệ số dịch chỉnh : y = 0(5.0 )21 =+− ZZm aw Vậy đây là cặp bánh răng không dịch chỉnh ⇒ Ky = 0, xt =0 + Góc ăn khớp cos twα = wa ZZ .2 21 + m.cos twα ⇒ cos twα = 0.93969; twα =200 + Tính lại tỷ số truyền thực: u1 = 114/17 =6.7 c) kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc Ưùng suất tiếp xúc xuất hiện trên bề mặt răng thoả mản điều kiện tiếp xúc theo (6-33)-[1] Hδ = ZMZHZε 1 2 1 .. )1(..2 ww H dUb uKT + ≤ [ ]Hδ Với : ZM = 274 MPa1/ 3 (bánh răng thẳng vật liệu thép_thép) ZM : hệ số tính đến hình dạng bề mặt tiếp xúc ZH = α β 2sin cos.2 = 5,50sin 2 = 1.763 Zε : hệ số tính đến sự trùng khớp của răng thẳng β =0 αε =[1,88-3,2 )14 1 17 1( + cos βα ] = 1.66 ⇒ Zε = 766.0 66.1 11 == αε Đường kính vòng lăn bánh răng : dw1 = 1 2 +u aw = )(51 167.6 5.196*2 mm=+ Bề rộng răng: b w = baϕ x a w = 58.95 K H : Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc. K H = K βH xK αH KHV Với KHα = 1 (bánh răng thẳng) KHβ =1.2 V = 60000 14.3 11xnxdw = 2.56 ( m/s) Với: n1= 960 dw1 = 51 ( mm ) Theo bảng (6_13_)dùng cấp chính xác 8 + Tra bảng( 6.16)-[1] ⇒go= 56 + Tra bảng (6.15)-[1] với HB ≤ 350 ⇒ Hδ = 0.006 Hγ = Hδ .go.v. u aw = 0,006.56.2.56 7.6 5.196 = 4 KHV : Hệ số kể đến tải trọng xuất hiện trong vùng ăn khớp KHV = 1+ αβ γ HH wwH xKxKxT xdxb 1 1 2 = 1+ 11.1 09.1*2.1*48645*2 51*95.58*66.4 = ⇒ K = 1.2*1.09*1.11 =1.45 Hδ =ZMxZHxZε 1 2 1 )1(2 ww H xuxdb uxKxT + = 274.1,0.776 251*7.6*3.0*5.196 45.1*)17.6(*48645*2 + = 386 (MPa) ⇒ Hδ = 381 Mpa Nhận xét: Vì chênh lệch δH và SH quá lớn nên ta giảm chiều rộng của bánh răng xuống : bw =φba. aw. 2)}{( H H δ δ =0.3*196.5* 2) 445 386( =44.35 (mm) Ta chọn chiều rộng của bánh răng là bw =45(mm) d) Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn Để đảm bảo điều kiện uốn cho răng ứng suất sinh ra tại chân răng không vượt quá một giới hạn cho phép 1Fδ = xmxdb xYxYxYxKT ww FF 1 11.2 βε ≤ [ ]1Fδ 2Fδ = 1 21 F FF Y xYδ ≤ [ ]2Fδ Trong đó: + Yε : hệ số kể đến sự trùng khớp của răng + Yε = αε 1 = (1/1.66) = 0.6 + YF1,YF2 : hệ số dạng răng của bánh 1 và 2 + ZV1 = Z1 = 17 ; ZV2 = Z2 = 114 và hệ số dịch chỉnh x Tra bảng (6.18)-[1] ⇒YF1 = 4.22 và YF2 = 2. Y β =1 bánh răng thẳng Yr =1 bánh răng phay + KF = K βF xK αF xKFV với bdψ =0.72 Tra bảng( 6.7)-[1], Sơ đồ 5 ⇒ kF B = 1.41 Tra bảng(6.15)-[1], δF= 0.016 Tra bảng(6.16)-[1] , go =56 u a xvxxg wFF 0δγ =⇒ = 0,016.56.2.56 7.6 5.196 =12. αβ γ FF wwF FV xKxKxT xdxb K 1 1 2 1+=⇒ =1+ 27.1*41.1*48645*2 51*45*42.12 =1.164 Vậy ⇒ KF = 1.164*1.41*1.27 = 2.08 xmxdb xYxYxYxKxT ww FF F 1 11 1 2 βεδ = = 3*51*45 26.4*1*6.0*084.2*48645*2 =75.25(Mpa) 1 21 2 F FF F Y xYδδ = = 6.63 26.4 27.75*6.3 = (Mpa) 1Fδ⇒ < [ ]1Fδ = 201.6 (Mpa) va ø δF 2 < {δF }2 = 189.1 (Mpa) Trong đó : {δF }1 = {δF1}*Yr*Ys* KxF = 201.6*1*1*1 = 201.6 (MPa) {δF }2 = {δF2}*Yr*Ys* KxF = 189.1*1*1*1 = 189.1 (MPa) Với : KxF = 1 ( do da <400 mm). Yr = 1 bánh răng phay Ys= 1.08 – 0.06*ln3 = 1 {δF1 } = 201.6 (MPa) : ứng suất uớn cho phép {δF2 } = 189.1 (MPa ) : ứng suất uớn cho phep Như vậy cặp bánh răng cấp chậm đảm bảo độ bền uốn e) Kiểm ngiệm răng về quá tải Hệ số quá tải Kqt=2.2 Với: + δH1 max = δH1 qtK = 441.4* 2.2 = 654.7 (MPa) + δF1 max = δF*Kqt = 156.7 (MPa) và δH1 max <{δH} max = 2.8.δch 1 = 1260 (MPa) δF1 max <{ δF}max = 0.8.δch = 464 (MPA ) Như vậy cặp bánh răng cấp chậm đảm bảo độ bền quá tải f) Các thông số của bộ truyền cấp nhanh Khoảng cách trục aw= 196.5 mm Mô đun m=3 Chiều rộng vành răng bw=45 mm Tỉ số truyền u=6.7 Số răng bánh răng Z1= 17 ,Z2=114 Hệ số dịch chỉnh x=0 Đường kính vòng chia d1=m.Z1= 51 mm ; d2=m.Z2= 342 mm Đường kính đỉnh răng da 1=d1+2.m= 57 mm ; da 2=d2+2.m= 348 mm Đường kính đáy răng df 1=d1_-2.5xm= 43.5 mm df 2=d2-2.5xm= 334.5 mm 2) Tính tốn bộ truyền bánh răng chậm: Dùng vật liệu giống vật liệu chế tạo bánh răng cấp chậm a) Ứng suất tiếp xúc cho phép : [ hδ ]’= 2 1 ( [ hδ ]1+ [ hδ ]2 ) = 2 1 ( 509.091 + 481.818 ) =495.45(Mpa) b) Ứng suất uốn cho phép : [ Fδ ]1 = 252 (Mpa ) [ Fδ ]2 =236.572 (Mpa ) c) Ứng suất cho phép khi quá tải : [ Hδ ]max = 1260 (Mpa ) [ Fδ ] max1= 464 (Mpa ) [ Fδ ]max 2 =360 (Mpa ) d) Xác định những thông số cơ bản của bộ truyền Khoảng cách trục aw = ka ( u + 1) x [ ]3 21 baH H xUx xKT ψδ β Với ka = 49.5 ( vật liệu làm bánh răng thép –thép , răng thẳng ) T2 = 309935 (Nmm ) {δH} = 445 MPa baψ = 0.4 (vị trí bánh răng không đối xứng ) bdψ = 0.5 x baψ ( u + 1 ) = 0.5 x0.4 (4.64 +1 ) = 1.092 ⇒ kH β = 1.07( tra bảng (6.7)-[1], sơ đồ b với bdψ = 1.092 ) Vậy ⇒ aw = 49.5 ( 4.6 4+1 ) 4.0*64.4445 07.1*309935 2 = 269.8 (m m) e) Xác định các thông của bộ truyền: Ta có: mô đun m =(0.01 ….0.02 )aw = 2.69…5.28 chọn m = 3 số răng Z1 = )1( 2 +um xaw =31.98 ⇒ chọn Z1 = 32 ⇒ z2 = u.z1 = 32*4.64 =148.48 chọn Z2 = 149 Tính lại khoảng cách trục aw = 2 )( 21 ZZm + = )(5.271 2 _)32149{*3 mm=+ Góc ăn khớp cos twα = ( Z1 +Z2 )x m xcosα / 2xaw = cos 20 ⇒ twα = 200 Tính lại tỷ số truyền thực:u2 =(Z1 +Z2) /2 =4.66 Hệ số dịch chỉnh :y =aw2/m -0.5(Z1+Z2) =0. Vậy đây không phải là cặp bánh răng dịch chỉnh f) Kiểm ngiệm răng về độ bền tiếp xúc Hδ = ZMxZHxZε x 1 2 1 )1(2 ww H xUxdb UxxKxT + Với ZM = 274 (Mpa )1/3 (vật liệu thép –thép , bánh răng thẳng) ZH = twα β 2sin cos.2 = 40sin 0cos.2 = 1.764 (bảng (6-5)-[1]) β = 0 (răng thẳng) ⇒ Z β = 3 4 αε− =αε {1.88 –3.2(1/Z1 +1/Z2 )*cosβ = 1.759 ⇒ α α ε 1=Z = 0.754 + dw1 = 2.aw/(u+1) = 95.94 (mm) + bw = .baψ aw = 108.6 (mm) + KH = KH β .KHα .KHV Với : KH β =1,095 KHα =1 KHV , được tính như sau: V = 3,14.n1.dw2/60000 = 0.719 ( m/s) V < 6 ( m/s) ⇒ chọn cấp chính xác là 9 Tra bảng( 6.16)-[1], g0= 56 Tra bảng (6.15), Hδ = 0.006 u a vg wHH ... 0δγ = = 0,006.56.2,56. 4.264.4 5.271 = KHV = 1+ αβ γ HH wwH KKT db 1 1 2 = 1+ 03.1 13.1*07.1*309935*2 94.95*4.0*5.271*4.2 = ⇒ KH=KH β .KHα .KHV=1.07*1.13*1.04 = 1.258 Vậy : δH=274*1.764*0.6734* 294.95*66.4*4.0*5.271 )166.4(*258.1*309935*2 + =358(MPa) Hδ⇒ < [ ]Hδ =495,454 (Mpa) Do chênh lệch quá lớn giữa Hδ và [ ]Hδ , nên ta phải giảm chiều rộng vành răng thành bw2 = ϕba.aw2.(δH/{δH})2 = 0.4*271.5*(358/445)2 = 70.28 (mm) Ta chọn bw2 = 71 (mm) Kiểm tra lại thì: δH = 439 MPA < {δH} = 445 ( Mpa). Vậy cặp bánh răng cấp chậm đảm bảo độ bền tiếp xúc g) Kiểm ngiệm răng về độ bền uốn: Theo (6.43)-[1]: mdb YYYKT ww FF F .. .....2 1 11 1 βεδ = 1 21 2 . F FF F Y Yδδ = với α ε ε 1=Y =1/1.175 =0.56=0,602 Zv 1=Z1=32 và Zv 2=Z2=149 ( Hệ số dịch chỉnh x=0 ) ⇒ YF 1 =3.8 ⇒ YF 2 =3.6 ⇒ Y β =1 ( bánh răng thẳng ) KF = KF β .KHα .KHV + Mà KF β =1.16 ( với bdψ =0,7 tra bảng 96.7)-[1], sơ đồ 3) + Và .KHα =1.37 (bánh răng thẳng ) Theo bảng (6- 15)-[1] ⇒ Fδ = 0,016 (tra bảng 96.15)-[1]) g0 = 3 ( tra bảng( 6.16)-[1] ⇒ u a vg wFH .. 0δγ = = 0,016*0.016*0.719(2751.5/4.664)0.5 = 6.41 KFV=1+ αβ γ FF wwF KKT db ...2 .. 1 1 = 1+ (6.41*71*95.94) /(2*309935*1.16*1.37 = 1.05 KF = 1.16*1.37*1.05 = 1.67 vậy: δF1= 109.53( MPA) < {δF1} = 201.6 (MPa) δF2 = 103.76( MPA) < {δF2} = 189.1 (MPa) (Trong đó thì {δF1} và{δF2} được tính như phần kiểm bền ) Như vậy cặp bánh răng cấp nhanh đảm bảo độ bền uốn h). Kiểm nghiệm về quá tải: Theo (6-48)-[1], Với hệ số quá tải Kqt = (Tmax / T) = 2.2 thì +δH1 max = δH qtK = 439* 2.2 = 651 (Mpa) < {δH max} =1260 (Mpa) + δF1 max = δF2* Kqt = 109.56*2.2 = 241 (Mpa ) <{δF1} = 241 (Mpa) + δF2 max = δF2*Kqt = 103.76*2.2 = 228 (Mpa) < {δF2} = 228 (Mpa) Như vậy cặp bánh răng cấp nhanh đảm bảo độ bền quá tải i). Những thông số bộ truyền cấp nhanh Khoảng cách trục aw = 271.5 (mm) Mô đun m = 3 Chiều sâu vành răng bw = 71 (mm) Tỉ số truyền u = 4.64 Số răng bánh răng Z1 = 32 , Z2=149 Hệ số dịch chỉnh x = 0 Đường kính vòng chia d1 = m.Z1 = 96 ( mm) d 2 = m.Z2 = 435 (mm) Đường kính đỉnh răng da 1 = d1+ 2.m = 102 ( mm) da 2 = d2+2.m = 453 (mm) Đường kính đáy răng df 1 = d1-2,5.m = 88.5 ( mm) df 2 = d2-2,5.m = 439.5 (mm ) PHẦN VI TÍNH TRỤC VÀ TANG I) Chọn vật liệu chế tạo trục : là thép 45,tôi cải thiện có HB = 241…285 bδ =850 (Mpa) và chδ =880 (Mpa) II ) Tính sơ bộ trục: Đường kính trục xác định bằng mô men xoắn theo công thức d ≥ [ ]3 .2,0 τ T với [δ ] = 20 (Mpa) Đường kính trục I d1 = 3 20.2,0 48645 = 23 (mm) Chọn d1 = 25 (mm) Đường kính trục II d2 = 3 20.2,0 309935 = 42.6 (mm) chọn d2=45 (mm) Đường kính trục III d3 = 3 20.2,0 1366936 = 70 (mm) Chọn d3=75 (mm) III) Tính chính xác: a) Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và chi tiết quay: - Từ đường kính trục xác định gần đúng đường kính ổ lăn b0 ( tra bảng 10.2 ) d1=25 mm ⇒ b01=17 mm d2=45 mm ⇒ b02= 25 mm d3=75 mm ⇒ b03=37 mm - Ta có: c = (b03/2) + k1 + k2 +1,3(bw2/2) = 37/2 + 10 + 10 + 1,3.71/2 = 84,65 (mm) b = 1,3(bw2/2) + k1 + (1,3.bw1/2) = 1,3.71/2 + 10 + 1,3.45/2 =85,4 (mm) a = 1,3(bw2/2) + k1 + k2 + (b03/2) = 1,3.45/2 + 10 + 10 +37/2 =67.75 (mm) l1 = Lk1/2+ k3 + hn + b01/2 = 112/2 + 15 + 20 + 17/2 = 99.5 (mm) l2 =Lk2/2 + k3 + hn + b03/2 = 85/2 + 15 + 20 + 37/2 =96 (mm) với: + k1=10 mm, là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết quay + k2 =10 mm, là khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của ổ + b03= 75 mm, là chiều rộng ổ lăn trên trục III + b01= 17 mm, là chiều rộng ổ lăn trên trục I + bw1 = 1,3.45/2, là chiều rộng may ơ bánh răng thứ nhất + bw2 = 1,3.71/2, là chiều rộng may ơ bánh răng thứ hai + lk1 = 112, là khoảng cách từ ổ lăn đến khớp nối vòng đàn hồi + lk1 = 85, là khoảng cách từ ổ lăn đến khớp nối xích con lăn + k3 = 15, là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ + hn = 20 , là chiều cao nắp ổ và đầu bulông b) Xác định đường kính và chiều dài các đoạn trục: + Trục I : gồm bánh nhỏ cấp nhanh (bánh 1) và khớp nối vòng đàn hồi Lực vòng Ft 1=2.TI/dw1= 2.48645/51 = 1908 (N) Lực hướng tâm Fr1=Ft1.tg 1twα =1908.tg20= 694 (N) Lực hướng tâm do khớp nối vòng đàn hồi tác dụng lên trục FxA =(0,2…0,3)TI/Do = 0,25.2.48645/126 = 139 (N) Với: + dw1: đường kính vòng chia bánh răng thứ nhất + Do: đường kính vòng tâm chốt của khớp nối vòng đàn hồi -Xác định phản lực ∑ MxD = (170,05 + 67,75).FyD – 67.75.Fr1 = O (1) ∑ MyD = (99,5 + 170,05 + 67,75)FxA -67,75.Ft1 = O (2) ∑ Fx = - FxA – FxB – FxD + Fr1 = O (3) ∑ Fy = - Ft1 + FyB +FyD = O (4) Từ (1), (2), (3), (4), ta được: FyB = 198 (N); FyD = 496 (N); FxB = 346 (N); FxD = 1423 (N) -Vẽ biểu đồ mômen uốn và xoắn: FxA T (Nmm) RBx RBy Ft1 My (Nmm) Mx (Nmm) RDx RDy l1 c + b a DCBA Fr1 33604 96408 13830 48645 y x -Tính mô men tương để xác định đường kính tại các tiết diện: + Tại A: M = 0 ⇒ Mtđ = TI = 48645 (N.mm ) dA ≥ [ ]3 .1,0 δtd M = 3 70.1,0 48645 =19,08 (mm) Với: {σ} = 70 (Mpa), bảng (7-2) Chọn: dA = 24 (mm) + Tại B: Mx = 0 ⇒ Mtđ = 22 Iy TM + = 22 4864513830 + = 50572 (N.mm ) dB ≥ [ ]3 .1,0 δtd M = 3 70.1,0 50572 =19.33 (mm) Chọn: dB= dD = 25 (mm), (cùng ổ lăn) + Tại C: Mtđ = 222 xIy MTM ++ = 222 964084864533604 ++ = 113093 (N.mm ) dC ≥ [ ]3 .1,0 δtd M = 3 70.1,0 113093 =25,28 (mm) Chọn: dC = 27 (mm) + Trục II : gồm bánh nhỏ và bánh lớn của trục trung gian Lực vòng Ft 11= Ft1 = 1908 (N) Ft2 = 2TII/dw2 = 2.309935/96 = 6461 (N) Lực hướng tâm Fr11 = Fr1= 694 (N) Fr2 = Ft2.tg 2twα =6461.tg20= 6461.0,364 = 2351 (N) Xác định phản lực : ∑ MxD = -237.8.FyB – 153.15.Fr2 + 67,65.Fr11= O (1) ∑ MyD = 237,8.FxD – 153,15.Ft2 – 67,75.Ft11 = O (2) ∑ Fx = - Ft2 + FxB + FxD - Ft11 = O (3) ∑ Fy = Fr11 + FyB +FyD – Fr11 = O (4) Từ (1), (2), (3), (4), ta được: FyB = 317 (N); FyD = 1330 (N); FxB = 4705 (N); FxD = 3664 (N) -Vẽ biểu đồ mômen uôn và xoắn: T (Nmm) RBx RBy Fr11 My (Nmm) Mx (Nmm) RDx RDy a DCB Ft11 90107 248236 309935 Fr2 Ft2 bc E y x 398278 27680 - Tính mô men tương để xác định đường kính tại các tiết diện: + Tại E: Mtđ = 222 xIy MTM ++ = 222 30992527860398278 ++ = 505421 (N.mm ) dE≥ [ ]3 .1,0 δtd M = 3 65.1,0 505421 =43.8 (mm) Với: {σ} = 65 (Mpa), bảng (7-2) Chọn: dE = 50 (mm) + Tại C: Mtđ = 222 xIy MTM ++ = 222 309935901680248236 ++ = 407185 (N.mm ) dC ≥ [ ]3 .1,0 δtd M = 3 65.1,0 407185 =40,8 (mm) Chọn: dC= 50 (mm) + Tại B, D: Chọn: dD =dB = 45 (mm) + Trục III : gồm bánh lớn cấp nhanh (bánh 4) và khớp nối xích con lăn Lực vòng Ft 3= Ft2 = 6461 (N) Lực hướng tâm Fr3=Ft2 =2351 (N) Lực hướng tâm do khớp nối vòng đàn hồi tác dụng lên trục FxA =(0,2…0,3)TIII/Do = 0,25.2.1366936/185 = 3694(N) Với: + Do: đường kính vòng chia của đĩa xích -Xác định phản lực ∑ MxD = 237,8.FBy – 153,15.Fr3 = O (1) ∑ MyD = 333,8FxA -237,8.Ft1 – 153,15. Ft3 = O (2) ∑ Fx = - FxA + FxB – FxD + Ft3 = O (3) ∑ Fy =Fr3 - FyB +FyD = O (4) Từ (1), (2), (3), (4), ta được: FyB = 1514 (N); FyD = 837 (N); FxB = 1024 (N); FxD = 3791 (N) -Vẽ biểu đồ mômen uốn và xoắn: FxA T (Nmm) RBx RBy My (Nmm) Mx (Nmm) RDx RDy l2 DCBA Fr1 128160 580591 a + bc y x 534624 1366936 Ft1 -Tính mô men tương để xác định đường kính tại các tiết diện: + Tại A: M = 0 ⇒ Mtđ = TIII = 1366986 (N.mm ) dA ≥ [ ]3 .1,0 δtd M = 3 65.1,0 1366986 =50.8 (mm) Với: {σ} = 65 (Mpa), bảng (7-2) Chọn: dA = dD = 60 (mm), (cùng ổ lăn) + Tại B: Mtđ = 22 Iy TM + = 22 14864535462366936 + = 1412187 (N.mm ) dB ≥ [ ]3 .1,0 δtd M = 3 65.1,0 1412187 =60,7 (mm) Chọn: dB = 65 (mm) + Tại C: Mtđ = 222 xIy MTM ++ = 222 1281605805911366936 ++ = 1409732 (N.mm ) dC ≥ [ ]3 .1,0 δtd M = 3 65.1,0 1409732 =61,85 (mm) Chọn: dC = 70 (mm) IV) Tính trục tang Chọn vật liệu chế tạo trục là gang xám 1) Tính sơ bộ trục Đường kính trục xác định bằng mô men xoắn theo công thức D ≥ [ ]3 .2,0 τ T với [ ]τ = 20 (Mpa) Đường kính trục tang Dt = 3 20.2,0 1366936 = 70 (mm) Chọn dt = 75 (mm) 2) Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ và chi tiết quay: -Từ đường kính trục xác định gần đúng đường kính ổ lăn b0 ( tra bảng 10.2) d1=75 mm ⇒ b01= 37 mm -Ta có: a = (b03/2) + k1 + k2 +1,3(bw2/2) = 37/2 + 10 + 10 + 1,3.71/2 = 84,65 (mm) b = lt – 1,3.bw2 = 650 – 1,3.70 = 559 (mm) = 85,4 (mm) l2 = Lk2/2 + k3 + hn + b03/2 = 85/2 + 15 + 20 + 37/2 = 96 (mm) với: + k1=10 mm, là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến thành trong của hộp hoặc khỏng cách giữa các chi tiết quay. + k2 =10 mm, là khoảng cách từ mặt cạnh ổ đến thành trong của ổ + b03= 75 mm, là chiều rộng ổ lăn trên trục tang + bw2 = 1,3.71/2, là chiều rộng may ơ bánh răng thứ hai + lk2 = 85, là khoảng cách từ ổ lăn đến khớp nối xích con lăn + k3 = 15, là khoảng cách từ mặt cạnh chi tiết quay đến nắp ổ + hn = 20 , là chiều cao nắp ổ và đầu bulông 3) Xác định đường kính và chiều dài đoạn trục tang: SMax = 6313 (N) -Xác định phản lực ∑ MxE = 823.FtA – 727.FxB = O (1) ∑ MyE = -727.FyB + SMax.84 + SMax.643 = O (2) ∑ Fx = – FxB – FxE + FtA = O (3) ∑ Fy = - 2SMax + FyB +FyE= O (4) Từ (1), (2), (3), (4), ta được: FyE = 6313 (N); FyB = 6313 (N); FxB = 3263 (N); FxE = 431 (N) -Vẽ biểu đồ mômen uốn và xoắn: FxE T (Nmm) SMax My (Nmm) Mx (Nmm) RDx ABA 530292 35462436204 1366936 y x FxB SMax FyBFyE C D ba l2a 530292 39082 683468 -Tính mô men tương để xác định đường kính tại các tiết diện: + Tại A: Chọn: dA = 24 (mm) + Tại B: Mtđ = 22 Iy TM + = 22 1366926354624 + = 1412187 (N.mm ) dB ≥ [ ]3 .1,0 δtd M = 3 65.1,0 1412187 =60,7 (mm) Chọn: dB= dE = 65 (mm), (cùng ổ lăn) + Tại C: Mtđ = 222 xIy MTM ++ = 222 1366936390828354624 ++ = 1517389 (N.mm ) dC ≥ [ ]3 .1,0 δtd M = 3 65.1,0 1517389 = 62,2 (mm) Chọn : dC = dD = 70 (mm) V) Thông số về các trục + Đối với trục 1 d10 = 24mm) ; Mtđ10= 48645 (Nmm) ; T10 = 486450 (Nmm) d11 = 25 (mm) ; Mtđ11= 50572 (Nmm) ; T10 = 486450 (Nmm) d12 = 30 (mm) ; Mtđ12= 113093 (Nmm) ; T10= 486450 (Nmm) d13 = d10 = 24 (mm) ; Mtđ13= 0 (Nmm) ; T10= 0 (Nmm) + Đối với trục 2 d20 = 45 (mm) ; Mtđ20= 0 (Nmm) ; T20= 0 (Nmm) d21 = 50 (mm) ; Mtđ21= 505421(Nmm) ; T21= 309935 (Nmm) d22 = 50 (mm) ; Mtđ22= 407185(Nmm) ; T22= 309935 (Nmm) d23 = 45 (mm) ; Mtđ23= 0 (Nmm) ; T23= 0 (Nmm) + Đối với trục 3 d30 = 60 (mm) ; Mtđ30= 1366986 (Nmm);T30= 1366936 (Nmm) d31 = 65 (mm) ; Mtđ31= 1412187(Nmm) ;T31= 1366936 (Nmm) d32 = 70 (mm) ; Mtđ32= 1490732(Nmm) ;T32= 1366936 (Nmm) d33 = 60 (mm) ; Mtđ33= 0 (Nmm) ; T33= 0 (Nmm) VI) kiểm nghiệm trục về độ bền mõi Kết cấu vừa đảm bảo độ bền mỏi nếu hệ số an tồn tại các tiết diện thỗ mãn điều kiện Sj= 22 . jj jj SS SS τσ τσ + ≥ [S] ; (1) Trong đó : [S] = 2,5 ÷ 3 hệ số an tồn cho phép : S jσ ,S jτ : hệ số an tồn theo ứng suất pháp, ứng suất tiếp tại cacù điểm nguy hiểm S jσ = mjajdjk σσ σ σσ Ψ+ −1 (2) S jτ = mjajdjk ττ τ τσ Ψ+ −1 (3) Trong đó : a) 1−σ , 1−τ : là giớn hạn uốn và xoắn với chu kỳ đối xứng . Vì chọn vật liệu trục là thép các bon nên 1−σ = 0,436. bσ = 370,6 (Mpa) 1−τ = 0,58. 1−σ = 2241, 95 (Mpa) với bσ = 850 (Mpa) b) ajσ = 2 minmax σσ − : biên độ ứng suất tại các tiết diện c) mjσ = 2 minmax σσ + ; biên độ ứng suất pháp trung bình tại các tiết diện d) ajτ , mjτ : biên độ tiếp và biên độ ứng suất trung bình tại các tiết diện + Do trục quay 2 chiều , ứng suất uốn và ứng suất tiếp thay đổitheo chu kì đối xứng thì + mjτ = 0 , mjσ = 0 Trong đó: b: Chiều rộng then t1 : Chiều sâu rãnh then trên trục dj : Đường kính trục tại các tiết diện e) Là hệ số kể đến ảnh hưởng của ứng suất trung bình đến độ bền mỏi Tra bảng (10.7)-[1], với bσ = 85 (Mpa), ta được : σψ = 1 , và τψ = 0,05 f) k ,dσ k dτ : Là hệ số xác định theo công thức (10,25) và (10.26). k djσ =[ j k σ σ ε +kx-1]/ky (4) k djσ =[ j k τ τ ε +kx-1]/ky (5) Với: kx =1 (Mài Ra=0,32……0,16)(Bảng (10.8)-[1]) Hệ số tập trung ứng suất do trạng thái bề mặt τσ εε , : Là hệ số kích thước Kσ , Kτ : là hệ số tập trung ứng suất thực tế khi uốn và xoắn Tra bảng (10.11)-[1], Ưùng với các đương kính và bσ = 850 (Mpa) -Đường kính trục < 30….50 ⇒ 1 1 σ σ ε k =2,1; 1 1 τ τ ε k =1.67 -Đường kính trục nhỏ hơn ( 30….50 )⇒ 2 2 σ σ ε k =2,78; 2 2 τ τ ε k =2,07 Với kiểu lắp k6, thì Ky = 1,5 : là hệ số tăng bền bề mặt trục ( Tôi bằng dòng điện có tần cao (bảng (10.9)-[1]) Thay các số liệu (4) và(5) ta thu được k 1dσ = 5,1 11,2 =1,41 k 5,1 78,21 =dτ =1,13 k 2dσ = 5,1 11,2 =1,41 k 5,1 78,22 =dτ =1,13 k 3dσ = 5,1 11,2 =1,41 k 5,1 78,23 =dτ =1,13 k 4dσ = 5,1 67,1 =1,85 k 5,1 07,24 =dτ =1,38 k 5dσ = 5,1 67,1 =1,85 k 5,1 07,25 =dτ =1,38 k 6dσ = 5,1 67,1 =1,85 k 5,1 07,26 =dτ =1,38 k 7dσ = 5,1 67,1 =1,85 k 5,1 07,2 7 =dτ =1,38 Với các thôbg số sau: +d1 = 20 ; Rãnh then b1= 6 ; t1= 3,5 +d2= 25 ; +d3= 30 ; +d4= 50 ; Rãnh then b2= 6 ; t2= 4,5 +d5= 60 ; Rãnh then b3= 6 ; t3= 7,5 +d6= 65 ; +d7= 70 ; Rãnh then b3= 6 ; t3= 6 Moment M1=48645 ; T1= 48465 M2=50572 ; T1= 48465 M3=113093 ; T1= 48465 M4=505421 ; T2= 309935 M5=136698 ; T3= 1366930 M6=1412187 ; T3= 1366930 M7=1490732 ; T3= 1366930 Ta tính được d1 = 20 ⇒ w1 = 768,1 ; w01 = 1553,47 631 =aσ ; 31,311 =aτ d2 = 25⇒ w2 =1533,98 ; w02=3067,96 97,322 =aσ ; 86,152 =aτ d3 = 30 ⇒ w3= 2650,72 ; w03= 5301,44 66,423 =aσ ; 18,93 =aτ d4 = 50 ⇒ w4=12214,52 ; w04=24486,36 38,414 =aσ ; 66,124 =aτ d5 = 50 ⇒ w5=21093,75 ; w05=42299,5 655 =aσ ; 32,325 =aτ d6 = 65⇒ w6=26961,25 ; w06 = 53922,5 38,536 =aσ ; 35,256 =aτ d7 = 70⇒ w7 =33560,8 ; w07 = 67234,75 42,447 =aσ ; 33,207 =aτ Thay djajaj kστσ ,, vào (2) và(3) ta được: S 17,41 =σ S 15,51 =τ S 97'72 =σ S 82,102 =τ S 16,63 =σ S 69,183 =τ S 84,44 =σ S 33,104 =τ S 08,35 =σ S 05,45 =τ S 75,36 =σ S 16,56 =τ S 5,47 =σ S 43,67 =τ Và thay vào (1) ta được các hệ số an tồn : S1= 3,24 3.....5,2][ =≥ s S2= 6,42 3.....5,2][ =≥ s S3= 5,88 3.....5,2][ =≥ s S4= 4,38 3.....5,2][ =≥ s S5= 2,54 3.....5,2][ =≥ s S6= 3,03 3.....5,2][ =≥ s S7= 3,68 3.....5,2][ =≥ s Vậy các tiết diện trục đủ bền. PHẦN: VII ĐỊNH KẾT CẤU CỦA TRỤC 1) Định kết cấu của trục: a) Chọn then: chọn then bằng. ∗ Trên trục I: ( 2 then ), Với d= 24 (mm), và d = 27 (mm) + Chiều rộng then b= 6( mm) + Chiều cao then h= 6 (mm) + Chiều sâu ranh trên trục: t 1 =3.5( mm) + Chiều sâu rãnh trên lỗ :t2 =2.8 (mm) + Bán kính góc lượn: r ≤ 0.25 + Chiều dài then: l = (0.8...0.6)lmbr =0.9*26 =25.4 Với lmbr = 1.3 dc = 1.3*20 =26 (mm) dc : dường kính trục ⇒ Vậy ta chọn l=26 (mm), (theo bảng (9.1 a)-{1}) ∗ Trên trục II: (2 then), Với d= 50 (mm) + Chiều rộng then b=16( mm) + Chiều cao then h= 10 (mm) + Chiều sâu ranh trên trục: t 1 = 6 ( mm) + Chiều sâu rãnh trên lỗ :t2 =4.3 (mm) + Bán kính góc lượn: r ≤ 0.4 + Chiều dài then: l = (0.8...0.6)lmbr =0.9*65 =58.5 Với lmbr = 1.3 dc = 1.3*50 =65 (mm) dc : Đường kính trục. ⇒ vậy ta chọn l=63 (mm) . (theo bảng (9.1 a)-{1}) ∗ Trên trục III: ( 2 then) Với đường kính d = 70 (mm) + Chiều rộng then b = 20( mm) + Chiều cao then h = 12 (mm) + Chiều sâu ranh trên trục: t 1 = 7.5 ( mm) + Chiều sâu rãnh trên lỗ :t2 = 4.9 (mm) + Bán kính góc lượn: r ≤ 0.6 + Chiều dài then: l = (0.8...0.6)lmbr = 0.9*91 = 81.9 (mm) Với lmbr = 1.3 dc = 1.3*50 = 91 (mm) dc : Đường kính trục. ⇒ vậy ta chọn l=90 (mm) . (theo bảng (9.1 a)-{1}) 2) Kiểm nghiệm then: ∗ Theo điều kiện dập: }{ ** *2 1 d i X d ltd M σσ ≤= Trong đó: MX : Mô men xoắn trên trục (NM). d : Đường kính trục t1 : Chiều cao then lắp trong rãnh trục (mm) l: Chiều dài then {σd } : Ưùng dập cho phé của then. Tra bảng ( 53)-[1] theo tài liệu hướng dẫn với vật liệu thép , tải trọng tĩnh dạng ghép cố địng , ta có: {σd } = 150 (N/mm2). ∗ Then lắp khớp động cơ vơi hộp giảm tốc: + MX = 48645 (Nmm) + d = 20(mm) + l = 26(mm) + t1 = 3.5 (mm) ⇒ σ d = }{)(4.535.3*26*20 2*48645 dNmm σ≤= ∗ Then lắp bánh răng trên trục I: + MX = 48645 (Nmm) + d = 30 (mm) + l = 26 (mm) + t1 = 3.5 (mm) ⇒ σd = 4.355.3*26*30 48645*2 = < {σ d} ∗ Then lắp bánh răng nho û trên trục II: + MX =309935 (Nmm) + d = 50 (mm) + l = 63 (mm) + t1 = 6 (mm) ⇒ σd = ≤= )(8.326*63*50 309935*2 Nmm {σ d} ∗ Then lắp bánh răng trên trục III + MX = 1366936 (Nmm) + d = 70 (mm) + l = 90 (mm) + t1 = 7.5 (mm) ⇒ σd = =5.7*90*70 1366936*2 57.6 ≤ {σ d } Vậy các then đều đảm bảo đủ bền. 3) Theo độ bền cắt: {τ} = }{ ** *2 d X lbd M τ≤ Trong đó : MX : Mô men xoắn trên trục (NM). d : Đường kính trục b : Chiều cao then lắp trong rãnh trục (mm) l : Chiều dài then {τd } = 120 (N/mm2 ) là ứng suất cho phép của then, tra bảng (54)-[1], theo tài liệu thép C45 , tải trong tĩnh ∗Then lắp khớp nối động cơ và hộp giảm tốc: + x = 8645 (Nmm) + d = 24 (mm) + l =26(mm) + b = 6 (mm) ⇒ τ c = 31.2 ≤ { τc } ∗ Then lắp bánh răng trên trục I + MX = 8645 (Nmm) + d = 30 (mm) + l = 26 (mm) + b = 6 (mm) ⇒ τ c = 20.8 ≤ { τc } ∗ Then lắp bánh răng nhỏû trên trục II + MX = 309935 (Nmm) + d = 50 (mm) + l = 63 (mm) + b = 16 (mm) ⇒ τ c = 12.3 ≤ { τc } ∗ Then lắp bánh răng trên trục III + MX = 1366936 (Nmm) + d = 70 (mm) + l = 90 (mm) + b = 20 (mm) ⇒ τ c = 12.3 ≤ { τc } Vậy các then đủ bền PHẦN XIII THIẾT KẾ Ổ LĂN 1) Thiết kế ổ lăn trên trục I: + Phản lực tác dụng lên hai ổ FL12 = =+ 22 BYBX FF =+ 22 340198 399(N) FL13 = )(15074961423 222 2 NFF DYDX =+=+ + Vì chịu tải nhỏ và không chịu lực hướng tâm , ta dùng ổ bi đỡ chặn (một dãy).Thời gian làm việc Lh = 12000 (giờ). + Vì đường kính ngõng trục d11 = 25 (mm) . Nên ta chọn ổ bi đỡ cỡ nhẹ: Với ký hiệu: 109. Đường kính trong d = 25 (mm) Đường kính ngồi D = 47 (mm) Khả năng chịu tải động và tĩnh : C = 20.4 (KN) ; C o= 41(KN) ∗ Kiểm tra khả năng chịu tải của ổ: + tải trọng qui ước : từ công thức (19.3) {2} Q = (X*v*FL13 +Y*Fa 13 )*Kt*Kd trong đó: FL13 = 1511 (N) F a 13 =0 Với Fà/ (FL 13*V) ≤ e ⇒ X =1, Y = 0 ( bảng 11 .4)-[1]. V = 1 : Vì vòng trong quay Kt =1: Hệ số nhiệt độ ( khi t0 = 1050 c) Kd = 1.2 hệ số kể đến đặc tính của tải trong ( bảng 11.3)-[1]. ⇒ Q = 1.808 (KN) ∗ Kiểm tra khả năng tải động của ổ: Khả năng chịu tải động : Cd = Q* m L theo (11.1) Trong đó : Q = 1.808 (KN) : tải trọng qui ước m = 3 : bậc của đường cong mỏi đối với ổ bi đỡ L: tuổi thọ tính bằng triệu vòng quay V = ( LHE 60 n1 ) *10-6 ( n: số vòng quay) LHE = KHE *L h = 0.25 * 12000 = 3000 (giờ) (Lh = 12000 giờ , tuổi thọ của ổ, KHE : hệ số chế độ tải trọng động ) ⇒ L = 172.8 (triệu vòng) Vậy : C d =1.808* 3 8.172 = 10.07 (KN) < C = 20.04 (KN) Vậy thỏa mãn điều ta chọn 2) Thiết kế ổ lăn trên trục II: Phản lực tổng trên hai ổ: FL20 = )(47173274705 2222 NFF YBXB =+=+ FL23 = )(397036641330 2222 NFF YDXD =+=+ + Tương tự ta chọn ổ lăn theo đường kính trục II: d20 =d23 = 45(mm) .(vì lực cũng không lớn lắm nên ta chọn ổ l ăn theo cỡ trung , loại 66409). Vì chịu tải nhỏ và không chịu lực hướng tâm , ta dùng ổ bi đỡ chặn( một dãy) . thời gian làm việc Lh =12000 (giờ). Đường kính trong d = 45 (mm) Đường kính ngồi D = 120 (mm) Khả năng chịu tải động và tĩnh : C = 64 (KN) ; C o= 48.2(KN) ∗ Kiểm tra khả năng chịu tải của ổ: + Tải trọng qui ước : từ công thức (11.3)-[1]. Q = ( X*V*FL20 +Y*Fa 23) Kt*Kd Trong đó: FL20 = 4717 (N) F a 23 =0 Với Fà/ (FL 20*V) ≤ ε ⇒ X =1, Y = 0 ( bảng 11 .4)-[1]. V = 1 Vì vòng trong quay Kt =1 Hệ số nhiệt độ ( khi t0 =1050 c) Kd = 1.2 Hệ số kể đến đặc tính của tải trong ( bảng (11.3)-[1]) ⇒ Q = (1.1*1 *4717 ) 11.2 = 5.66 (KN) (KN) ∗ Kiểm tra khả năng tải động của ổ: Khả năng chịu tải động : Cd = Q* m L theo (11.1) Trong đó : Q = 5.66 (KN) : tải trọng qui ước m = 3 : bậc của đường cong mỏi đối với ổ bi đỡ L: tuổi thọ tính bằng triệu vòngm quay L= ( LHE 60 n2 ) *10-6 ( n 2: số vòng quay trục 2) Với: n2 = 143.28 (vòng/ phút) LHE = KHE *L h = 0.25 * 12000 = 3000 (giờ) (Lh = 12000 giờ , tuổi thọ của ổ, KHE : hệ số chế độ tải trọng động ) ⇒ L =25.8 (triệu vòng) Vậy : C d = 5.66* )(64)(72.168.253 KNCKN =<= Vậy thỏa mãn điều ta chọn 3) Thiết kế ổ lăn trên trục III: + phản lực tác dụng lên ổ: FL13 = 22 10241514 + = 1827.8 (N) FL33 = 22 3791837 + = 3882 (N) + Tương tự cho tải trọng nhỏ ta chọn ổ lăn với kí hiệu 213 Đường kính trong d= 65 (mm) Đường kính ngồi D = 140 (mm) Khả năng chịu tải động và tĩnh : C =89 (KN) ; C o=76.4(KN) ∗ Kiểm tra khả năng chịu tải của ổ: + Tải trọng qui ước : từ công thức (11.3)-[1]. Q = ( X*V*FL33 +Y*Fa 33) Kt*Kd Trong đó: FL33 = 3882 (N) F a 13 = 0 với Fa33 ø/ (FL33*V) ≤ ε ⇒ X =1, Y = 0 ( bảng 11 .4)-[1]. V = 1 : Vì vòng trong quay Kt =1 Hệ số nhiệt độ ( khi t0 =1050 c) Kd =1.2 hệ số kể đến đặc tính của tải trọng ( bảng (11.3)-[1]. ⇒ Q = (1.1*1 *3882 ) 11.2 = 4.658 (KN) ∗ Kiểm tra khả năng tải động của ổ: Khả năng chịu tải động : Cd =Q* m L theo (11.1) Trong đó : Q = 4.856 (KN) : Tải trọng qui ước m = 3 : Bậc của đường cong mỏi đối với ổ bi đỡ L: Tuổi thọ tính bằng triệu vòngm quay L= ( LHE 60 n3 ) *10-6 ( n 3: Số vòng quay trục 2) Với: n2 = 30.88 (vòng/ phút) LHE = KHE *L h = 0.25 * 12000 = 3000 (giờ) (Lh =12000 giờ , tuổi thọ của ổ, KHE : hệ số chế độ tải trọng động ) ⇒ L = 25.8 (triệu vòng) Vậy : C d = 5.66* 8925.866.53 =<= C Vậy thỏa mãn điều ta chọn 4) Thiết kế ổ lăn cho trục tang: Chọn kiểu cùng với trục III, với kí hiệu 313. PHẦN : IX TÍNH TỐN VÀ CHỌN VỎ HỘP Các kích thướt chính: _ Vỏ hộp giảm tốc có nhiệm vụ đảm bảo vị trí tương đối giữa các chi tiết và các bộ phận của máy, tiếp nhận tải trọng do các chi tiết lắp trên vỏ truyền đế, đựng dầu bôi trơn và bảo vệ các chi tiết tránh bụi _ Vật liệu là gang xám GX15-32 _Chọn bề mặt lắp ghép giữa nắp hộp và thân hộp đi qua các trục để lắp các chi tiết thuận tiện và dễ dàng hơn _ Bề mặt lắp nắp và thân được cạo sạch hoặc mài, để lắp sít, khi lắp có một lớp sơn lỏng hoặc sơn đặt biệt. _ Mặt đáy lỗ dốc về phía lỗ tháo dầu với độ dốc từ 10...30, và ngay tại chỗ tháo dầu lõm xuống _ Kết cấu hộp giảm tốc đúc, với các kích thướt cơ bản như sau: ∗ Các kích thướt cơ bản của hộp giảm tốc: + Chiều dày: • Thân hộp: δ1 = 4*2.1 T > 6 Với T = 1366.93(Nm) , Mômen xoắn trên trục bánh răng cấp chậm. ⇒ δ1 =7.3(mm) , ⇒ Chọn δ1 =15 (mm) • Nắp hộp: δ2 =0.85*δ1 =12.75 ⇒ Chọn δ2 = 13( mm) Nhưng để dễ chế tạo thì ta chọn δ2 =15 (mm) • Gân: + Chiều dày gân nắp : m1 =( 0.85.. .1) δ2 = 85*15 =12.75 (mm) ⇒ Chọn m1 = 13 (mm) + Chiều dày gân thân: m2 = 0.85 δ1 = 12.75 (mm) ⇒ Chọn m2 = 13 (mm) • Bulông: + Bulông nền: d1 ≥1.6* 123 >T (bảng 10.13){2} ⇒ Chọn d1 = 22 (mm) + Bulông cạnh ổ: d2 = 0.7 d1 = 14.4 (mm) ⇒ Chọn d2 = 14 (mm) + Bu lông ghép mặt bích nắp và thân: d3 =0.8 *d2 =12.32 (mm) ⇒ chọn d3 = 14 (mm) + Bulông ghép nắp ổ: d4 =0.7* d2 = 9.8 (mm) ⇒ Chọn d4 = 12 (mm) + Bulông ghép nắp cửa thăm: d5 =0.6*d2 = 8.4 (mm) ⇒ chọn d5 = 10 (mm). + Chiều dày bích thân: • st =1.5 *d3 = 21 (mm) ⇒ chọn st = 21 (mm) • Chiều dày bích nắp: sn =1.5 d 3 = 21 (mm) ⇒ Chọn sn = 21 (mm) • Chiều dày mặt đế: sd =1.5 *d1 = 33 (mm) ⇒ Chọn sd = 33 (mm) + Số lượng bu lông nền : n = 6 (bu lông ) PHẦN : X CHỌN CÁC CHI TIẾT PHỤ 1) Vòng phớt dầu: _ Công dụng ngăn không cho dầu mở chảy ra ngồi, và ngăn không cho bụi từ ngồi vào trong hộp giảm tốc. Chọn loại vòng phớt hình thang _ Vị trí lắp đặt các đầu ló ra khỏi hộp giảm tốc _ Kích thướt vòng 2 phớt như sau: d d1 d2 D a b so 20 21 19 33 6 4.3 9 45 16 14 64 9 6.5 12 60 61.5 59 79 9 6.5 12 2) Chốt định vị: _ Có tác dụng định vị chính xác vị trí của nắp và bulông, hộp giảm tốc.Nhờ chốt định vị mà khi xiết bulông không làm biến dạng vòng ngồi của ổ, do đó loại trừ được nguyên nhân làm hỏng ổ. Theo bảng (17.4b)-[1], , ta có các thông số sau: dc =6( mm) l =40 (mm) c =1 (mm) 3) Nắp cửa thăm: _ Có tác để kiểm tra , quan sát các chi tiết máy ,trong hộp giảm tốc, và đổ dầu vào hộp giảm tốc, được bố trí trên đỉnh hộp, cửa thăm được đậy bằng nắp. Ta chọn kích thướt của cửa thăm như sau:(theo bảng 17. 5)-[1] A B A1 B1 C K1 R Vít sólượng 100 75 150 100 125 87 12 M8*22 4 4) Nút thông hơi : _ Công dụng để giảm áp suất và điều hòa không khí bên trong và bên ngồi hộp giảøm tốc: _ Vị trí của nút thông hơi được lắp trên nắp cửa thăm: _ các thông số cho trong bảng sau: A B C D E G H I K L M O P M27*3 15 30 15 45 36 32 6 4 10 8 22 6 5) Nút tháo dầu : Công dụng để tháo dầu củ và thay dầu mới -Vị trí lắp đặt : mặt đáy hợp -Kích thước như sau: (17.7)-[1]. D B M A F L C Q D1 D S D0 M20 15 9 4 3 28 2,5 17,8 21 30 22 25,4 6) Que thăm dầu : Công dụng để kiễm tra dầu trong hộïp giảm tốc -Vị trí lắp đặt nghiêng 1 góc nhỏ hơn 450 so với mặt bên -Kích thước theo tiêu chuẩn -Để tránh sóng dầu gây khó khăn cho việc kiểm tra que thăm dầu thường có vỏ bọc bên ngồi 7) Vòng chắn dầu : Công dụng không cho dầu và mỡ tiếp xúc trực tiếp vớinhau -Kích thước : bề rộng của vùng chắn 0…9 mm khe hở giữa vỏ hoặc ống lót với mặt ngồi của vùng ren lấy khoảng 0.02 (mm) PHẦN :XI DUNG SAI LẮP GHÉP Căn cứ vào yêu cầu làm việc cuả từng chi tiết trong hợp giảm tốc ,ta chọn các kiểu lắp ghép sau: 1- dung sai ổ lăn: Lắp theo hệ thống lổ , để vòng ổ không trượt trên bề mặt làm việc ,do đó ta chọn mối lắp k6 , lắp trung gian có độ dôi . Để ổ có thể di trượt dọc trục khi nhiệt độ tăng ta chọn kiể lắp trung gian H7/k6 2-lắp ghép bánh răng lên trục: Lắp theo hệ thống lổ , chọn kiể lắp H7/k6 3-Lắp ghép vòng hắn dầu lên trục : Để dể dàng tháo và lắp theo hệ thống lổ , ta chọn kiểu lắp H7/t6 4- Lắp chốt định vị : Chọn kiểu lắp H7/n8 5-Lắp ghép nắp ổ và thân hợp : Chọn hệ thống lắp theo hệ thống lổ ,chọn kiểu lắp lỏng H7/e8 , để dễ dàng tháo lắp và điều chỉnh. 6- Lắp theo then : + Theo chiều rộng kiểu lắp trên trục là P9/h9 và kiểu lắp trên mayơ J9/h9 + Theo chiều cao , sai lệch giới hạn kích thước then là h11 + Theo chiều dài , sai lệch giới hạn kích thước then là h14 *Bôi trơn hợp giảm tốc và ổ lăn -Bôi trơn hộp giảm tốc : Bằng cách ngâm dầu cho bánh răng ở nhiệt độ 500c ứng với vận tốc của bộ truyền v >3 m/s. Dầu có độ nhớt là 57centipois.Tra bảng ta chọn được dầu bôi trơn là dầu tuabin -Bôi trơn ổ: Do số vòng quay của ổ lăn nhỏ hơn 1500 (v/p) với ổ bi đỡ 1 dãy ta chọn chất bôi trơn là mỡ 2 mỡ lắp đầy 2/3 thể tích phần rỗng của bộ phận ổ. BẢNG DUNG SAI LẮP GHÉP STT TRUC CHI TIẾT KÍCH THƯỚC (mm) KIỂU LẮP. TRỤC I KHỚP NỐI- TRỤC Φ 24 H7/k6 TRỤC – Ổ LĂN Φ 25 k6 TRỤC – BÁNH RĂNG Φ 30 H7/k6 Ổ LĂN – THÂN MÁY Φ 24 H7 TRỤC II TRỤC -Ổ LĂN Φ 45 k6 Ổ LĂN –THÂN Φ 45 H7 TRỤC BÁNH RĂNG NHỎ Φ 50 H7/k6 TRỤC BÁNH RĂNG LỚ Φ 50 H7/k6 TRỤC III TRỤC – Ổ LĂN Φ 65 k6 Ổ LĂN – THÂN MÁY Φ 60 H7 TRỤC – BÁNH RĂNG Φ 70 H7/k6 TRỤC – KHỚP NỐI Φ 60 H7/k6 PHẦN: XII THIẾT KẾ PHANH Hình 5.8 : Mô hình bộ phanh Mômen cần có của bộ phanh : 238 ( N.m) Lực mà lò xo của bộ phanh cần tạo ra để nén má phanh vào trống phanh: 431 6,09,042,025,0 3,02381 =××× ×=××× ×= lfD lM P b η N Trong đó: Mb – Mômen phanh D – Đường kính trống phanh f – Hệ số ma sát giữa trống phanh và má phanh η - Hiệu suất của hệ thống bản lề L1 L Áp lực nén của trống phanh lên má phanh: 5,775 42,025,0 238 =×=×= fD M K b N Kiểm tra áp suất của má phanh lên trống phanh: [ ]p S Kp ≤= Trong đó: S - Diện tích tiếp xúc giữa trống phanh và má phanh S = π.D.B.β/360 β - Góc ôm của trống phanh lên má phanh B - Bề rộng của má phanh [p]- áp suất tiếp xúc cho phép Suy ra: 065,0 360 90.60.250.14,3 5,775p == < [p]= 0,4 N/mm2 Tính chọn lò xo cho càng phanh: Chọn lò xo có D = 60 mm, d = 6mm, n = 6, [τ] = 2,5.108 N/mm2, G=8.1010 N/mm2. Vì là loại phanh thường đóng nên lò xo luôn bị nén để tạo ra một lực là 431 N. Áp suất cực đại trong lò xo: 833max 10.3006,0.14,3 06,0.431.8 d. D.P.8 ==π=τ N/mm 2 Vì lúc bộ phanh hoạt động lò xo còn bị nén thêm một đoạn nữa nên để an tồn ta tăng đường kính của sợi lò xo lên thành 6,5 mm. Độ giản của lò xo mới là: 0313,0 0065,0.10.8 6.06,0.431.8 d.G n.D.P.8 410 3 4 3 ===λ m=31,3 mm Kết quả tìm được có ý nghĩa là : Với cơ cấu phanh này, sau kho lắp các chi tiết rời ban đầu thành cụm phanh hồn chỉnh thì ta tiến hành xiết ốc điều chỉnh lò xo dần dần sao cho lò xo bị nén vào một đoạn là 31,3 mm so với trạng thái tự do. Sau đó định lại các hệ thống tay đòn để mỡ phanh bằng lực điện từ.